cbj-60水泥拆包机设计论文

cbj-60水泥拆包机设计论文内容摘要：

由表 估计 97 1010  LN hKYnN NL 160 =60 1 16000 1430/24 接触寿命系数 NZ 由图  NN ZZ 许用接触应力  H 由式 12 .11  limlim / HNHH SZ  =590 验算 iibdKTZZZ HEH 12 21 1   毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 = 1232060 25   计算结果表明 ,接触疲劳强度合适 ,齿轮尺寸无须调整。  HH   2. 确定传动主要尺寸 实际分度圆直径 d mmdd 32021  因为了满足结构要求 ,直径已确定为 320mm。 中心距 a a=320mm 齿宽 b b=60mm 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 Y 由式 Y 齿间载荷分 配 由表 系数FK   YK F 齿向载荷分布 b/h=60/ = 系数FK 由图 载荷系数 K K= FFVA KKKK = 齿形系 数FY 由图 21   FF YY 应力修正系数aSY 由图  SaSa YY 弯曲疲劳极限 limF 由图 2lim /250 mmNF  弯曲最小安全系数 minFS 由表 FS NY 弯曲寿命系数 NY 由图 XY 尺寸系数 XY 由图    21 FF   许用弯曲应力  F  F = limF NY XY / minFS =250 1 1/ 确定 m 因为 d=320mm 是结构要求的直径 所以应重新确定 m m=d/z=320/80=4 由式 m  FdSaFam zYYTA 21 / 由表 m 代入数据 mA 因此 m取值完全符合要求。 验算 bK YYYT SaFaF /2 1   md1 毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 代入数据 综上得同步齿轮的设计计算符合强度要求。 2． 3 高速级传动齿轮设计 参考 171。 齿轮手册 187。 齿轮采用的是开式传动 ,材料为 45调质钢 ,其硬度为 229HB286HB,平均为 240HB。 基本应力的的确定 接触疲劳强度极限 图  5901limH  5902limH 弯曲疲劳强度基本值 图  4501FE 弯曲疲劳极限 图  4502FE  250limF  2502limF 主要尺寸的初步确定 因为高速级传动的大齿轮是同步齿轮 ,所以小齿轮与其啮合的模数也应为 m=4mm。 小齿轮的齿数 1Z iZZ 21 (i=4) =480 小齿轮的大径 1d 1d =m 1Z =4 20 小齿轮的齿宽 1b 为了与同步齿轮配合 , 取 b=60mm 齿根疲劳极限 分度圆圆周力 tF tF =2020T1/d1 =2020 120/80 使用系数 AK 表 AK = 动载系数 VK 表 VK = 齿间载荷系数FK 表 FK= 齿向载荷分布系数FK 图 FK= 载荷作用于齿顶时的 图 1aFY=2 齿形系数aFY 载荷作用于齿顶时的应 图 2aFY=2 毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 力修正系数aSY 1aSY=2 重合度系数 Y aY  /  =+螺旋角系数 Y 齿根应力 F FYYYYbmF aSFat AK  FFV KKK = 4603000   安全系数校核 弯曲寿命系数 11 60NKhN  =60 240 1 10 200 8 72 N 其中   NNNN 21 , 71 N 72 N 所以取 1,1 21  NN YY 相对齿根圆角感  442 0 2 0 SSr elYY 应当数 reLY 据表 代入数据 1relY 相应齿根表面状 由 1RrelY 况系数 RrelY 计算尺寸系数 XY 由表 取 1XY 安全系数 FS 由表 得 FxR relrelNFEF YYYYS   分别代入数据得 最安全系数 由表 取 FS 所以 min2min1FFFF SS SS  21 FFSS 综上得 大小齿轮均合格 2． 4 带轮传动的设计 (参考 171。 机械设计手册 187。 ) 设计功率 dP PKp Ad  毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 AK :工况系数 (表 13116) AK P:传动功率 (原动机功率 ) P=3KW 选择带型 据 Pd 和 n1 由图 1312选取 WPd  传动比 i 9 5 / 3 8 /1 4 3 021  mr mrnni 小轮直径的确定 由表 13110 mmdd 751  mmdd 4502  大带轮直径的确定 12 dd idd  实际转速  2112 1ddd dnn  =  450  带速 v v= 100060 11 ndd = 100060 143075 = maxv 初定中心距 0a    21021 dddd ddadd  取 0a =500mm (+) 0a 2(75+450) 即 367mm 0a 带的基准长    0212100 422 a dddaL dddd   度 0dL =    5 004 754 50754 5025 002 2   mmLd 18000  实际中心踞 a a= 2 00 dd LLa  = 2 98018941800500  = 最小安装中心踞 dnmi Laa 01  = 18000 = 最大安装中心踞 dLaa  = 毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 由表 13117 a=500mm 小带轮包角 1  121  dd dd =  500 75450180  =  单根 V 带的额 根据带型 1d 和 n1 及 i 定功率 1 由表 13120 选取 W 单根 V 带的额定功 由表 13120 率的增量 1 W V带根数 z  Ld KKz11  包角修正系数 K ,由表 13121 K 带长修正系数 LK ,由表 13122 LK   z = 取 z=3 单根 V 带的预 20 00 mvzvKF d   紧力 0F =    = 由表 13123 得 V 带单位长度质量 m=作用在轴上 220 zSinFFr  的力 rF = 3 2 22 S in = 大小带轮尺寸 由表 13112,查出小轮用实心轮 ,其 与选型 孔径 1d =28mm,即电机轴径为 28mm, 大轮用孔板轮 ,其直径 2d =30mm 轮缘尺寸 由表 13110 和 13111 得 mmd mmd 302821  毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 基准宽度 mmbd  基准线上槽深 mmha 2min  基准线下槽深 mmhf 9min  槽间距 mme  槽边距 mmf 18 最小轮缘厚  外径  ada hdd 轮槽角  取 34 2． 5 带轮轴的设计 轴材料选择 45。