机械设计说明书

1一、设计任务书设计谷物清选机斗式升运器的传动装置：（1）工作条件：单班制，连续单向运转。载荷平稳，室外工作，料斗允许速度误差±5﹪（2）使用年限：10年（3）生产条件：中小型规模机械厂，批量生产。（4）动力来源：电力。三相交流（220/380V）（5）原始数据：驱动轮工作功率Pw=2.1kW，料斗升运速度V=1.3m/s，驱动轮直径D=200mm二、总体方案设计1.提出方案：（1）带传动+二级齿轮传动（2）齿轮传动+二级齿轮传动（3）链传动+二级齿轮传动2.确定方案：（1）组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。（2）特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。（3）确定传动方案：带传动承载能力较低，但传动平稳，噪声小，并有吸收振动和过载保护的作用，宜布置在高速级。链传动瞬时速度不均匀，有冲击，宜布置在低速级。考虑到电机转速高，传动功率大，选择方案一，即带传动+二级齿轮传动，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一:(传动装置总体设计图)选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。η2η3η5η4η1IIIIIIIVPdPw2设计计算及说明主要结果三、电动机选择1.电动机类型和结构形式的选择三相异步电动机结构紧凑，价廉，维护简单，Y系列电动机具有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点，Y系列是全封闭式电动机，适用于驱动常用机械设备，因此，综合考虑，选用Y系列三相异步电动机。2.选择电动机的容量由设计任务可知：驱动轮的功率Pw为：2.1kw查设计手册可知：每对深沟球轴承的效率η1为：0.98每个联轴器的效率η2为：0.99每对斜齿圆柱齿轮啮合的效率η3为：0.96带传动的效率为η4为：0.94传动总效率为：η=η1×η23×η32×η4=0.98×0.993×0.962×0.94=0.807所需电动机的额定功率为：Pe'=Pw/η=2.1kw/0.807=2.602kw因为从设计手册中选取的额定功率Pe≥Pe',所以取Pe=4kw3.确定电动机的转速选取同步转速为1500r/min的，经查手册可以查出相应的电动机满载时的转速ne=1440r/min。4.选择电动机系列故参考设计手册选用Y112M-4型的电动机，其额定功率为4kw,满载时电动机的转速为1440r/min。P=4kw选用Y112M-4型电动机3设计计算及说明主要结果四、传动装置的总传动比及其各级分配1.传动装置总传动比：i=ne/nw工作机V=1.3m/s,驱动轮直径D=200mm根据公式:ω=2/VD=2.023.1nw=2=14.3220=124.14r/min所以总传动比i=1440/124.14=11.6查课程设计指导书表2—1可知二级斜齿圆柱齿轮减速器，为使两个大齿轮的浸油深度大致相近，应使两个大齿轮的直径相近，为此可取：i1=(1.2-1.3)i2现取i带=1.4，i1=1.23i2，即i1=3.2,i2=2.6。五、运动和动力参数计算1.各轴的转速nj：轴1：n1=n/i带=1440/1.4=1028.57r/min轴2：n2=n1/i1=1028.57/3.2=321.43r/min轴3：n3=ne/i2=321.43/2.6=124.14r/min2.各轴传递的功率Pj：轴1：P1=Peη4=40.95=3.762kw轴2：P2=P1η2η3=3.7920.980.96=3.54kw轴3：P3=P2η2η3=3.540.990.98=3.33kw3.各轴的输入扭矩Tj：轴1：T1=9550P1/n1=95503.792/1028.57=34.93Nm轴2：T2=9550P2/n2=95503.54/321.43=105.18Nm轴3：T3=9550P3/n3=95503.33/124.14=257.3Nm运动与动力参数表轴号输入功率P(kw)输入扭矩T(Nm)输入转速n(rpm)13.76234.931028.5723.54105.18321.4333.3257.3123.6n1=1028.57r/minn2=321.43r/minn3=124.14r/minP1=3.762kwP2=3.54kwP3=3.33kwT1=34.93NmT2=105.18NmT3=257.3Nm4设计计算及说明主要结果六、带传动设计计算1.带传动的设计准则是保证在不打滑的条件下具有一定的工作寿命。其计算功率Pca=KAP=1.1×4=4.4kW，其中KA=1.1，n=1440r/min。查V带选型图得，选A型V带。2.初选直径dd1,经查表，取dd1=100mm，则dd2=140mm。3.确定中心距由0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2），取a0=260mm。则L0=2a0+（∏/2）×（dd1+dd2）+（dd1+dd2）2/4a0=898.53mm由表查得Ld=890mm，则a=a0+（Ld+L0）/2=255.74mm其包角α1=180°-100×57.3°/a=157.6°4.V带根数计算经查表，由[Z]=Pca/[P]=Pca/（P0+△P0）KαKL=4.4/（1.32+0.15）×0.95×0.87=3.54，所以V带根数取4。5.张紧力计算F0=500×（Pca/Z·v）×(2.5/Kα-1）+qv2=500×4.4/(4×7.54)×（2.5/0.95-1）+0.1×7.542=124.69N6.压轴力计算FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×4×124.69×sin(157.6°/2)=978.54Ndd1=100mmdd2=140mma=255.74mmα1=157.6°[Z]=4F0=124.69NFQ=978.54N5设计计算及说明主要结果七、传动零件的计算因为传动零件中的两对齿轮为斜齿轮，软齿面材料，且为闭式，所以其主要失效形式是接触疲劳强度破坏，故先按轮齿接触疲劳承载能力设计，然后验算它的齿面弯曲疲劳承载能力。这两对齿轮为单向运转。（一）第一对斜齿轮的参数计算1、选择材料和热处理方法，确定许用应力。参考表6-1初选材料。小齿轮：40Cr，调质，241-286HBW。大齿轮：45钢，调质，217-255HBW。根据小齿轮齿面硬度270HBW和大齿轮齿面硬度240HBW，按图6-6MQ线查得齿面接触疲劳极限应力如下：MPaH7501lim,MPaH6002lim。按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限如下：MPaFE6001，MPaFE5002。其中：小齿轮应力循环次数：9111048.183001057.102816060ntrnN大齿轮应力循环次数：8211063.483001043.32116060ntrnN按图6-8a查得接触寿命系数：Zn1=0.90，Zn2=0.93按图6-8b查得弯曲疲劳寿命系数：88.0,85.021nnYY查表6-3，取安全系数如下：25.1S,1.1SFminHmin则：MPaZn63.61390.01.1750Sσ][σ1HminHlim1H1MPaZn3.50793.01.1600Sσ][σ2HminHlim2H2MPaYn40885.025.1600Sσ][σ1FminFE1F1MPaYn35288.025.1500Sσ][σ2FminFE2F2小齿轮40Cr大齿轮45钢6设计计算及说明主要结果2.确定中心距大齿轮的许用齿面接触疲劳应力值较小，故将σH1=507.3MPa代入，于是：32HβEHd11σZZZμ1μφ2KTdmm34.433.5070.989189.82.53.212.31.151073.342.12323mmd014.912/34.432.312/1a11取1a=91mm，按经验公式nm=（0.007-0.02)1a,取nm=0.0291=1.82mm,取标准模数nm=2mm取Z1=25,Z2=i1Z1=3.225=80反算中心距1a=nm(Z1+Z2)/2cos=2(25+80)/2cos12=107.35mm,符合。取1a=107mm螺旋角=arccos211nzz2am=arccos[802510722]=11.13.选择齿轮精度等级50.95mmcos11.1252cosβzmnd11齿轮圆周速度：m/s743.21000601028.5795.50π100060nπdv11查表6-9，并考虑该齿轮传动的用途，选择8级精度。d1≥43.34mmmn=2Z1=25Z2=80a1=107mmβ=11.1°7设计计算及说明主要结果4.精确计算载荷查表6-4，AK=1.00查图6-9，15.1vK齿轮传动啮合宽度b=mmdd6.5895.5015.11查表6-6，取Kα=1.4查表6-5，2.115.1/dbd且减速器轴刚度较大，12.1K所以vAKKKKK=8.115.112.14.1111TKKKKKTvA=mN51.6273.348.1KNdKTKFt453.295.5051.62221115.验算轮齿接触疲劳承载能力][11HtEHHuubdKFZZZ其中，HZ=2.5，99.0cosβ,ZMPa189.8ZβE因为大齿轮的许用接触疲劳应力较小，故将1σH=507.3MPa带入，即:uubdKFZZZtEHH11][84.4872.312.395.5015.195.5010453.299.08.1895.223HMPa齿面接触疲劳强度足够。接触疲劳强度足够合格8设计计算及说明主要结果6.验算轮齿弯曲疲劳承载能力FFntFYYbmKF66.841.11cos80cos8046.261.11cos25cos258.121.11sin6.58sin332331vvnZZmb查图6-19，得86.0Y查图6-16，得两轮复合齿形系数95.3,10.421FFYY1131118.7386.010.426.5810453.2FFFntFMPaYYbmKF22321294.9586.095.326.5810453.2FFFntFMPaYYbmKF齿轮弯曲疲劳承载能力足够。7.齿轮几何尺寸名称计算公式小齿轮大齿轮法向模数nm/mm22法向压力角2020螺旋角11.111.1齿数z2580弯曲疲劳强度足够合格9设计计算及说明主要主要结果分度圆直径d/mm95.50cos11.1252cosβZmnd1105.163cos11.1082cosβZmnd22齿顶高ah/mm2211naamhh2212naamhh齿根高hf/mm5.22)25.01()(1nafmchh5.22)25.01()(2nafmchh齿全高h/mm5.45.22111fahhh5.45.22222fahhh齿顶圆直径da/mm95.542295.502111aahdd05.1672205.1632222aahdd齿根圆直径df/mm95.455.2295.502111ffhdd05.1585.2205.1632222ffhdd顶隙c/mm5.0225.0nmcc标准中心距a/mm1071.11cos280252cos221ZZman节圆直径d/mm95.5011dd05.16322dd传动比i2.3