_机械设计课程设计-二级齿轮减速器设计F=7,V=1.1,D=400_机械设计课程设计-二级齿轮减速器设计F=7,V=1.1,D=400

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P1院系班级XXXXX设计作者XXXXX设计日期2009年12月XXX大学机械工程学院2目录设计任务书3电动机的选择3传动比的选择4传动参数的设计4齿轮传动的设计4轴的设计13轴的校核16键的校核20轴承寿命校核20润滑及其他附件243设计内容计算及说明计算结果1、设计任务(1)、原始数据(2)、工作条件(3)、设计要求(4)、机构简图2、电机的选择一、设计题目(1)、运送带工作拉力F7KN(2)、运输带工作速度V11M/S允许速度误差5(3)、滚筒直径D400MM(4)、滚筒效率Η096(包括滚筒与轴承的效率损失)(5)、工作情况两班制,连续单向运转,载荷较平稳。(6)、使用折旧期8年(7)、工作环境室内,灰尘较大,环境最高温度35度以上(8)、动力来源,电机,三相交流电压380/220V(9)、4年一次大修,2年一次中修,半年一次小修(10)、一般机械厂制造,小批量生产。采用2级齿轮传动,第2级齿轮采用齿轮。编写设计计算说明书,绘出传动装置装配图(A0图),直齿轮及轴的零件图(A3图)。二、传动装置的总体设计(1)、工作机构所需功率PWFV71177KW2、各级效率齿轮啮合(闭式)效率Η1097,轴承效率Η2098连轴器效率Η3099,滚筒效率Η4096总效率Η24212340842(3)、所需电动机功率PDPW/Η914KW4、选择电动机由机械设计课程设计手册P167的表121得按PMPD来选取电动机为Y160M4转速NM1460MINRF7KNV11M/SD400MMΗ096PW77KWΗ1097,Η2098,Η3099,Η4096Η0842PD914KW选择电机43、传动比选择4、传动参数的设计输出轴直径DM42MM,P169表124工作机转速NWDV6060131404086MINR总传动比INM/NW/861698传动比分配I21II为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑,当两对齿轮的配对齿面硬度350HBS、齿宽系数相等时,考虑齿面接触强度接近相等的条件,取高速级传动比113131698470III23601、各轴转速NR/MINI轴转速NIMN1460R/MINII轴转速NII11IN1460470310R/MINⅢ轴转速N2IN310368611R/MIN2、各轴输入功率P(KW)轴I输入功率PI3DP1109999KW轴II输入功率PII112P99098097941KW轴Ⅲ输入功率P23P941098097895KW3、各轴转矩T(NM)轴I转矩TI999550955064751460PNMN轴II转矩TII941955095502899310PNMN轴Ⅲ转矩Y160M4型电动机转速NM1460MINRNW86MINRI1470I2360NI1460R/MINNII310R/MIN8611NR/MINPI99KWPII941KWP895KWTI6475NMTII2899NM9926TNM小齿轮40CR大齿轮45钢55、齿轮传动设计高速级齿轮(1)、选定齿轮材料和热处理方法2、齿数选择(3)、精度选择(4)、按齿面接触强度设计8959550955099268611PTNMN三、传动零件的设计计算减速箱是一般机械厂制造,小批量生产,且功率不大,可采用软齿面,查表确定小齿轮用40CR,调制后表面淬火,齿面硬度280HBS;大齿轮用45钢,调质处理,齿面硬度240HBS选小齿轮齿数Z123,大齿轮齿数Z2U1Z14725108减速器为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB1009588)。估算1D1D3211322HEDTZUUTK○1试选载荷系数KT13○2由机械设计P205表107选取齿宽系数1D○3由机械设计P201表106查得材料的弹性影响系数EZ1898MPA21○4由机械设计P209图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1HLM600MPA;大齿轮的接触疲劳强度极限2HLM550MPA;○5计算应力循环次数根据已知条件得减速器工作时间为八年,每年的工作日为300天,每天为两班制。即每天为28个小时。916060146012830083363810HNNJL2N336389810/369310○6由机械设计P203图1019查得解除疲劳寿命系数1HNK090;2HNK094○7计算接触疲劳许用应力取失效概率1,安全系数S1得1223108ZZKT131DEZ1898MPA211HLM600MPA2HLM550MPA913363810N2N938101HNK0902HNK0941H540MPA2H517MPA6SKHHNH1LIM1109600MPA540MPASKHHNH2LIM22094550MPA517MPA○8试算小齿轮分度圆直径DT1,代入H中较小值TD13211322HEDTZUUTK637○9计算圆周速度V116371460487/601000601000TDNVMS⑩计算齿宽B11637637DTBDMM⑾计算齿宽与齿高之比B/H模数11/637/23277TTMDZMM齿高225225277623THMMMB/H637/6231022⑿计算载荷系数根据V487M/S,8级精度,由机械设计P194图108查动载荷系数114VK;直齿轮,令/100/ATKFBNMM。由机械设计P195表103查得01FHKK;由机械设计P193表102查得使用系数1AK;由机械设计P196表104查7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,BKDDH322102306011801211423由B/H1156,4231HK查机械设计P198图1013得;301FK;故载荷系数11141014231622AVHHKKKKKV487M/S114VK01FHKK1AK;4231HK301FKK16227(5)按齿根弯曲强度设计⒀按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得33116371622136858TTDDKKMM⒁计算模数M6858/23298弯曲强度的设计公式为3212ZYYKTMDFSAFA1)确定公式内的各计算数值(1)由机械设计P208图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE5001;大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE3802;(2)由机械设计P206图1018查得弯曲疲劳寿命系数880,85021FNFNKK;(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14,得SKFEFNF111MPA5730341500850SKFEFNF222MPA8623841380880(4)计算载荷系数K1114101301482AVFFKKKKK(5)查取齿形系数由机械设计P200表105查得12260;218FAFAYY;(6)查取应力校正系数由机械设计P200表105查得121595;179SASAYY;(7)计算大,小齿轮的FSAFAYY013660573035951602111FSAFAYYMPAFE5001MPAFE38028501FNK8802FNK1F303572F23886K1436021FAY2218FAY121595179SASAYYM20MM/P
编号:201311220925231654    类型:共享资源    大小:1.23MB    格式:DOC    上传时间:2013-11-22
  
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