谷物运输机传动装置设计说明书

1一、课题：谷物运输机传动装置设计二、目的1.综合运用机械设计课程及其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固，加深和拓宽所学的知识。2.通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。3.通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范，设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的训练。三、工作条件1．使用期限：10年，二班制（每年按360天计）。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%。四、原始数据1．运输带牵引力P：2200N2．运输带速度V：1.4m/s。3．滚筒直径D：300mm。五、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。六、设计任务1．减速器装配图总图一张（M1：1）；2．零件工作图四张（齿轮，轴，箱体，箱盖）。2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。七、完成时间共3周（2007.12.17～2008.1.6）八、参考资料[1]《互换性与技术测量》，湖南大学出版社，徐学林主编。2007.3[2]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编[3]《机械设计课程设计》.高等教育出版社,（华中理工大学王昆，重庆大学何小柏，同济大学汪信远主编）2006.12[4]《机械设计（第八版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版；3一、拟定传动方案1、分析传动系统的工作情况为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw，即6010006010001.4/min3.14D3.14300wVnr＝＝89.17一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为11或16。故可以拟定出以二级传动为主的多种方案。根据传动要求：使用期限：10年，2班制（每年按360天计）；载荷平衡；运输物品：谷物；单向传动，转速误差不得超过±5%。故可以采用双级圆柱直齿轮传动方案。2、传动装置简图：wn/minr89.174计算及说明结果方案额定功率（KW）满载转速（r/min）同步转速（r/min）电动机质量（kg）一．Y132M1-64960100073二．Y112M-441440150043由方案1算得总传动比接近12，并可使各圆柱齿轮传动比在3~6之间，因此选用第1种方案进行设计。二、计算总传动比并分配各级传动比1、传动装置总传比96010.7789.17i总2、分配各级传动比为了使两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比1i和低速级传动2i可按下列方法分配：5.1~1.121ii则:13.59i23i三、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速电动机轴：0960/minnr第Ⅰ根轴：1960/minnr第Ⅱ根轴：2960267.4/min3.59nr第Ⅲ根轴：3267.489.13/min3nr13.59i23i1960/minnr2n267.4/minr3n89.13/minr5计算及说明结果2、各轴输入功率电动机轴：04Pkw第Ⅰ根轴：140.993.96Pkwkw第Ⅱ根轴：23.960.990.933.65Pkwkw第Ⅲ根轴：33.650.990.933.36kwPkw3、各轴转矩第Ⅰ根轴：1113.969550955039.4960pTNmn第Ⅱ根轴：2223.6595509550130.4267.4pTNmn第Ⅲ根轴：3333.369550955036089.13pTNmn四、齿轮设计计算高速级齿轮：1，选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数①，按传动方案装置图，选用直齿圆柱齿轮传动。②，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。③，材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45号钢（调质），硬度为240HBS。④，选小齿轮齿数124z，则大齿轮齿数23.592486z2，按齿面接触强度计算由设计计算公式（10－9a）计算，即1P3.96kw2P3.65kw3P3.36kw1T39.4Nm2T130.4Nm3T360Nm6计算及说明结果213112.32tetHkTzuddu1.确定公式内的各计算值1）.试选载荷系数1.3tK。2）.由表10－7选取齿宽系数1d。3）.由表10－6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE。4）.由图10－21d按齿轮面硬度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限分别为：MpaMpaHH550,6002lim1lim。5).由式10－13计算应力循环次数。91160609601(2830010)2.76510hNnjL9922.765100.77103.59N6).由图10－19取接触疲劳寿命系数95.0,90.021HNHNKK。7）.计算接触疲劳许用力。取失效概率为1%，安全系数S＝1，由式（10－12）得1lim110.9600540HNHKMPaMPaSMPaMPaSKHNH5.52255095.02lim228).许用接触应力MPaMPaHHH25.53125.5225402217计算及说明结果2.计算1).试算小齿轮分度圆直径1ld，由计算公式21312423212.321.33.9410189.83.5912.321522.53.5947.6tEtdHTKZudumm2).计算圆周速度。13.143.1447.6960/2.4/601000601000ltdnvmsms3).计算齿宽b及模数ntm。1147.647.647.61.9824dltltntbdmmmmdmmmmmz2.252.251.964.4647.610.674.46nthmmmmmbh4).计算载荷系数K。已知使用系数1AK，根据2.4/vms，7级精度，由图10－8查得动载系数12.1vK；由表10－3查得1HFKK。故载荷系数11.1211.4191.511AvHHKKKKK5).按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10－10a）得3311.51147.650.051.3lttKddmmmmK1td47.6mmv2.4/ms8计算及说明结果6).计算模数nm。1150.052.08524ndmmmmmz3，按齿根弯曲强度设计由式（10－5）得弯曲强度的设计公式为：13212FaSandFYYKTmz①，确定计算参数1.计算载荷系数。72.1283.12.112.11FFvAKKKKK3.查取齿形系数。由表10－5查得122.65;2.213FaFaYY4.查取应力校正系数。由表10－5查得121.595;1.77SaSaYY5.由图10－20c查得小，大齿轮弯曲疲劳强度极限分别为MpaMPaFEFE380;500216.由图10－18取弯曲疲劳寿命系数：88.0;85.021FNFNKK7.计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数4.1S，由式（10－12）得MPaMPaSKFEFNF57.3034.150085.0111MPaMPaSKFEFNF86.2384.138088.02229计算及说明结果8.计算大，小齿轮的FSaFaYY并加以比较。1112.651.5950.01393303.57FaSaFYY2222.2131.770.0164238.86FaSaFYY大齿轮的数值大。②，设计计算33221.7239.4100.01641.84124nmmmmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取mmmn.0.2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径150.05dmm来计算应有的齿数。于是由1150.05252ndzm取125z，则213.5925zuz＝89.75，取2z904，几何尺寸计算①，计算分度圆直径112225250902180dZmmmdZmmm②，计算中心距12/2115addmm③，计算齿轮宽度125z2z901d50mm2d180mma115mm10计算及说明结果150bddmm取1255;50BmmBmm。验算1121576tTFNd31.52/100/AtKFNmmNmmb，合适。低速级：1，选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数①，按传动方案装置图，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。②，材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为350HBS，大齿轮材料为45号钢（调质），硬度为300HBS。③，选小齿轮齿数124z，则大齿轮齿数232472z。2，按齿面接触强度计算由设计计算公式（10－9a）计算，即2131212.32tEtdHTKZudu1.确定公式内的各计算1.试选载荷系数6.1tK。2.由表10－7选取齿宽系数1d。3.由表10－6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE。4.由图10－21d按齿轮面硬度查得小，大齿轮的接触疲劳强度155Bmm250Bmm11计算及说明结果极限分别为：MpaMpaHH550,6002lim1lim。5.由图10－19取接触疲劳寿命系数95.0,9.021HNHNKK。6.计算接疲劳许用力。取失效概率为1%，安全系数S＝1，由式（10－12）得MPaMPaSKHNH5406009.01lim11MPaMPaSKHNH5.52255095.02lim227.许用接触应力MPaMPaHHH25..531225.5225402212.计算1.试算小齿轮分度圆直径1ld，由计算公式得25311.31.341031189.82.326113531.25tdmm2.计算圆周速度。13.143.1461267.4/0.856/601000601000ltdnvmsms3.计算齿宽b及模数ntm。116161612.5524dltltntbdmmmmdmmmmmz1td61mmv0.856/ms12计算及说明结果2.252.252.555.746110.665.74nthmmmmmbh4.计算载荷系数K。已知使用系数1AK，根据0.856/vms，7级精度，由图10－8查得动载系数05.1vK；由表10－3查得1HFKK。故载荷系数11.051.21.4221.791AvHHKKKKK5.按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10－10a）得：3311.79161681.6lttKddmmmmK6.计算模数nm。11682.8324ndmmmmmz3，按齿根弯曲强度设计由式（10－5）13212FaSaFYYKTmdZ①，确定计算参数1.计算载荷系数。65.131.12.105.11FFvAKKKKK2.查取齿形系数。10.66bh1d68mm13计算及说明结果由表10－5查得122.65;