拉拔机设计毕业设计(编辑修改稿)

拉拔机设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

()  2l i m 1 1 7 2 0 1 7 4 8 2 0 8 3 6 /Hb H R C N m m        2l i m 2 2 6 9 2 3 0 0 6 9 6 6 9 /Hb H B S N m m       由此可以看出 1lim2lim bHbH   ，所以应该考虑 2][ H。 同样，对于调质处理的齿轮 S=1。 922 9 2 0 01 4 8 06060  tnN () 取 HNK =1 所以 22lim HNbH KS608MPa 2）许用 弯曲 应力 11 由公式知   l i mFbF F c F LF KKS ＝ () 查表可知 )/(600 21lim mmNbF  )/(540 22lim mmNbF  取 2FS ，单向传动取 FcK =1， 1FLK ，于是得出：   2l i m 1 600 3 0 0 ( / )2FbF F c F LF K K N m mS 1 ＝   2l i m 2 540 2 7 0 ( / )2FbF F c F LF K K N m mS 2 ＝ 按齿面接触强度计算 由设计计算公式进行试算，即 3 121 1)][(dHEt KTuuZd   其中 1,  uKd 经过计算得出 3 121 1)][(dHEt KTuuZd   = 所以取 d1=132mm， Z1=33， m=4mm， 则有 齿宽 B=60mm， Z1=Z2=33， 132)(221  zzmamm， mmdd 13221  反转第二级齿轮对 设计参数： .91 0 81 1  MPP 联 (Kw)； 14801n r/min； n r/min； i=； T2=（ mN ）； 寿命 t=19200h； 精度等级为 7 级。 齿轮材料： 12 大齿轮： 40Cr，表面淬火； 小齿轮： 40Cr，表面淬火； 因为在反向第一级齿轮传动中，要保证同正转齿轮具有相同的中心距，因此反向第二级齿轮的中心 距也已经确定 ： 168132300 a mm； 同样第二级齿轮传动的大齿轮的参数也能够确定： 大齿轮 Z2=51,模数 m=4mm，齿宽 B=60mm，分度圆直径 mmd 1682 。 验算齿面接触疲劳强度 1 13112 1VH H E dT K K iZ Z Z di   () 其中 HZ ， 1Z ，227 1 mmNZ E ， HVK ，计算出 2/ mmNH  22 /608][ mmNH  满足要求。 4.、验算弯曲应力 SK FEFNF   () 查得小齿轮的弯曲疲劳寿命系数 , 21  FNFN KK ； 取弯曲疲劳安全系数 S=，由式 ()计算得 M P aSK FEFNF   M P aSK FEFNF 3 3 8   计算载荷系数 K K=   FFVA KKKKK = () 查取齿形系数 2 2。 21  FaFa YY ； 查取应力校正系数 7 6。 21  SaSa YY ； 计算大、小齿轮的][ FSaFaYY的值并加以比较。 01 3 ][ 1 11 F SaFa YY  () 13 0 1 3 8 7 6 2 ][ 2 22 F SaFa YY  () 所以大齿轮的值比较大，用大齿轮的值来验算模数。 3 23 2 7 0 2 7 0 )][(2 FSaFadYYzKTm = m值满足条件，所以弯曲应力满足。 齿轮设计结果： d m z a b  *ah *c 正转 大 480 4 120 300 45 20 1 小 120 30 50 反转 一级 132 33 132 50 惰轮 132 33 55 二级 168 小 204 51 62 表 齿轮参数 轴的设计计算 联轴器的选择 mNT  ，电机轴直径： D=60，所以选择联轴器的型号 GYS8； 初选轴径 花键轴和低速轴的材料为 45号钢，调质处理 ,惰轮轴的材料采用 40Cr，调质处理。 轴径 d 初步计算公式为： 3nPAd () P 轴传递的额定功率，单位 Kw； 参 数 齿 轮 14 A 参数； n 轴的转速； 花键轴的轴径： mmnPAd 33  因为该轴为花键轴，考虑到花键轴的型号，所以选择花键轴的最小轴径为 65mm 花键轴的结构效果图如下所示： 图 花键轴的结构三维效果图 花键轴的型号为 10— 78 72 12； 惰轮轴的轴径： mmnPAd 48 0898 33  考虑到惰轮轴上的键槽，取惰轮轴的最小直径为 40mm； 低速轴的轴径： mmnPAd 33  考虑到低速轴的键槽和联轴器的尺寸，选择低速轴的最小轴径为 70mm。 低速轴的结构效果图： 图 低速轴的三维效果图 减速器箱体结构和尺寸的确定 箱座壁厚：设计中采用二级齿轮传动，所以  = +3 8mm，这里 a =300mm，所以，取  =15mm； 箱盖壁厚： 设计中采用二级齿轮传动，所以 1 = +3 8mm，这里 a =300mm，所以，取 1 =15mm； 箱盖、箱座凸缘厚度：  bb ，这里取 bb1 30mm； 箱座底凸缘厚度： b ，这里取 2b =30mm； . 15 地脚螺钉的个数： n=6； 轴承旁连接螺栓直径： fdd  ，这里取 1d 24mm； 盖与座连接螺栓直径： fdd  ，这里取 2d 30mm； 地脚螺钉的直径：  ad f ，这里取 fd 36mm； 中心高： H =大齿轮的齿顶圆半径 +40+20，这里取 H 350mm； 定位销直径： dd ，这里取 d 24mm； 箱盖、箱座肋厚： 11 ,   mm ，取 m 1m =20mm。 初选轴承及轴承端盖尺寸的确定 轴承的选择 轴承的型号选择要根据轴的轴径和具体工作时的受力情况来分析、选取，由于在本设计中轴所受的轴向力不大，所以选择深沟球轴承。 花键轴的轴承： 6213； 惰轮轴的轴承：惰轮轴的小端选择 6206，大端选择 6208； 低速轴的轴承： 6216； 轴承端盖的尺寸 花键轴的轴承端盖：螺钉直径 3d =6mm，个数为 4 ， 30 dDD  =120+ 6=135mm（ D 为轴承外径），。