谷物运输机传动装置设计可编辑

PAGE/NUMPAGES谷物运输机传动装置设计湖南农业大学东方科技学院课程设计说明书课程名称:机械设计课程设计题目名称:谷物运输机传动装置设计班级:2008级机械设计、制造及其自动化专业7班姓名:刘俊学号:200841914729指导教师:高英武评定成绩:教师评语:指导老师签名:20年月日 目录 工贸企业有限空间作业目录特种设备作业人员作业种类与目录特种设备作业人员目录1类医疗器械目录高值医用耗材参考目录 设计任务……………………………………………………电动机的选择计算…………………………………………3、计算总传动比及分配各级传动比…………………………4、运动参数及各动力参数计算…………………………………5、齿轮传动的设计计算…………………………………………6、轴的设计与强度计算…………………………………………一、设计任务(1)、传动装置简图.1、卷筒2、带式运输机3、联轴器4、圆柱齿轮减速器5、联轴器6、电动机(2)、工作条件:1、使用期限10年,二班制(每年按300天计算);2、载荷平衡;3、运输物品:谷物;4、单向传动,转速误差不得超过5%。(3)、原始数据:运输带牵引P(N)2000运输带速度V(m/s)0.8滚筒直径D(mm)200(4)、设计计算内容:1、运动参数的计算,电动机的选择;2、联轴器的选择;3、齿轮传动的设计计算;4、轴的设计与强度计算;5、滚动轴承的选择与强度校核;6、键的选择与强度校核。(5)、设计任务:1、减速器装配总图一张(M1:1);2、零件工作图四张(齿轮、轴、箱体、箱盖)。注:1、装配图底稿完成后,需经指导教师审阅同意后方可加深。2、设计计算说明书1份。计算及说明结果二、电动机的选择计算(1)、工作机所需功率:PWFV/10002000x0.8/10001.6KW2、传动总效率:η总=η卷?η联2?η带?η减查机械设计课程设计手册P5表1-7得η卷0.96η联0.99η减0.96η带0.98∴η总0.96x0.992x0.96x0.980.885(3)、电机工作所需功率:PdPw/η总1.6/0.885≈1.81KW按Ped?Pd原则,取Ped3KW(4)、工作机的转速:nw1000*60?v/πD1000x60x0.8/3.14x20076.43r/min(5)、按总传动比i总≤12原则查机械设计课程设计手册P16712-1Y系列电动机从同步转速750r/min,8级中选取型号:Y132M-8电动机参数:电机轴直径d38mm型号额定功率/KW满载转速/r/min堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩Y132M-837102.02.079三、计算总传动比及分配各级传动比:(1)、总传动比:i总nd/nw710/76.43≈9.29(2)、各级传动比分配:按i1i2,i大1.1~1.5i小原则取i大1.5i小即i11.5i2I总i1*i2∴i13.73i22.49四、运动参数及各动力参数计算:(1)、各轴转速:nⅠ=nd710r/minnⅡnⅠ/i1710/3.73190.35r/minnⅢnw76.43r/min2、各轴功率:查机械设计课程设计手册P5表1-7得η齿0.97η轴承0.99P电Pd1.81KWPⅠPd?η联?η轴承1.81x0.99x0.991.77KWPⅡPⅠ?η齿?η轴承1.77x0.97x0.991.70KWPⅢPⅡ?η齿?η轴承1.70x0.99x0.971.63KWPⅣPⅢ?η联?η带1.63x0.99x0.981.58KW≈1.6KWPw(3)、各轴转矩:Td9.55*Pd/nd9550x1.81/71024.35N?mTⅠ9.55*PⅠ/nⅠ9550x1.77/71023.81N?mTⅡ9.55*PⅡ/nⅡ9550x1.70/190.3585.29N?mTⅢ9.55*PⅢ/nⅢ9550x1.63/76.43203.67N?mTⅣ9.55*PⅣ/nⅣ9.55*Pw/nw9550x1.6/76.43199.92N?m五、齿轮传动的设计计算:5.1高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、 材料 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 及齿数1.按简图所示的传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 ,选用直齿圆柱齿轮传动,软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度GB10095-88。3.材料选择。由《机械设计》,选择小齿轮材料为40Gr(调质),硬度为280HBS,大齿轮为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数Z121,则大齿轮齿数Z2i1Z121x3.7378.33取Z2791.按齿轮面接触强度设计1.设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计《机械设计》P203(10-9a),即1.确定 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 内的各计算数值1.试选载荷系数。2.计算小齿轮传递的转矩3.按软齿面齿轮非对称安装,由《机械设计》选取齿宽系数。4.由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数。5.由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限。6.计算应力循环次数N160nIjLn60x710x2x8x300x102.045x1097.由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数;。8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S12.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值。2.计算圆周速度。计算齿宽bb?ddb1x40.14mm40.14mm计算齿宽与齿高之比b/h模数mtd1t/Z140.14/211.91mm齿高h2.25mt2.25x1.914.30mmb/h40.14/4.309.3353.计算载荷系数查表10-2得使用系数1.0;根据、由图10-8得动载系数直齿轮;由表10-2查的使用系数查表10-4用插值法得8级精度查《机械设计》,小齿轮相对支承非对称布置KHβ1.450由b/h9.335KHβ1.450由图10-13得KFβ1.32故载荷系数KKAKVKHβKHα1x1.0x1.10x1.4501.5954.校正分度圆直径由《机械设计》P20410-10a5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数2.按齿根弯曲强度设计《机械设计》P20110-5,公式为1.确定公式内的各参数值1.由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限;2.由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数,3.计算弯曲疲劳许用应力;取弯曲疲劳安全系数S1.4,应力修正系数,得4.计算载荷系数KKKAKVKFαKFβ1x1.10x1x1.321.4525.查取齿形系数、和应力修正系数、由《机械设计》表10-5查得;;;6.计算大、小齿轮的并加以比较;大齿轮大7.设计计算m1≥对比计算结果,由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿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,取由弯曲强度算得的模数1.129并就进圆整为 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 值m12mm接触强度算得的分度圆直径42.97mm,算出小齿轮齿数Z1d1/m142.97/221.485≈22大齿轮取2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径、2.计算中心距3.计算齿轮宽度取,。3.齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下:轴孔直径48mm轮毂长度与齿宽相等轮毂直径轮缘厚度板厚度腹板中心孔直径腹板孔直径齿轮倒角取5.2低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动,软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度GB10095-88。3.材料选择。由《机械设计》,选择小齿轮材料为40Gr(调质),硬度为280HBS,大齿轮为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数,则大齿轮齿数取2.按齿轮面接触强度设计1.设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计,即1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数。2.计算小齿轮传递的转矩3.按软齿面齿轮非对称安装,由《机械设计》选取齿宽系数。4.由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数。5.由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限6.计算应力循环次数N160nIjLn60x190.35x2x8x300x100.548x1097.由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数;。8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S12.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值。2.计算圆周速度。计算齿宽bb1x62.20mm62.20mm计算齿宽与齿高之比b/hmtd3t/Z362.20/21mm2.96mmh2.25mt2.25x2.96mm6.66mmb/h62.20/6.669.3393.计算载荷系数查表10-2得使用系数1.0;根据、由图10-8得动载系数直齿轮;由表10-2查的使用系数查表10-4用插值法得8级精度查《机械设计》,小齿轮相对支承非对称布置KHβ1.460由b/h9.339KHβ1.460由图10-13得KFβ1.35故载荷系数KKAKVKHβKHα1x1.0x1.10x1.4601.6064.校正分度圆直径由《机械设计》P20410-10a,5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数2.按齿根弯曲强度设计,公式为1.确定公式内的各参数值1.由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限;2.由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数,3.计算弯曲疲劳许用应力;取弯曲疲劳安全系数S1.4,应力修正系数,得4.计算载荷系数KKKAKVKFαKFβ1x1.10x1x1.351.4855.查取齿形系数、和应力修正系数、由《机械设计》表10-5查得;;;6.计算大、小齿轮的并加以比较;大齿轮大7.设计计算m2≥对比计算结果,由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿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,可取由弯曲强度算得的模数2.07并就进圆整为标准值2.5mm接触强度算得的分度圆直径62.20mm,算出小齿轮齿数Z3d3/m266.74/2.526.696≈27大齿轮取2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径、2.计算中心距3.计算齿轮宽度取,。3.轮的结构设计大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下:轴孔直径48mm轮毂长度与齿宽相等轮毂直径取轮缘厚度腹板厚度腹板中心孔直径腹板孔直径齿轮倒角取PW1.6KWη总0.885Pd1.81KWPed3KWnw76.43r/mini总9.29i13.73i22.49nⅠ710r/minnⅡ190.35r/minnⅢ76.43r/minP电1.81KWPⅠ1.77KWPⅡ1.70KWPⅢ1.63KWPⅣ1.6KWTd24.35N?mTⅠ23.81N?mTⅡ85.29N?mTⅢ203.67N?mTⅣ199.92N?mT12.381x104N.mN12.045x109N25.483x108[σH]1540MPa[σH]2522.5MPad1t40.14mmv1.49m/sb40.14mmmt1.91mmh4.30mmb/h9.335K1.595d142.97mmm12.046mm[σF]1314.29MPa[σF]2247.71MPaK1.452m1m2mmZ122Z283d144mmd2166mma105mmB150mmB245mmT38.529x104N.mmN30.548x109N40.22x108[σH]3576MPa[σH]4539MPad3t62.20mmV0.62m/sb62.20mmmt2.96mmh6.66mmb/h9.339d366.74mmm23.18mm[σF]3328.57MPa[σF]4255.14MPaK1.485m2m2.5mmZ325Z463d362.5mmd4157.5mma110mm5.3齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm105118.75传动比i3.732.49模数mmm22.5压力角αo2020齿数Z22832768分度圆直径dmm4416667.5170齿顶圆直径damm4817072.5175齿根圆直径dfmm3916161.25163.75齿宽bmm50457065旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS280240280240计算及说明结果六、轴设计与强度计算6.1Ⅰ轴6.1.1Ⅰ轴上的功率、转速和转矩以及轴上齿轮分度圆直径TⅠ9.55*PⅠ/nⅠ9550x1.77/71023.81N?mPⅠPd?η联?η轴承1.81x0.99x0.991.77KWnⅠ=nd710r/mind144mm6.1.2作用在齿轮上的力Ft2TⅠ/d12x2.381x104/441083NFrFt1083x0.364394N6.1.3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理。先按《机械设计》P370(15-2),表15-3,取A0112dminA0112xmm15.2mm计算联轴器转矩TcaKAT,查P351表14-1,取KA1.3TcaKAT1.3x23.81N.m30.95N.m查手册P94表8-2选用GY5型弹性凸缘联轴器其公称转矩为400N.m。半联轴器孔径d138mm,半联轴器长度L82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L179mm。初选轴承为6008轴承代号6008基本尺寸/mmd/D/B40/68/15安装尺寸/mmda/da46/62基本额定/kNCr/Cor17.0/11.8i齿顶与箱底面的距离hmin30~50mm,取50mmii保证装油量(冷却、润滑)P31单级0.35~0.7升/kw,多级成倍(保证冷却),取1.4升/KW,减速箱装油量为1.4x34.2升轮齿浸油深度一个全齿高,不小于10mm(保证润滑),取10mm。取齿顶到箱体内壁距离为20mm。则箱体内腔长度为Loa1+a2+da1/2+da2/2+40105+110+48/2+162.5/2+40≈361mm,装油高度H50+1060mm则箱体内腔宽度B4.2x106/60x361mm194mm取滚动轴承距箱体内壁s8mm,取端盖外端面与半联轴器左端面的距离l30mm查手册P53表4-1得半联轴器与轴的联接选用平键为10mmX8mmX63mm6.1.4轴1的结构如下6.1.5求轴上载荷支承跨距La+b(7.5+40+25)+(25+120+7.5)mm225mmMVFtab/L1083x72.5x152.5/22553217.42N.mmMHFrab/L394x72.5x152.5/22519360.72N.mmM56629.77N.mm取α0.6由前面选定轴的材料为45钢,调制处理,由《机械设计表》P362,15-1查得许用弯曲应力σ-160MPaσca/W/0.1x3939.845MPaσ-160MPa,故安全,弯矩图如下6.2Ⅱ轴6.2.1Ⅱ轴上的功率、转速和转矩nⅡnⅠ/i1710/3.73190.35r/minPⅡPⅠ?η齿?η轴承1.77x0.97x0.991.70KWTⅡ9.55*PⅡ/nⅡ9550x1.70/190.3585.29N?m6.2.2初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理。先按《机械设计》P370(15-2),表15-3,取A0112dminA0112xmm23.23mm初选轴承为6008轴承代号6008基本尺寸/mmd/D/B40/68/15安装尺寸/mmda/da46/62基本额定/kNCr/Cor17.0/11.86.3Ⅲ轴6.3.1Ⅲ轴上的功率、转速和转矩以及轴上齿轮分度圆直径TⅢ9.55*PⅢ/nⅢ9550x1.63/76.43203.67N?mnⅢnw76.43r/minPⅢPⅡ?η齿?η轴承1.70x0.99x0.971.63KWd4170mm6.3.2初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理。先按《机械设计》P370(15-2),表15-3,取A0112dminA0112xmm31.06mm6.3.3作用在齿轮上的力Ft2TⅢ/d12x20.367x104/1702396NFrFt2396x0.364872N计算联轴器转矩TcaKAT,查P351表14-1,取KA1.3TcaKAT1.3x203.67N.m264.77N.m查手册P94表8-2选用GY5型弹性凸缘联轴器其公称转矩为400N.m。半联轴器孔径d138mm,半联轴器长度L82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L179mm。初选轴承为6008轴承代号6008基本尺寸/mmd/D/B40/68/15安装尺寸/mmda/da46/62基本额定/kNCr/Cor17.0/11.8i齿顶与箱底面的距离hmin30~50mm,取50mmii保证装油量(冷却、润滑)P31单级0.35~0.7升/kw,多级成倍(保证冷却),取1.4升/KW,减速箱装油量为1.4x34.2升轮齿浸油深度一个全齿高,不小于10mm(保证润滑),取10mm。取齿顶到箱体内壁距离为20mm。则箱体内腔长度为Loa1+a2+da1/2+da2/2+40105+110+48/2+162.5/2+40≈361mm,装油高度H50+1060mm,则箱体内腔宽度B4.2x106/60x361mm194mm。取齿轮距箱体内壁距离a20mm取滚动轴承距箱体内壁s8mm,取端盖外端面与半联轴器左端面的距离l30mm查手册P53表4-1得半联轴器与轴的联接选用平键为10mmX8mmX63mm齿轮轴孔直径d48mm齿轮与轴连接选用平键14mmX9mmX56mm6.3.4Ⅲ轴的结构如下6.3.5求轴上载荷支承跨距La+b67+158mm225mmMvFtab/L2396x67x158/225112729.14N.mmMHFrab/L872x67x158/22541026.63N.mmM119962.67N.mm取α0.6由前面选定轴的材料为45钢,调制处理,由《机械设计表》P362,15-1查得许用弯曲应力σ-160MPaσca/W/0.1x48315.5MPaσ-160MPa,故安全,弯矩图如下6.3.6精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面5、6处过盈配合引起的应力集中最严重;从受载的情况来看,截面C上应力最大。截面5上的应力集中的影响和截面6的相近,但截面5不受扭矩力,同时轴径较大,股不必校核。截面C上虽然应力最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),且这里轴的直径最大,故不必校核。由第三章附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小,所以该轴芝需校核截面6两侧即可。2)截面6右侧抗弯截面系数W0.1d30.1x443mm38518.4mm3抗扭截面系数WT0.2d30.2x483mm317036.8mm3截面6左侧的弯矩MM119962.67xN.mm61771.82N.mm截面6上的扭矩T3T3203670N.mm截面上的弯曲应力σbM/W61771.82/8518.4MPa7.25MPa截面上的扭转切应力τTT3/WT203670/17036.8MPa11.95MPa轴的材料为45钢,调质处理。由表15-1查得B640MPaσ-1275MPaτ-1155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按附表3-2查取。r/d2.0/440.045,D/d48/441.09,经插值后可查得ασ2.0ατ1.32又由附图3-1可得材料的敏性系数qσ0.82qτ0.85有效应力集中系数,由附(3-4)为kσ1+qσ(ασ-1)1+0.82(2.0-1)1.82kτ1+qτ(ατ-1)1+0.85(1.32-1)1.27由附图3-2尺寸系数εσ0.75;由附图3-3扭转尺寸系数ετ0.85轴按摩削加工,附图3-4的表面质量系数βσβτ0.91轴未经表面强化处理,即βq1,由(3-12)及(3-14b)得综合系数Kσkσ/εσ+1/βσ-11/βq1.82/0.75+1/0.91-12.53Kτkτ/ετ+1/βτ-11/βq1.27/0.85+1/0.91-11.59由§3-1§3-2得φσ0.1~0.2,取φσ0.1φτ0.05~0.1,取φτ0.05由(15-6)~(15-8)得Sσ14.99Sτ15.82Sca10.88?1.5安全3)截面6左侧抗弯截面系数W0.1d30.1x483mm311059.2mm3抗扭截面系数WT0.2d30.2x483mm322118.4mm3弯矩M及弯曲应力M119962.67xN.mm61771.82N.mmσbM/W61771.82/11059.2MPa5.59MPa扭矩T3及扭转切应力T3203670N.mmτTT3/WT203670/22118.4MPa9.21MPa过盈配合处的kσ/εσ,由附表3-8用插值法求出,并取kτ/ετ0.8kσ/εσ,得kσ/εσ2.21kτ/ετ0.8x2.211.77轴按摩削加工,附图3-4的表面质量系数βσβτ0.91轴未经表面强化处理,即βq1,由(3-12)及(3-14b)得综合系数为Kσkσ/εσ+1/βσ-11/βq2.21+1/0.91-12.31Kτkτ/ετ+1/βτ-11/βq1.77+1/0.91-11.87由(15-6)~(15-8)得Sσ21.30Sτ17.53Sca13.54?1.5安全故该轴截面6安全。七.滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力,故选用的是单列深沟球轴承轴Ⅰ6008一对,轴Ⅱ6008一对,轴Ⅲ选用6008一对GB/T297-1994寿命计算:轴Ⅲ1.查机械设计课程设计表6-1,得深沟球轴承6008Cr17.0KNCor11.8KN2.查《机械设计》得X1,Y03.计算轴承反力及当量动载荷:在水平面内轴承所受得载荷F′r1HF′r2H1095N在水平面内轴承所受得载荷F′r1vF′r2v529.5N所以轴承所受得总载荷F′F′r1F′r2由于基本只受轴向载荷,所以当量动载荷查《机械设计》P321表13-6得:fp1.0~1.2PfpXFr+YFa1.2x1x1216.3+01459.56N4.已知预期得寿命10年,两班制基本额定动载荷Cr所以轴承6008安全,合格。Ⅰ、Ⅱ轴上轴承得校核,具体方法同上,步骤略,校核结果轴承6008安全,合格。M（注：可编辑下载，若有不当之处，请指正，谢谢!）