混泥土搅拌机设计_毕业论文(编辑修改稿)

混泥土搅拌机设计_毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

f、查取应力校正系数。 由表查得 1  ； 2  g、计算大小齿轮的  Fa SaFYY ，并加以比较。  111 2 .8 0 1 .5 5 0 .0 1 43 0 7 .1 4F a S aFYY   222 2 .2 2 1 .7 7 0 .0 1 62 4 1 .5 7F a S aFYY  大齿轮数值大。  221321 253222 6 5 101 20F a SaFYYKTmdzmm     淮安信息职业技术学院毕业设计 8 由于齿轮的模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而断面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。 可取由弯曲强度所算得的模数 ，并就近圆整为 1 mm ，算出小齿轮的齿数： 11 1 3 1 .0 5 2 9 .1 24 .5dz m   取 1 30z ，则 21 30 z i     取 2 118z  (4) 几 何尺寸计算。 ○1 计算分度圆直径。 11 30 4. 5 13 5d z m m m    22 1 1 8 4 .5 5 6 6d z m m m    ○2 计算中心距。 12 1 3 5 5 6 6 35122dda m m    ○3 计算齿轮宽度。 1 1 1 3 5 1 3 5b d d m m      取 2 135B mm ， 1 140B mm。 、第二级齿轮设计计算 由于第一级传动齿轮的传动比 1  ，则第二级齿轮的传动比 iii。 选取小齿轮的材料为 40Cr（调质）。 硬度为 250HBS。 大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 210HBS，材料硬度差为 30HBS。 初选小齿轮的齿数为 1 20z ，则大齿轮的齿数2 1 1 2 0 5 1 0 0z z i   。 (1) 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 109a）进行计算 第二章 传动系统设计  2131 Et KT Zudd u H   ○1确定公式内各计算数值 a、选取截面载荷系数  b、计算小齿轮传递的转矩。 mmNnPT   c、选取齿宽系数： 1d d、由表查得材料的弹性影响系数： Mpa e、由按齿面硬度查得小齿轮的抗疲劳强度极限 lim 1 600H Mpa 。 大齿轮的接触强度极限 lim 1 550H Mpa 。 g、由图 10— 19取接触疲劳寿命系数。 1  2  h、计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 1s。 由式（ 10— 12）得 :   1 l i m11 0 . 9 4 6 0 0 5 6 4K H NH M p a M p as        2 l i m 22 0 . 9 8 5 5 0 4 9 0K H NH M p a M p as      (2)计算 ○1 计算小齿轮分度圆直径 1td ，代入  H 中较小的值。  213126312 . 3 21 . 3 2 . 1 4 1 0 6 1 8 9 . 82 . 3 21 5 4 9 01 8 4 . 2 5EtK T Zudd u Hmm      淮安信息职业技术学院毕业设计 8 ○2 计算圆周速度 v。 1 8 4 . 2 5 4 8 26 0 1 0 0 0 3 . 9 11 . 1 9v m sms  ○3 计算齿宽 b。 1 18 4. 25tb d d mm    ○4 计算齿宽与齿高之比。 模数 111 8 4 .2 5 9 .2 120tt dm m m m mz   齿高 2. 25 2. 25 9. 21 20 .7 2th m m m    齿宽比 1 8 4 .2 5 8 .8 92 0 .7 2b h  ○5 计算载荷系数。 取 动载系数  载荷由表 查得 使用系数  故载荷系数： 1 .5 1 .0 3 1 1 .4 52 .2 4A V H Hk k k k k    ○6 按实际载荷系数校正所得的分度圆直径。 由式（ 10— 10a）得 3311 2 . 2 41 8 4 . 2 5 2 2 0 . 8 91 . 3ttkd d m mk   ○7 计算模数 m。 112 2 0 .8 9 1 1 .0 420tdm z   按齿根弯曲强度设计。 （ 3）由式（ 10— 5）得弯曲强度的设计公式为： 第二章 传动系统设计  13 212 F a S aFYYKTm dz    ○1 确定公式内的各计算数值。 a、由图 10— 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限值： 1 500FE Mpa  大齿轮的弯曲强度极限： 2 380FE Mpa  b、由图 10— 18 取弯曲疲劳寿命系数。 1  2  c、计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数  ，由式（ 10— 12）得 :   111 0 . 8 3 5 0 0 2 9 6 . 4 31 . 4F N F EF k M p a M p as      221 0 . 8 6 3 8 0 2 3 3 . 4 31 . 4F N F EF k M p a M p as    d、计算载荷系数 k。 分配系数 1HFkk 1 . 5 1 . 0 3 1 1 . 3 8 2 . 1 3A V F Fk k k k k      e、查取齿形系数。 由表 10— 5查得 1  ； 2  f、查取应力校正系数。 由表 10— 5查得 1  ； 2  g、计算大小齿轮的  Fa SaFYY ，并加以比较。  111 2 .8 0 1 .5 5 0 .0 1 4 62 9 6 .4 3F a S aFYY   222 2 .1 8 1 .7 9 0 .0 1 6 72 3 3 .4 3F a S aFYY  大齿轮数值大。 ○2 设计计算。 淮安信息职业技术学院毕业设计 8  221321 263222 2 . 1 3 2 . 1 4 1 0 0 . 0 1 6 71 2 07 . 2 5F a S aFYYKTmdzmm     由弯曲强度所算得的模数 ，依照第一级齿轮就近圆整为。 按接触强度算得的分度圆直径 1 mm ，算出小齿轮的齿数： 11 2 2 0 .8 9 2 9 .4 57 .5dz m   取 1 30z ，则 21 30 5 150z z i     这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触 疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 （ 1） 几何尺寸计算。 ○1 计算分度圆直径。 11 3 0 7 .5 2 2 5d z m m m    22 15 0 7. 5 11 25d z m m m    ○2 计算中心距。 12 2 2 5 1 1 2 5 67522dda m m    ○3 计算齿轮宽度。 1 1 225 225b d d m m      取 2 225B mm ，第三章 减速器轴的设计 8 第三章 减速器轴的设计 第一级减速齿轮输入轴 ○1 求输入轴上的功率 1p 、转速 1n 和转矩 1T。 功率： kwp  转速： m i n/ 转矩： mmNnPT  5111 ○2 确定轴的直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 得取 0 112A ，由公式得： mmnpAd mn 1 6/381 1 2/ 33 1101  取 mmd 421 。 第一级减速齿轮输出轴 ○1 求输出轴上的功率 2p 、转速 2n 和转矩 2T。 功率： kwp  转速： m i 3  rinn 转矩 ：mmNnPT  6222。