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机械设计课程设计-两级圆柱齿轮减速器设计机械设计课程设计-两级圆柱齿轮减速器设计 -- 50 元

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1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32000.953040wPFVw滚筒的转速6010006010006010000.9546.522390minwwDnVvrnD2.工作机的有效功率联轴器功率10.993齿轮功率20.97链轮功率30.92轴承功率40.99输送带功率50.955总效率为241234578.85工作机输出功率3040w滚筒转速46.522r/min总效率78.852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3040/78.853855.22w。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2.2最大转矩2.3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1440/46.52230.953。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/2i1.11.5。取1.3链转动比为24。取2.4。123iii30.953可求出1i4.095,2i3.150,3i2.4。3.各轴转速1mnn1440r/min121nni1440/4.095351.65r/min232nni351.65/3.15113.95r/min4.各轴输入功率03.855dppkw1013.8550.9933.828ppkw2123.8280.96033.676ppkw3233.6760.96033.530ppkw4343.6760.91083.215ppkw5.各轴输入转矩0009550PTn95503.855/144025.57N.m电动机型号Y112M4各级转动比依次为4.0953.150.2.4转速为1440r/m351.65r/m113.95r/m各轴输入功率为3.855kw3.828kw3.676kw3.530kw3.215kw各轴输入扭矩25.57N.m3设计计算与说明主要结果1119550PTn95503.828/144025.39N.m2229550PTn95503.676/351.6599.83N.m3339550PTn95503.530/113.95295.84N.m4449550PTn95503.215/46.522660.28N.m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)14401440351.65113.9546.522功率(KW)3.8553.8283.6763.5303.215转矩(N.m)25.5725.3999.83295.84660.28转动比14.0953.152.4效率0.9930.96030.96030.91084.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tK1.6,2.由图1030选取区域系数HZ2.433。3.由图1026查得10.77,20.93。121.7。4.由表107选取齿宽系数d1。5.由106查得材料影响系数EZ189.812MPa6.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。25.39N.m99.83N.m295.84N.m660.28N.m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)/22.07369102N1N/(21i)0.506375910由图1019取接触疲劳寿命系数1HNK0.9,2HNK0.95取失效概率1,安全系数为S1。1H1HNKlim1/S0.9600540MPa。2H2HNKlim2/S0.95550522.5MPa。7.许用接触应力H(1H2H)/2531.21MPa。2)计算1.23121ttHEtHdKTuZZdu24321.62.539104.09512.433189.8531.251.74.09535.55mm2.V11601000tdn2.680m/s3.bd1td35.55135.55mmntm1tdcos/1z35.55cos14/211.643mmh2.25ntm2.251.6433.70mmb/h35.55/3.709.6084.计算纵向重合度0.318d1ztan0.318121tan141.6655.计算载荷系数Ka1.5由V2.680m/s,7级精度,由图108查得动载系数Kv1.1由表1013查FK1.33,表104查HK1.415由表103查HKFK1.4所以KKaKvHKHK1.51.11.41.4153.269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33.26935.551.645.11计算模数nm11cos/dz(45.11cos014)/212.08mm3.按齿根弯曲强度计算213212FaSaFdKTYCOSYYmnZ确定系数KKaKvFKFK1.51.11.41.333.0723由纵向重合度从图1028查螺旋影响系数Y0.88计算当量齿数33011/cos21/cos14vzz22.98833022/cos85/cos14vzz93.05查齿形系数由表105查12.69FaY22.194FaY11.575SaY11.783SaY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10.85FNK,20.88FNK取弯曲疲劳安全系数S1.4,且为对称循环。1110.855000.70.71.4FNFNFKS212.5MPa21220.883800.70.71.4FNFNFKS167.2MPa。计算大小齿轮的FaSaFYY,并比较111FaSaFYY2.691.575/212.50.01994,222FaSaFYY2.1941.783/167.20.023397。大齿轮数大模数为2.086设计计算与说明主要结果设计计算213212FaSanFdKTYCOSYYmZ1.59mm综合比较可取模数为2.5mm。可满足弯曲强度和接触强度。4.几何尺寸计算中心距a12/2cosnzzm021852.5/2cos14136.556mm将中心距圆整为136mm则021852.5cos13.02682136ar其改变不是很大,不必修正。大小齿轮分度圆直径110212.553.89coscos13.0268nzmdmm220852.5218.11coscos13.0268nzmdmm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tK1.6,2.由图1030选取区域系数HZ2.433。3.由图1026查得10.73,20..88。121.61。4.由表107选取齿宽系数d1。5.由106查得材料影响系数EZ189.812MPa6.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1.59最后取2.5中心距为136分度圆直径为53.89218.11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351.651(1030028)/20.759559102N1N/(22i)0.24113910由图1019取接触疲劳寿命系数1HNK0.91,2HNK0.94取失效概率1,安全系数为S1。1H1HNKlim1/S0.91600546MPa。2H2HNKlim2/S0.94550517MPa。7.许用接触应力H(1H2H)/2531.5MPa。2)计算1.23121ttHEtHdKTuZZdu24321.69.8832103.1512.433189.8531.51.613.1558.02mm2.V11601000tdn1.0680m/s3.bd1td58.02158.02mmntm1tdcos/1z58.02cos14/262.165mmh2.25ntm2.252.1654.8732mmb/h58.02/4.873211.9095.计算纵向重合度0.318d1ztan0.318126tan142.0615.计算载荷系数Ka1.5由V1.069m/s,7级精度,由图108查得动载系数Kv1.06由表1013查FK1.40,表104查HK1.42由表103查HKFK1.4所以KKaKvHKHK1.51.061.41.423.16092
编号:201311221008341823    大小:1.17MB    格式:DOC    上传时间:2013-11-22
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