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 日成绩评阅教师日期目 录1、 设计任务2、 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： PW=FV/1000=2000x0.8/1000=1.6KW(2)、传动总效率：总卷联2带减查机械设计课程设计手册 P5 表1-7得卷=0.96 联=0.99 减=0.96 带=0.98总=0.96x0.992x0.96x0.98=0.885（3）、电机工作所需功率：Pd=Pw/总=1.6/0.8851.81KW按PedPd原则，取Ped=3KW（4）、工作机的转速：nw=1000*60v/D=1000x60x0.8/(3.14x200)=76.43 r/min（5）、按总传动比 i总12原则查机械设计课程设计手册 P167 12-1 Y系列电动机从同步转速 750 r/min,8级中选取型号：Y132M-8 电动机参数：电机轴直径d=38mm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/nw=710/76.439.29（2）、各级传动比分配：按i1i2 ，i大=1.11.5i小 原则 取i大=1.5i小即 i1=1.5i2I总=i1*i2i1=3.73 i2=2.49四、运动参数及各动力参数计算：（1）、各轴转速：nnd=710 r/minn=n/i1=710/3.73=190.35 r/minn=nw=76.43 r/min(2)、各轴功率：查机械设计课程设计手册 P5 表1-7得齿=0.97 轴承=0.99P电=Pd=1.81KWP=Pd联轴承=1.81x0.99x0.99=1.77 KWP=P齿轴承=1.77x0.97x0.99=1.70 KWP=P齿轴承=1.70x0.99x0.97=1.63 KWP=P联带=1.63x0.99x0.98=1.58 KW1.6 KW=Pw（3）、各轴转矩：Td=9.55*Pd/nd=9550x1.81/710=24.35 NmT= 9.55* P/n=9550x1.77/710=23.81 NmT=9.55*P/n=9550x1.70/190.35=85.29 NmT=9.55*P/n=9550x1.63/76.43=203.67 N mT=9.55*P/n=9.55*Pw/nw=9550x1.6/76.43=199.92 Nm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Z1=21，则大齿轮齿数Z2=i1Z1=21x3.73=78.33 取Z2=791). 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N1=60nIjLn=60x710x2x8x300x10=2.045x1097.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S=12.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=dd b=1x40.14mm=40.14mm计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt=d1t/Z1=40.14/21=1.91mm齿高 h=2.25mt=2.25x1.91=4.30mmb/h=40.14/4.30=9.3353.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KH=1.450由b/h=9.335 KH=1.450由图10-13得KF=1.32故载荷系数 K=KAKVKHKH=1x1.0x1.10x1.450=1.5954.校正分度圆直径由机械设计P204(10-10a)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机械设计P201 (10-5)，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 S=1.4，应力修正系数,得4.计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1x1.10x1x1.32=1.4525.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并就进圆整为标准值m1=2mm 接触强度算得的分度圆直径 =42.97mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m1=42.97/2=21.48522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N1=60nIjLn=60x190.35x2x8x300x10=0.548x1097.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S=1 2.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b b=1x62.20mm=62.20mm计算齿宽与齿高之比b/hmt=d3t/Z3=62.20/21mm=2.96mmh=2.25mt=2.25x2.96mm=6.66mmb/h=62.20/6.66=9.3393.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 KH=1.460由b/h=9.339 KH=1.460由图10-13得KF=1.35故载荷系数 K=KAKVKHKH=1x1.0x1.10x1.460=1.606 4.校正分度圆直径 由机械设计P204(10-10a)，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 S=1.4，应力修正系数,得 4.计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1x1.10x1x1.35=1.4855.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Z3=d3/m2=66.74/2.5=26.69627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PW=1.6KW总=0.885Pd=1.81KWPed=3KWnw=76.43 r/min i总=9.29i1=3.73 i2=2.49n=710 r/min n=190.35 r/minn=76.43 r/minP电=1.81KW P=1.77 KWP=1.70 KWP=1.63 KWP=1.6 KWTd=24.35 NmT=23.81 NmT= 85.29NmT=203.67 N mT=199.92 NmT1=2.381x104N.mN1=2.045x109N2=5.483x108H1=540MPaH2=522.5MPad1t=40.14mmv=1.49m/sb=40.14mmmt=1.91mmh=4.30mmb/h=9.335K=1.595d1=42.97mmm1=2.046mmF1=314.29MPaF2=247.71MPaK=1.452m1m=2mmZ1=22Z2=83d1=44mmd2=166mma=105mmB1=50mmB2=45mmT3=8.529x104N.mmN3=0.548x109N4=0.22x108H3=576MPaH4=539MPad3t=62.20mmV=0.62m/sb=62.20mmmt=2.96mmh=6.66mmb/h=9.339d3=66.74mmm2=3.18mmF3=328.57MPaF4=255.14MPaK=1.485m2m=2.5mmZ3=25Z4=63d3=62.5mmd4=157.5mma=110mm5.3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2020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6.1 轴6.1.1轴上的功率、转速和转矩以及轴上齿轮分度圆直径T= 9.55* P/n=9550x1.77/710=23.81 NmP=Pd联轴承=1.81x0.99x0.99=1.77 KWnnd=710 r/min d1=44mm6.1.2作用在齿轮上的力Ft=2 T/d1=2x2.381x104/44=1083NFr=Ft=1083x0.364=394N6.1.3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A0=112dmin=A0=112xmm=15.2mm计算联轴器转矩Tca=KAT，查P351表14-1，取KA=1.3Tca=KAT=1.3x23.81N.m=30.95N.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d1=38mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=79mm。初选轴承为6008轴承代号 6008基本尺寸/mm d/D/B 40/68/15安装尺寸/mm da/da 46/62基本额定/kN Cr/Cor 17.0/11.8i 齿顶与箱底面的距离hmin3050mm，取50mmii 保证装油量（冷却、润滑）P31单级 0.350.7升/kw，多级成倍（保证冷却），取 1.4升/KW，减速箱装油量为1.4x3=4.2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Lo=a1+a2+da1/2+da2/2+40=105+110+48/2+162.5/2+40 361mm,装油高度H=50+10=60mm则箱体内腔宽度B=4.2x106/(60x361)mm=194mm取滚动轴承距箱体内壁s=8mm，取端盖外端面与半联轴器左端面的距离l=30mm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L=a+b=（7.5+40+25）+（25+120+7.5）mm=225mmMV= Ftab/L=1083x72.5x152.5/225=53217.42N.mmMH=Frab/L=394x72.5x152.5/225=19360.72N.mmM=56629.77N.mm取=0.6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-1=60MPaca=/W=/(0.1x39)=9.845MPa3050mm，取50mmii 保证装油量（冷却、润滑）P31单级 0.350.7升/kw，多级成倍（保证冷却），取 1.4升/KW，减速箱装油量为1.4x3=4.2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Lo=a1+a2+da1/2+da2/2+40=105+110+48/2+162.5/2+40 361mm,装油高度H=50+10=60mm，则箱体内腔宽度B=4.2x106/(60x361)mm=194mm。 取齿轮距箱体内壁距离a=20mm取滚动轴承距箱体内壁s=8mm，取端盖外端面与半联轴器左端面的距离l=30mm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d=48mm齿轮与轴连接选用平键14mmX9mmX56mm6.3.4轴的结构如下6.3.5求轴上载荷支承跨距L=a+b=67+158mm=225mmMv= Ftab/L=2396x67x158/225=112729.14N.mmMH=Frab/L=872x67x158/225=41026.63N.mmM=119962.67N.mm取=0.6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-1=60MPaca=/W=/(0.1x48)=15.5MPa-1=60MPa,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 W=0.1d3=0.1x443mm3=8518.4mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2x483mm3=17036.8mm3截面6左侧的弯矩M M=119962.67xN.mm=61771.82N.mm截面6上的扭矩T3 T3=203670N.mm截面上的弯曲应力 b=M/W=61771.82/8518.4MPa=7.25MPa截面上的扭转切应力T=T3/WT=203670/17036.8MPa=11.95MPa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得B=640MPa -1=275MPa -1=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。r/d=2.0/44=0.045，D/d=48/44=1.09，经插值后可查得=2.0 =1.32又由附图3-1可得材料的敏性系数 q=0.82 q=0.85有效应力集中系数，由附（3-4）为k=1+ q（-1）=1+0.82（2.0-1）=1.82k=1+ q（-1）=1+0.85（1.32-1）=1.27由附图3-2尺寸系数 =0.75；由附图3-3扭转尺寸系数 =0.85轴按摩削加工，附图3-4的表面质量系数 =0.91轴未经表面强化处理，即q=1，由（3-12）及（3-14b）得综合系数K= (k/+1/-1)1/q=1.82/0.75+1/0.91-1=2.53K= (k/+1/-1)1/q=1.27/0.85+1/0.91-1=1.59由3-13-2得=0.10.2，取=0.1=0.050.1， 取=0.05由（15-6）（15-8）得S=14.99S=15.82Sca=10.881.5安全3）截面6左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1x483mm3=11059.2mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2x483mm3=22118.4mm3弯矩M及弯曲应力M=119962.67xN.mm=61771.82N.mmb=M/W=61771.82/11059.2MPa=5.59MPa扭矩T3及扭转切应力T3=203670N.mmT=T3/WT=203670/22118.4MPa=9.21MPa过盈配合处的k/,由附表3-8用插值法求出，并取 k/=0.8k/，得k/=2.21 k/=0.8x2.21=1.77轴按摩削加工，附图3-4的表面质量系数 =0.91轴未经表面强化处理，即q=1，由（3-12）及（3-14b）得综合系数为K= (k/+1/-1)1/q=2.21+1/0.91-1=2.31K= (k/+1/-1)1/q=1.77+1/0.91-1=1.87由（15-6）（15-8）得S=21.30S=17.53Sca=13.541.5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6008一对，轴6008一对，轴选用6008一对 (GB/T297-1994) 寿命计算：轴 1.查机械设计课程设计表6-1，得深沟球轴承6008 Cr=17.0KN Cor=11.8KN2.查机械设计得 X=1, Y=03.计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 Fr1H=Fr2H=1095N在水平面内轴承所受得载荷 Fr1v=Fr2v=529.5N所以轴承所受得总载荷F=Fr1=Fr2=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：fp=1.01.2P=fp(XFr+YFa)=1.2x(1x1216.3+0)=1459.56N4.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。、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 .