谷物運輸機傳動裝置設計

1、 .湖南農業(yè)大學東方科技學院課程設計說明書 課程名稱：機械設計課程設計 題目名稱：谷物運輸機傳動裝置設計 班 級：2008級機械設計、制造及其自動化專業(yè)7班姓 名： 劉俊 學 號： 200841914729 指導教師： 高英武 評定成績：教師評語： 指導老師簽名： 20 年 月 日成績評閱教師日期目 錄1、 設計任務2、 電動機的選擇計算3、 計算總傳動比及分配各級傳動比4、運動參數(shù)及各動力參數(shù)計算5、齒輪傳動的設計計算6、軸的設計與強度計算一、設計任務（1）、傳動裝置簡圖. 1、卷筒2、帶式運輸機 3、聯(lián)軸器4、圓柱齒輪減速器5、聯(lián)軸器 6、電動機（2）、工作條件：1、使用期限10年，二班制

2、（每年按300天計算）；2、載荷平衡；3、運輸物品：谷物；4、單向傳動，轉速誤差不得超過5%。（3）、原始數(shù)據(jù)：運輸帶牽引p（n）2000運輸帶速度v（m/s）0.8滾筒直徑d（mm）200（4）、設計計算內容：1、運動參數(shù)的計算，電動機的選擇；2、聯(lián)軸器的選擇；3、齒輪傳動的設計計算；4、軸的設計與強度計算；5、滾動軸承的選擇與強度校核；6、鍵的選擇與強度校核。（5）、設計任務：1、減速器裝配總圖一張（m1：1）；2、零件工作圖四張（齒輪、軸、箱體、箱蓋）。注：1、裝配圖底稿完成后，需經指導教師審閱同意后方可加深。2、設計計算說明書1份。計算及說明結果二、電動機的選擇計算（1）、工作機所需功

3、率： pw=fv/1000=2000x0.8/1000=1.6kw(2)、傳動總效率：總卷聯(lián)2帶減查機械設計課程設計手冊 p5 表1-7得卷=0.96 聯(lián)=0.99 減=0.96 帶=0.98總=0.96x0.992x0.96x0.98=0.885（3）、電機工作所需功率：pd=pw/總=1.6/0.8851.81kw按pedpd原則，取ped=3kw（4）、工作機的轉速：nw=1000*60v/d=1000x60x0.8/(3.14x200)=76.43 r/min（5）、按總傳動比 i總12原則查機械設計課程設計手冊 p167 12-1 y系列電動機從同步轉速 750 r/min,8級中選

4、取型號：y132m-8 電動機參數(shù)：電機軸直徑d=38mm型號額定功率/kw滿載轉速/r/min堵轉轉矩最大轉矩質量/kg額定轉矩額定轉矩y132m-837102.02.079三、計算總傳動比及分配各級傳動比：（1）、總傳動比： i總=nd/nw=710/76.439.29（2）、各級傳動比分配：按i1i2 ，i大=1.11.5i小 原則 取i大=1.5i小即 i1=1.5i2i總=i1*i2i1=3.73 i2=2.49四、運動參數(shù)及各動力參數(shù)計算：（1）、各軸轉速：nnd=710 r/minn=n/i1=710/3.73=190.35 r/minn=nw=76.43 r/min(2)、各軸

5、功率：查機械設計課程設計手冊 p5 表1-7得齒=0.97 軸承=0.99p電=pd=1.81kwp=pd聯(lián)軸承=1.81x0.99x0.99=1.77 kwp=p齒軸承=1.77x0.97x0.99=1.70 kwp=p齒軸承=1.70x0.99x0.97=1.63 kwp=p聯(lián)帶=1.63x0.99x0.98=1.58 kw1.6 kw=pw（3）、各軸轉矩：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

6、=9550x1.63/76.43=203.67 n mt=9.55*p/n=9.55*pw/nw=9550x1.6/76.43=199.92 nm五、齒輪傳動的設計計算：5.1高速級齒輪的設計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度(gb10095-88)。3.材料選擇。由機械設計，選擇小齒輪材料為40gr（調質），硬度為280hbs，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。4.選小齒輪齒數(shù)z1=21，則大齒輪齒數(shù)z2=i1z1=21x3.73=78.3

7、3 取z2=791). 按齒輪面接觸強度設計1. 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。2. 按齒面接觸疲勞強度設計機械設計p203 （10-9a），即 1.確定公式內的各計算數(shù)值1.試選載荷系數(shù)。2.計算小齒輪傳遞的轉矩3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機械設計選取齒寬系數(shù)。4.由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5.由機械設計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6.計算應力循環(huán)次數(shù)n1=60nijln=60x710x2x8x300x10=2.045x1097.由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。8.計算接觸疲勞

8、許用應力取安全系數(shù)s=12.設計計算1.試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2.計算圓周速度。 計算齒寬bb=dd b=1x40.14mm=40.14mm計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) mt=d1t/z1=40.14/21=1.91mm齒高 h=2.25mt=2.25x1.91=4.30mmb/h=40.14/4.30=9.3353.計算載荷系數(shù)查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、由圖10-8得動載系數(shù) 直齒輪；由表10-2查的使用系數(shù)查表10-4用插值法得8級精度查機械設計，小齒輪相對支承非對稱布置kh=1.450由b/h=9.335 kh=1.450由圖10-13得kf=1.32故載荷系

9、數(shù) k=kakvkhkh=1x1.0x1.10x1.450=1.5954.校正分度圓直徑由機械設計p204(10-10a)5.計算齒輪傳動的幾何尺寸1.計算模數(shù) 2.按齒根彎曲強度設計機械設計p201 (10-5)，公式為1.確定公式內的各參數(shù)值1.由機械設計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2.由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，3.計算彎曲疲勞許用應力；取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4，應力修正系數(shù),得4.計算載荷系數(shù)kk=kakvkfkf=1x1.10x1x1.32=1.4525.查取齒形系數(shù)、和應力修正系數(shù)、由機械設計表10-5查得；6.計算大、小齒

10、輪的并加以比較； 大齒輪大7.設計計算m1對比計算結果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，取由彎曲強度算得的模數(shù)1.129并就進圓整為標準值m1=2mm 接觸強度算得的分度圓直徑 =42.97mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1/m1=42.97/2=21.48522大齒輪 取2.集合尺寸設計1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 取，。3.齒輪的結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用實心打孔式結構大齒輪的有關尺寸計算如下

11、：軸孔直徑48mm 輪轂長度 與齒寬相等 輪轂直徑 輪緣厚度 板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑齒輪倒角 取5.2低速級齒輪的設計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度(gb10095-88)。3.材料選擇。由機械設計，選擇小齒輪材料為40gr（調質），硬度為280hbs，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。4.選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù) 取2). 按齒輪面接觸強度設計 1. 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 2. 按

12、齒面接觸疲勞強度設計，即 1.確定公式內的各計算數(shù)值1.試選載荷系數(shù)。2.計算小齒輪傳遞的轉矩 3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機械設計選取齒寬系數(shù)。4.由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5.由機械設計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限6.計算應力循環(huán)次數(shù)n1=60nijln=60x190.35x2x8x300x10=0.548x1097.由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。8.計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù)s=1 2.設計計算1. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2.計算圓周速度。 計算齒寬b b=1x62.20mm=62.2

13、0mm計算齒寬與齒高之比b/hmt=d3t/z3=62.20/21mm=2.96mmh=2.25mt=2.25x2.96mm=6.66mmb/h=62.20/6.66=9.3393.計算載荷系數(shù) 查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、由圖10-8得動載系數(shù) 直齒輪；由表10-2查的使用系數(shù)查表10-4用插值法得8級精度查機械設計，小齒輪相對支承非對稱布置 kh=1.460由b/h=9.339 kh=1.460由圖10-13得kf=1.35故載荷系數(shù) k=kakvkhkh=1x1.0x1.10x1.460=1.606 4.校正分度圓直徑 由機械設計p204(10-10a)，5.計算齒輪傳動的幾何

14、尺寸1.計算模數(shù) 2.按齒根彎曲強度設計，公式為 1.確定公式內的各參數(shù)值1.由機械設計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2.由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，3.計算彎曲疲勞許用應力；取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4，應力修正系數(shù),得 4.計算載荷系數(shù)kk=kakvkfkf=1x1.10x1x1.35=1.4855.查取齒形系數(shù)、和應力修正系數(shù)、由機械設計表10-5查得；6.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪大7.設計計算m2對比計算結果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的魔術大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載

15、能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.07并就進圓整為標準值=2.5mm 接觸強度算得的分度圓直徑 =62.20mm，算出小齒輪齒數(shù)z3=d3/m2=66.74/2.5=26.69627大齒輪 取2.集合尺寸設計1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 取，。3.輪的結構設計 大齒輪采用實心打孔式結構 大齒輪的有關尺寸計算如下：軸孔直徑48mm 輪轂長度 與齒寬相等輪轂直徑 取輪緣厚度 腹板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑齒輪倒角 取pw=1.6kw總=0.885pd=1.81kwped=3kwnw=76.4

16、3 r/min i總=9.29i1=3.73 i2=2.49n=710 r/min n=190.35 r/minn=76.43 r/minp電=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=42.97mmm

17、1=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=110mm

18、5.3齒輪傳動參數(shù)表名稱符號單位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm105118.75傳動比i3.732.49模數(shù)mmm22.5壓力角2020齒數(shù)z22832768分度圓直徑dmm4416667.5170齒頂圓直徑damm4817072.5175齒根圓直徑dfmm3916161.25163.75齒寬bmm50457065旋向左旋右旋右旋左旋材料40cr4540cr45熱處理狀態(tài)調質調質調質調質齒面硬度hbs280240280240計算及說明結果六、軸設計與強度計算6.1 軸6.1.1軸上的功率、轉速和轉矩以及軸上齒輪分度圓直徑t= 9.55* p/n=9550x1.77/710=2

19、3.81 nmp=pd聯(lián)軸承=1.81x0.99x0.99=1.77 kwnnd=710 r/min d1=44mm6.1.2作用在齒輪上的力ft=2 t/d1=2x2.381x104/44=1083nfr=ft=1083x0.364=394n6.1.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。 先按機械設計p370（15-2），表15-3，取a0=112dmin=a0=112xmm=15.2mm計算聯(lián)軸器轉矩tca=kat，查p351表14-1，取ka=1.3tca=kat=1.3x23.81n.m=30.95n.m查手冊p94表8-2選用gy5型彈性凸緣聯(lián)軸器其公稱轉矩為400n

20、.m。半聯(lián)軸器孔徑d1=38mm，半聯(lián)軸器長度l=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l1=79mm。初選軸承為6008軸承代號 6008基本尺寸/mm d/d/b 40/68/15安裝尺寸/mm da/da 46/62基本額定/kn cr/cor 17.0/11.8i 齒頂與箱底面的距離hmin3050mm，取50mmii 保證裝油量（冷卻、潤滑）p31單級 0.350.7升/kw，多級成倍（保證冷卻），取 1.4升/kw，減速箱裝油量為1.4x3=4.2升輪齒浸油深度一個全齒高，不小于10mm（保證潤滑），取10mm。取齒頂?shù)较潴w內壁距離為20mm。則箱體內腔長度為lo=a1+a2+da1

21、/2+da2/2+40=105+110+48/2+162.5/2+40 361mm,裝油高度h=50+10=60mm則箱體內腔寬度b=4.2x106/(60x361)mm=194mm取滾動軸承距箱體內壁s=8mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離l=30mm查手冊p53表4-1得半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為10mmx8mmx63mm6.1.4軸1的結構如下6.1.5求軸上載荷支承跨距l(xiāng)=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/

22、225=19360.72n.mmm=56629.77n.mm取=0.6由前面選定軸的材料為45鋼，調制處理，由機械設計表p362，15-1查得許用彎曲應力-1=60mpaca=/w=/(0.1x39)=9.845mpa3050mm，取50mmii 保證裝油量（冷卻、潤滑）p31單級 0.350.7升/kw，多級成倍（保證冷卻），取 1.4升/kw，減速箱裝油量為1.4x3=4.2升輪齒浸油深度一個全齒高，不小于10mm（保證潤滑），取10mm。取齒頂?shù)较潴w內壁距離為20mm。則箱體內腔長度為lo=a1+a2+da1/2+da2/2+40=105+110+48/2+162.5/2+40 361m

23、m,裝油高度h=50+10=60mm，則箱體內腔寬度b=4.2x106/(60x361)mm=194mm。 取齒輪距箱體內壁距離a=20mm取滾動軸承距箱體內壁s=8mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離l=30mm查手冊p53表4-1得半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為10mmx8mmx63mm 齒輪軸孔直徑d=48mm齒輪與軸連接選用平鍵14mmx9mmx56mm6.3.4軸的結構如下6.3.5求軸上載荷支承跨距l(xiāng)=a+b=67+158mm=225mmmv= ftab/l=2396x67x158/225=112729.14n.mmmh=frab/l=872x67x158/225=41026.6

24、3n.mmm=119962.67n.mm取=0.6由前面選定軸的材料為45鋼，調制處理，由機械設計表p362，15-1查得許用彎曲應力-1=60mpaca=/w=/(0.1x48)=15.5mpa-1=60mpa,故安全，彎矩圖如下6.3.6精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面5、6處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面c上應力最大。截面5上的應力集中的影響和截面6的相近，但截面5不受扭矩力，同時軸徑較大，股不必校核。截面c上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），且這里軸的直徑最大，故不必校核。由第三章附錄

25、可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，所以該軸芝需校核截面6兩側即可。2）截面6右側抗彎截面系數(shù) w=0.1d3=0.1x443mm3=8518.4mm3抗扭截面系數(shù) wt=0.2d3=0.2x483mm3=17036.8mm3截面6左側的彎矩m m=119962.67xn.mm=61771.82n.mm截面6上的扭矩t3 t3=203670n.mm截面上的彎曲應力 b=m/w=61771.82/8518.4mpa=7.25mpa截面上的扭轉切應力t=t3/wt=203670/17036.8mpa=11.95mpa軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得b=640mpa -1=275mp

26、a -1=155mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取。r/d=2.0/44=0.045，d/d=48/44=1.09，經插值后可查得=2.0 =1.32又由附圖3-1可得材料的敏性系數(shù) q=0.82 q=0.85有效應力集中系數(shù)，由附（3-4）為k=1+ q（-1）=1+0.82（2.0-1）=1.82k=1+ q（-1）=1+0.85（1.32-1）=1.27由附圖3-2尺寸系數(shù) =0.75；由附圖3-3扭轉尺寸系數(shù) =0.85軸按摩削加工，附圖3-4的表面質量系數(shù) =0.91軸未經表面強化處理，即q=1，由（3-12）及（3-14b）得綜合系數(shù)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