錐柱課程設計
⑴ 機械設計課程設計錐齒輪二級減速器 運輸帶工作拉力6000N 運輸帶工作速度0.3m/s 捲筒直徑200mm
OPQ你好,整理的1000份機械課設畢設,你說的裡面有的,直接用就行R
⑵ 請問大三機械設計課程設計圓錐圓柱齒輪減速器總結如何寫
雙級主減速器
當主減速器傳動比較大時,為保證汽車具有足夠的離地間隙,這時則需採用雙級主減速器。
先了解單級減速器吧。
單級減速器就是一個主動椎齒輪(俗稱角齒),和一個從動傘齒輪(俗稱盆角齒),主動椎齒輪連接傳動軸,順時針旋轉,從動傘齒輪貼在其右側,嚙合點向下轉動,與車輪前進方向一致。由於主動錐齒輪直徑小,從動傘齒輪直徑大,達到減速的功能。
雙級減速器多了一個中間過渡齒輪,主動椎齒輪左側與中間齒輪的傘齒部分嚙合,傘齒輪同軸有一個小直徑的直齒輪,直齒輪與從動齒輪嚙合。這樣中間齒輪向後轉,從動齒輪向前轉動。中間有兩級減速過程。 雙級減速由於使車橋體積增大,過去主要用在發動機功率偏低的車輛匹配上,現在主要用於低速高扭矩的工程機械方面。
在雙級式主減速器中,若第二級減速在車輪附近進行,實際上構成兩個車輪處的獨立部件,則稱為輪邊減速器。這樣作的好處是可以減小半軸所傳遞的轉矩,有利於減小半軸的尺寸和質量。輪邊減速器可以是行星齒輪式的,也可以由一對圓柱齒輪副構成。當採用圓柱齒輪副進行輪邊減速時可以通過調節兩齒輪的相互位置,改變車輪軸線與半軸之間的上下位置關系。這種車橋稱為門式車橋,常用於對車橋高低位置有特殊要求的汽車。
按主減速器傳動比檔數分,可分為單速式和雙速式兩種。目前,國產汽車基本都採用了傳動比固定的單速式主減速器。在雙速式主減速器上,設有供選擇的兩個傳動比,這種主減速器實際上又起到了副變速器的作用。
⑶ 誰能幫我弄個 錐圓柱齒輪減速器f=3000n v=1.3m/s d=300mm課程設計說明書+裝配圖 重謝
圓錐圓柱齒輪減速器,俺根據你的要求搞定它。。
⑷ 急求!!!!!機械設計課程設計鏈式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器全部裝配圖 還有說明書請附上
可以給你設計數據作參考,圖紙和說明書自己動手,學機械的,這點都搞不定還能做什麼呢??如果你要,就發信息給我。已知:運輸帶F=2600N,V=1.5m/s,捲筒直徑D=270mm。1、輸出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw捲筒轉速N2=(60000*V)/(π*D)=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min輸出轉矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m2、根據負載選擇電動機。雙級圓錐圓柱齒輪傳動的效率為0.94~0.95,取0.94則電機功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw查表:選擇Y系列電機,型號為Y132S-4,額定功率P1=5.5kw,轉速n1=1440r/min。則總傳動比i=N1/N2=1440/106.2=13.563、傳動比分配:因為速度、載荷都不大,採用二級直齒圓錐圓柱齒輪傳動。高速級傳動為直齒錐齒輪,為避免錐齒輪尺寸過大,取傳動比i1=0.25*i=3.14,取i1=3則i2=i/i1=13.56/3=4.52。高速級錐齒輪設計計算:1、小齒輪材料選用40Cr淬火,硬度48-55HRC大齒輪選用45調質,硬度217-255HBS2、小齒輪轉矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48N.m按齒面接觸強度初步估算:公式:d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3)載荷系數k=1.2齒數比u=i1=3查小齒輪齒面接觸疲勞極限σHlim=1200MPaσ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa(S'H估算時取1.1)則d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm3、查手冊,取小齒輪齒輪Z1=19則Z2=i1*Z1=19*3=57分錐角:δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6"δ2=90°-δ1=71°33'54"大端模數:me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取標准值me=2.5mm大端度圓直徑:de1=me*z1=2.5*19=47.5mmde2=me*z2=2.5*57=142.5mm外錐距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm齒寬b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm,取23mm中點模數M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm中點分度圓直徑dm1=2.125*19=40.375mmdm1=2.125*57=124.125mm當量齒數Zv1=z1/cosδ1=20.028Zv2=z2/cosδ2=180.25變位系數為0其他結構尺寸(略)4、較核齒面接觸疲勞強度(略)5、工作圖(略)圓柱齒輪傳動設計計算:一、設計參數傳遞功率P=5.5(kW)傳遞轉矩T=109.42(N·m)齒輪1轉速n1=480(r/min)齒輪2轉速n2=106.2(r/min)傳動比i=4.52原動機載荷特性SF=均勻平穩工作機載荷特性WF=均勻平穩預定壽命H=40000(小時)二、布置與結構閉式,對稱布置三、材料及熱處理硬齒面,熱處理質量級別MQ齒輪1材料及熱處理20Cr齒輪1硬度取值范圍HBSP1=56~62齒輪1硬度HBS1=59齒輪2材料及熱處理=45調質齒輪2硬度取值范圍HBSP2=217~255HBS齒輪2硬度HBS2=230HBS四、齒輪精度:7級五、齒輪基本參數模數(法面模數)Mn=2.5齒輪1齒數Z1=17齒輪1變位系數X1=0.00齒輪1齒寬B1=25.00(mm)齒輪1齒寬系數Φd1=0.588齒輪2齒數Z2=77齒輪2變位系數X2=0.00齒輪2齒寬B2=20.00(mm)齒輪2齒寬系數Φd2=0.104總變位系數Xsum=0.000標准中心距A0=117.50000(mm)實際中心距A=117.50000(mm齒輪1分度圓直徑d1=42.50000(mm)齒輪1齒頂圓直徑da1=47.50000(mm)齒輪1齒根圓直徑df1=36.25000(mm)齒輪1齒頂高ha1=2.50000(mm)齒輪1齒根高hf1=3.12500(mm)齒輪1全齒高h1=5.62500(mm)齒輪1齒頂壓力角αat1=32.777676(度)齒輪2分度圓直徑d2=192.50000(mm)齒輪2齒頂圓直徑da2=197.50000(mm)齒輪2齒根圓直徑df2=186.25000(mm)齒輪2齒頂高ha2=2.50000(mm)齒輪2齒根高hf2=3.12500(mm)齒輪2全齒高h2=5.62500(mm)齒輪2齒頂壓力角αat2=23.665717(度)齒輪1分度圓弦齒厚sh1=3.92141(mm)齒輪1分度圓弦齒高hh1=2.59065(mm)齒輪1固定弦齒厚sch1=3.46762(mm)齒輪1固定弦齒高hch1=1.86889(mm)齒輪1公法線跨齒數K1=2齒輪1公法線長度Wk1=11.66573(mm)齒輪2分度圓弦齒厚sh2=3.92672(mm)齒輪2分度圓弦齒高hh2=2.52003(mm)齒輪2固定弦齒厚sch2=3.46762(mm)齒輪2固定弦齒高hch2=1.86889(mm)齒輪2公法線跨齒數K2=9齒輪2公法線長度Wk2=65.42886(mm)齒頂高系數ha*=1.00頂隙系數c*=0.25壓力角α*=20(度)端面齒頂高系數ha*t=1.00000端面頂隙系數c*t=0.25000端面壓力角α*t=20.0000000(度)六、強度校核數據齒輪1接觸強度極限應力σHlim1=1250.0(MPa)齒輪1抗彎疲勞基本值σFE1=816.0(MPa)齒輪1接觸疲勞強度許用值[σH]1=1576.3(MPa)齒輪1彎曲疲勞強度許用值[σF]1=873.5(MPa)齒輪2接觸強度極限應力σHlim2=1150.0(MPa)齒輪2抗彎疲勞基本值σFE2=640.0(MPa)齒輪2接觸疲勞強度許用值[σH]2=1450.2(MPa)齒輪2彎曲疲勞強度許用值[σF]2=685.1(MPa)接觸強度用安全系數SHmin=1.00彎曲強度用安全系數SFmin=1.40接觸強度計算應力σH=1340.5(MPa)接觸疲勞強度校核σH≤[σH]=滿足齒輪1彎曲疲勞強度計算應力σF1=455.2(MPa)齒輪2彎曲疲勞強度計算應力σF2=398.3(MPa)齒輪1彎曲疲勞強度校核σF1≤[σF]1=滿足齒輪2彎曲疲勞強度校核σF2≤[σF]2=滿足實際傳動比i2=z2/z1=77/17=4.53總傳動比i=i1*i2=3*4.53=13.6誤差:(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
⑸ 機械設計課程設計 用於螺旋輸送機傳動裝置的一級齒輪減速器(圓柱或錐齒)
這個比我的二級圓錐簡單得多啦 ,還賞分這么多!
⑹ 課程設計錐齒輪減速器——開式齒輪裝配圖和零件圖
需要幫忙做么
⑺ 跪求機械課程設計 錐齒輪減速器——開式齒輪 軸的設計,急求啊!!!
我是學機械的,去年剛搞過,手工畫過A0/A3/A4圖紙,手工寫說明書,你要的話(說明書和CAD圖紙),我發給你,對了你是一級還是二級減速,我做的是圓柱齒輪二級,說明書是標准規范版,很具有參考意義,甚至你只要改一下齒輪的設計,以圓柱齒輪計算為參考計算,這要就搞完了。
我的郵箱是940935810,要的話發一個郵件
⑻ 求一份 機械設計課程設計 單級錐齒輪減速器的 設計書
一級直齒圓柱齒輪減速器設計
機械設計課程設計計算說明書
一、傳動方案擬定…………….……………………………….2
二、電動機的選擇……………………………………….…….2
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4
四、運動參數及動力參數計算………………………….…….5
五、傳動零件的設計計算………………………………….….6
六、軸的設計計算………………………………………….....12
七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…19
八、鍵聯接的選擇及計算………..……………………………22
設計題目:V帶——單級圓柱減速器
計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
(1) 工作條件:使用年限8年,工作為二班工作制,載荷平穩,環境清潔。
(2) 原始數據:滾筒圓周力F=1000N;帶速V=2.0m/s;滾筒直徑D=500mm;滾筒長度L=500mm。
二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇: Y系列三相非同步電動機
2、電動機功率選擇:
(1)傳動裝置的總功率:
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)電機所需的工作功率:
P工作=FV/1000η總
=1000×2/1000×0.8412
=2.4KW
3、確定電動機轉速:
計算滾筒工作轉速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/π×50
=76.43r/min
按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍,取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』a=3~6。取V帶傳動比I』1=2~4,則總傳動比理時范圍為I』a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』d=I』a×
n筒=(6~24)×76.43=459~1834r/min
符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。
根據容量和轉速,由有關手冊查出有三種適用的電動機型號:因此有三種傳支比方案:如指導書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比,可見第2方案比較適合,則選n=1000r/min 。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型,所需的額定功率及同步轉速,選定電動機型號為Y132S-6。
其主要性能:額定功率:3KW,滿載轉速960r/min,額定轉矩2.0。質量63kg。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比:i總=n電動/n筒=960/76.4=12.57
2、分配各級偉動比
(1) 據指導書P7表1,取齒輪i齒輪=6(單級減速器i=3~6合理)
(2) ∵i總=i齒輪×I帶
∴i帶=i總/i齒輪=12.57/6=2.095
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速(r/min)
nI=n電機=960r/min
nII=nI/i帶=960/2.095=458.2(r/min)
nIII=nII/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min)
2、 計算各軸的功率(KW)
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η帶=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.304×0.98×0.96
=2.168KW
3、 計算各軸扭矩(N?;mm)
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960
=23875N?;mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.304/458.2
=48020.9N?;mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4
=271000N?;mm
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
(1) 選擇普通V帶截型
由課本P83表5-9得:kA=1.2
PC=KAP=1.2×3=3.9KW
由課本P82圖5-10得:選用A型V帶
(2) 確定帶輪基準直徑,並驗算帶速
由課本圖5-10得,推薦的小帶輪基準直徑為
75~100mm
則取dd1=100mm>dmin=75
dd2=n1/n2?;dd1=960/458.2×100=209.5mm
由課本P74表5-4,取dd2=200mm
實際從動輪轉速n2』=n1dd1/dd2=960×100/200
=480r/min
轉速誤差為:n2-n2』/n2=458.2-480/458.2
=-0.048<0.05(允許)
帶速V:V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
在5~25m/s范圍內,帶速合適