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机械设计课程设计-两级圆柱齿轮减速器设计

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机械设计课程设计-两级圆柱齿轮减速器设计

P1设计计算与说明主要结果1传动方案的分析传动方案如下为两级圆柱齿轮减速器。齿轮为斜齿轮,总传动比大,结构简单,应用广。斜齿轮传动时,传动平稳。链传动运动不平稳,为减小冲击和振动,将其布置在低速级。2电动机的选择1工作机的输出功率32000953040WPFVW滚筒的转速60100060100060100009546522390MINWWDNVVRND2工作机的有效功率联轴器功率10993齿轮功率2097链轮功率3092轴承功率4099输送带功率50955总效率为24123457885工作机输出功率3040W滚筒转速46522R/MIN总效率78852设计与计算说明主要结果3电动机的选择所需电机功率WDPP3040/7885385522W。参考文献查表201,可取Y112M4型号。额定功率4KW满载转速1440R/MIN额定转矩22最大转矩23质量43KG中心高H112MM。外伸轴段D与E为28MM和60MM。3转动装置的设计1计算总转动比MWNIN1440/4652230953。2分配各级转动比为使两极的大齿轮有相近的浸油深度,高速转动比1I和低速转动比2I为1I/2I1115。取13链转动比为24。取24。123III30953可求出1I4095,2I3150,3I24。3各轴转速1MNN1440R/MIN121NNI1440/409535165R/MIN232NNI35165/31511395R/MIN4各轴输入功率03855DPPKW101385509933828PPKW2123828096033676PPKW3233676096033530PPKW4343676091083215PPKW5各轴输入转矩0009550PTN95503855/14402557NM电动机型号Y112M4各级转动比依次为4095315024转速为1440R/M35165R/M11395R/M各轴输入功率为3855KW3828KW3676KW3530KW3215KW各轴输入扭矩2557NM3设计计算与说明主要结果1119550PTN95503828/14402539NM2229550PTN95503676/351659983NM3339550PTN95503530/1139529584NM4449550PTN95503215/4652266028NM以上数据整理如下项目电动机轴高速轴中间轴低速轴卷轴转速(R/MIN)14401440351651139546522功率(KW)38553828367635303215转矩(NM)2557253999832958466028转动比1409531524效率09930960309603091084转动件的设计(一)高速级齿轮的设计1选择精度,材料,齿数。参考文献(2)第十章一般工作机,速度不高,选7级。小齿轮为40CR,调质处理,硬度280HBS,大齿轮为45钢,调质处理,硬度240HBS。小齿轮齿数选21,大齿轮选85。初选螺旋角14度2按齿面接触强度计算即23121TTHETHDKTUZZDU1)确定各计算值1,试选TK16,2由图1030选取区域系数HZ2433。3由图1026查得1077,2093。1217。4由表107选取齿宽系数D1。5由106查得材料影响系数EZ189812MPA6由图1021D,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限LIM1600MPALIM2550MPA。2539NM9983NM29584NM66028NM精度7级材料40CR齿数21/854设计计算与说明主要结果应力循环次数。1N160HNJL/26014401(1030028)/2207369102N1N/(21I)0506375910由图1019取接触疲劳寿命系数1HNK09,2HNK095取失效概率1,安全系数为S1。1H1HNKLIM1/S09600540MPA。2H2HNKLIM2/S0955505225MPA。7许用接触应力H(1H2H)/253121MPA。2)计算123121TTHETHDKTUZZDU2432162539104095124331898531251740953555MM2V11601000TDN2680M/S3BD1TD355513555MMNTM1TDCOS/1Z3555COS14/211643MMH225NTM2251643370MMB/H3555/37096084计算纵向重合度0318D1ZTAN0318121TAN1416655计算载荷系数KA15由V2680M/S,7级精度,由图108查得动载系数KV11由表1013查FK133,表104查HK1415由表103查HKFK14所以KKAKVHKHK15111414153269按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为5设计计算与说明主要结果311TKDDKT332693555164511计算模数NM11COS/DZ(4511COS014)/21208MM3按齿根弯曲强度计算213212FASAFDKTYCOSYYMNZ确定系数KKAKVFKFK15111413330723由纵向重合度从图1028查螺旋影响系数Y088计算当量齿数33011/COS21/COS14VZZ2298833022/COS85/COS14VZZ9305查齿形系数由表105查1269FAY22194FAY11575SAY11783SAY由1020C查小齿轮的弯曲疲劳极限为500MPA,大齿轮的为380MPA。由图1018取弯曲疲劳系数为1085FNK,2088FNK取弯曲疲劳安全系数S14,且为对称循环。111085500070714FNFNFKS2125MPA2122088380070714FNFNFKS1672MPA。计算大小齿轮的FASAFYY,并比较111FASAFYY2691575/2125001994,222FASAFYY21941783/16720023397。大齿轮数大模数为2086设计计算与说明主要结果设计计算213212FASANFDKTYCOSYYMZ159MM综合比较可取模数为25MM。可满足弯曲强度和接触强度。4几何尺寸计算中心距A12/2COSNZZM0218525/2COS14136556MM将中心距圆整为136MM则0218525COS1302682136AR其改变不是很大,不必修正。大小齿轮分度圆直径11021255389COSCOS130268NZMDMM220852521811COSCOS130268NZMDMM大小齿轮吃宽分别取55MM,60MM。(二)低速级齿轮设计1选择精度,材料,齿数。一般工作机,速度不高,选7级。小齿轮为40CR,调质处理,硬度280HBS,大齿轮为45钢,调质处理,硬度240HBS。小齿轮齿数选26,大齿轮选82。初选螺旋角14度2按齿面接触强度计算即23121TTHETHDKTUZZDU1)确定各计算值1,试选TK16,2由图1030选取区域系数HZ2433。3由图1026查得1073,2088。12161。4由表107选取齿宽系数D1。5由106查得材料影响系数EZ189812MPA6由图1021D,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限LIM1600MPA模数为159最后取25中心距为136分度圆直径为538921811齿宽为60557级45钢齿数26/827设计计算与说明主要结果LIM2550MPA。应力循环次数。1N160HNJL/260351651(1030028)/20759559102N1N/(22I)024113910由图1019取接触疲劳寿命系数1HNK091,2HNK094取失效概率1,安全系数为S1。1H1HNKLIM1/S091600546MPA。2H2HNKLIM2/S094550517MPA。7许用接触应力H(1H2H)/25315MPA。2)计算123121TTHETHDKTUZZDU243216988321031512433189853151613155802MM2V11601000TDN10680M/S3BD1TD580215802MMNTM1TDCOS/1Z5802COS14/262165MMH225NTM225216548732MMB/H5802/48732119095计算纵向重合度0318D1ZTAN0318126TAN1420615计算载荷系数KA15由V1069M/S,7级精度,由图108查得动载系数KV106由表1013查FK140,表104查HK142由表103查HKFK14所以KKAKVHKHK1510614142316092/P

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