設計鏈式運輸機的傳動裝置題號1

『貳』 機械課程設計 設計鏈式運輸機中的單級圓柱齒輪減速器。 曳引鏈拉力F=12KN,驅動鏈輪分度圓直徑D

哥們 課程設計 管你們上一屆學長要 他們都有備份的 數據有時候都一樣

『叄』 題目八：設計一鏈式運輸機上的蝸桿減速器。單班制工作，工作平穩，經常滿載，不逆轉。

設計參數不記得了，文檔及圖可以提供參考，不知道你需要的是一級還是二級？先將說明書傳你。能有幫助請採納答復

『肆』 求一份機械設計課程設計，題目F 設計一鏈式運輸機上的蝸桿減速器。 郵箱[email protected]

鏈式運輸機上的蝸桿減速器。單班制工作，工作平穩

『伍』 設計一鏈式運輸機減速器，運輸器工作平穩，經常滿載，不反轉；兩班工作制（24 小時內不停的生產），使用期

設計一鏈式運輸機減速器，運輸器工作平穩，經常滿載，不反轉；兩班工作制（24我們剛做完，不過寫了30多張紙的，沒法給你，你可以找大三大四的人問問

『陸』 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%

『柒』 求： 鏈式運輸機傳動系統的圖。1、減速器裝配圖一張(A1圖紙)2、零件工作圖兩張（齒輪、軸各一張）CAD

你這個技術比較復雜，要求比較詳細。