谷物運輸機傳動裝置畢業(yè)設計

課程設計說明書課程名稱：題目名稱：谷物運輸機傳動裝置設計班級：姓名：學號：指導教師：評定成績：教師評語：指導老師簽名：20年12月31日目錄設計任務書……………………1

傳動方案的擬定及說明………3電動機的選擇…………………4傳動裝置的運動和動力參數(shù)…………………5

齒輪傳動的設計計算及核算…………………6軸的設計與強度計算…………10潤滑與密封……………………16減速器的箱體和附件…………17滾動軸承的選擇及計算………18鍵的選擇及校核計算…………19零件圖設計…………………….20設計小結………22參考資料目錄…………………24設計任務書（一）目的綜合運用機械設計課程和其他課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步鞏固、加深和拓寬所學的知識。通過設計實踐，逐步樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉掌握機械設計的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力。通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資料，進行全面的機械設計基本技能的訓練。（二）工作條件使用期限：10年，二班制（每年按300天計算）。載荷平衡。運輸物品：谷物。單向傳動，轉速誤差不得超過±5%。（三）原始數(shù)據(jù)運輸帶牽引力P：4000N。運輸帶速度V：1.5m/s。滾筒直徑D：250mm。設計計算內(nèi)容（一）傳動裝置的整體設計方案擬定；電動機的選擇；傳動比及其分配；傳動裝置的運動和動力學參數(shù)；各軸轉速n：各軸傳遞功率P；各軸轉矩T；（二）傳動零件的設計計算1、齒輪的設計計算及校核；2、聯(lián)軸器的選擇；3、軸的設計與強度計算；4、滾動軸承的選擇與強度校核；5、鍵的選擇與強度校核；6、其他零件的選擇；設計任務減速器裝配圖總圖一張（A0）；零件工作圖四張（齒輪A3，低速級軸A3，箱體A1，箱蓋A1）。(裝配圖底稿完成后，需經(jīng)指導教師審閱同意后方可加深。)iii.設計計算說明書1份。完成時間共3周（2008.12.05.～2008.12.31）參考資料[1]《機械設計》[2]《機械原理》[3]《畫法幾何及機械制圖》[4]《機械設計機械設計基礎課程設計》[5]（其它）計算及說明結果二、傳動裝置的擬定及說明1、分析傳動系統(tǒng)的工作情況：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅動卷筒的轉速nw，即601000v/(πD)=6010001.5/(3.14250)=114.65r/min根據(jù)傳動要求：使用期限：10年，2班制（每年按300天計算）；載荷平衡；運輸物品：谷物；單向傳動，轉速誤差不得超過±5%。故可以采用雙級圓柱斜齒輪（展開式）傳動方案。2、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—電動機計算及說明結果三、電動機的選擇電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y132M-4系列籠型三相異步電動機。臥式封閉結構。電動機容量電動機所需工作功率為Pd=Pw/a=Fv/1000aKW由電動機至運輸帶的傳動總效率為電動機的輸出功率：取電動機的轉速根據(jù)課程設計指導書表的推薦的傳動比合理范圍，取二級圓柱齒輪減速器傳動比i′=8～40，則從電動機到滾筒軸的總傳動比合理范圍為ia′=i′。故電動機轉速的可選范圍為nd′=ia′nW=(8～40)114.65=458.6-2866.25r/min單級圓柱齒輪傳動比范圍。則總傳動比范圍為，由于=114.65r/min,可得=1440/114.65=12.56。選用一般用途的Y132M-4系列結果選電動機型號為Y132M-4四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、傳動裝置傳動比按展開式二級圓柱齒輪減速器推薦高速級傳動比i1=（1.3～1.5）i2，取i1=1.4i2，得i1===4.05i2=i/i1=11.71/4.05=2.892、各軸轉速3、各軸輸入功率4、各軸轉矩五、齒輪傳動的設計計算及核算1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表10-1選取，都采用40Cr，并經(jīng)調(diào)質及表面淬火，均用硬齒面。齒輪精度用7級，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=24則Z2=952.設計計算（1）設計準則，按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。（3）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試取2)由圖10-21e查得3）計算解除疲勞許用應力（失效概率1%，安全系數(shù)S=1）4）試選，5）由圖10-26得6）（4）計算1）計算小齒輪分度圓直徑2）計算圓周速度3）計算齒寬及模數(shù)4）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)由圖10-13得6）按實際的載荷系數(shù)校正算得的分度圓直徑7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲強度設計（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)3）計算彎曲疲勞許用應力4）計算大小齒輪的并加以比較（2）設計計算4.幾何尺寸計算（1）計算中心距（2）算修正螺旋角（3）計算大小齒輪的分度圓直徑（4）齒寬二、低速級減速齒輪設計（斜齒圓柱齒輪）1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表10-1選取，都采用40Cr，并經(jīng)調(diào)質及表面淬火，均用硬齒面。齒輪精度用7級，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=24則Z2=772.設計計算（1）設計準則，按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。（3）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試取2）由圖10-21e查得3）計算解除疲勞許用應力（失效概率1%，安全系數(shù)S=1）4）試選，5）由圖10-26得（2）計算1）計算小齒輪分度圓直徑2）計算圓周速度3）計算齒寬及模數(shù)4）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)由圖10-13得6）按實際的載荷系數(shù)校正算得的分度圓直徑7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲強度設計（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)3）計算彎曲疲勞許用應力4）計算大小齒輪的并加以比較（2）設計計算4.幾何尺寸計算（1）計算中心距（2）算修正螺旋角（3）計算大小齒輪的分度圓直徑（4）齒寬總結計算機校核輸出結果低速級設計傳遞功率/kW:7.12800小輪最高轉速/(r/min):1439.98小輪最大扭矩/(N.mm):47273.00預期工作壽命/h:48000第Ⅰ公差組精度(運動精度):7第Ⅱ公差組精度(運動平穩(wěn)性):7第Ⅲ公差組精度(接觸精度):7名義傳動比:3.95實際傳動比:3.96使用系數(shù):1.00動載系數(shù):1.10接觸強度齒間載荷分配系數(shù):1.69接觸強度齒向載荷分布系數(shù):1.37彎曲強度齒間載荷分配系數(shù):1.69彎曲強度齒向載荷分布系數(shù):1.32支承方式:對稱支承傳動方式:閉式傳動齒面粗糙度Rz/μm:3.20潤滑油運動粘度V40/(mm^2/s):22.00小輪齒數(shù)z1:24小輪齒寬b1/mm:49.00小輪變位系數(shù)x1/mm:0.0000螺旋角(°):14.0900小輪分度圓直徑/mm:49.49齒輪法向模數(shù)mn/mm:2.00小輪計算接觸應力/MPa:570.54小輪接觸疲勞許用應力/MPa:671.40小輪接觸疲勞極限應力/MPa:840.00小輪計算彎曲應力/MPa:115.64小輪彎曲疲勞許用應力/MPa:330.23小輪彎曲疲勞極限應力/MPa:305.00小輪材料及熱處理方式:合金鋼調(diào)質小輪齒面硬度/HV10:360.00大輪齒數(shù)z2:95中心距/mm:122.691大輪齒寬b2/mm:49.00大輪變位系數(shù)x2/mm:0.0000大輪分度圓直徑/mm:195.89大輪計算接觸應力/MPa:570.54大輪接觸疲勞許用應力/MPa:611.45大輪接觸疲勞極限應力/MPa:765.00大輪計算彎曲應力/MPa:115.67大輪彎曲疲勞許用應力/MPa:282.11大輪彎曲疲勞極限應力/MPa:255.00大輪齒面硬度/HV10:360.00大輪材料及熱處理方式:合金鑄鋼調(diào)質極限傳遞功率(kW):8.18695高速級設計傳遞功率/kW:6.77600小輪最高轉速/(r/min):364.56小輪最大扭矩/(N.mm):177504.00預期工作壽命/h:48000第Ⅰ公差組精度(運動精度):7第Ⅱ公差組精度(運動平穩(wěn)性):7第Ⅲ公差組精度(接觸精度):7名義傳動比:3.19實際傳動比:3.20使用系數(shù):1.00動載系數(shù):1.07接觸強度齒間載荷分配系數(shù):1.68接觸強度齒向載荷分布系數(shù):1.39彎曲強度齒間載荷分配系數(shù):1.68彎曲強度齒向載荷分布系數(shù):1.33支承方式:對稱支承傳動方式:閉式傳動齒面粗糙度Rz/μm:3.20潤滑油運動粘度V40/(mm^2/s):22.00小輪齒數(shù)z1:35小輪齒寬b1/mm:72.00小輪變位系數(shù)x1/mm:0.0000螺旋角(°):15.0900小輪分度圓直徑/mm:72.50齒輪法向模數(shù)mn/mm:2.00小輪計算接觸應力/MPa:627.14小輪接觸疲勞許用應力/MPa:651.04小輪接觸疲勞極限應力/MPa:840.00小輪計算彎曲應力/MPa:190.09小輪彎曲疲勞許用應力/MPa:332.40小輪彎曲疲勞極限應力/MPa:305.00小輪材料及熱處理方式:合金鋼調(diào)質小輪齒面硬度/HV10:360.00大輪齒數(shù)z2:112中心距/mm:152.250大輪齒寬b2/mm:72.00大輪變位系數(shù)x2/mm:0.0000大輪分度圓直徑/mm:232.00大輪計算接觸應力/MPa:627.14大輪接觸疲勞許用應力/MPa:630.94大輪接觸疲勞極限應力/MPa:765.00大輪計算彎曲應力/MPa:196.27大輪彎曲疲勞許用應力/MPa:282.81大輪彎曲疲勞極限應力/MPa:255.00大輪齒面硬度/HV10:360.00大輪材料及熱處理方式:合金鑄鋼調(diào)質極限傳遞功率(kW):6.85834第三部分軸的設計低速軸的設計1.求輸出軸上的功率，轉速，轉矩2.求作用在齒輪上的力力的方向如下圖1所示3.初步確定軸的最小直徑選取材料為45鋼，調(diào)質處理。取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，取，則：按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，選用GYH6凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為900000N/mm.半聯(lián)軸器的直徑為45mm,故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度4.軸的結構設計（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度?，F(xiàn)取。2）初步選取滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用6012深溝球軸承。其尺寸，故?。?；右端滾動軸承用軸肩軸肩進行軸向定位。；；；。3）取10-11的直徑；齒輪的左端用軸肩定位，；；；；。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（2）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。齒輪選用的平鍵為，選用齒輪輪轂與軸的配合為；半聯(lián)軸器選用的平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。（3）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為。5.求軸上的載荷載荷 水平面 垂直面支反力彎總彎矩扭矩 6.按彎扭合成應力校核軸的強度前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，由表15-1查得。因為，所以安全。中間軸的設計（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1-2段裝軸承，因為選用深溝球軸承6006，所以，；軸承右端用套筒定位，，，第3-4段裝齒輪，，，齒輪右端用軸肩定位，，第5-6段裝大齒輪，，，軸承右端用軸套定位，最后裝軸承，軸承左端用軸套定位，，。（2）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。大小齒輪選用的平鍵為，選用齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。高速軸的設計（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，取，則：按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，選用LX1滑塊聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250000N/mm.半聯(lián)軸器的直徑為20mm,故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，所以，聯(lián)軸器的右端用軸肩定位，，，下段裝軸承，選用深溝球軸承6006，，，右端用軸肩定位，，，，，下段裝軸承，，軸承左端用軸套定位。（2）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器選用的鍵為滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。第四部分校核低速軸軸承的校核1.求比值2.初步計算當量動載荷3.求軸承應有的基本額定動載荷值4.驗算6012軸承的壽命，所以此軸合格。驗算右邊軸承，所以此軸合格。中間軸軸承的校核1.求比值2.初步計算當量動載荷3.求軸承應有的基本額定動載荷值4.驗算6012軸承的壽命，所以此軸合格。驗算右邊軸承，所以此軸合格。高速軸軸承的校核1.求比值2.初步計算當量動載荷3.求軸承應有的基本額定動載荷值4.驗算6012軸承的壽命，所以此軸合格。驗算右邊軸承，所以此軸合格。低速軸鍵的校核鍵1則強度為，所以鍵的強度足夠。鍵2則強度為，所以鍵的強度足夠。中間軸鍵的校核鍵1則強度為，所以鍵的強度足夠。高速軸鍵的校核鍵1則強度為，所以鍵的強度足夠。減速器的潤滑1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度<12m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。2．滾動軸承的潤滑因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V≥1.5～2m/s所以采用飛濺潤滑。第五部分主要尺寸及數(shù)據(jù)箱體尺寸箱體壁厚箱蓋壁厚箱座凸緣厚度b=15mm箱蓋凸緣厚度b1=15mm箱座底凸緣厚度b2=25mm地腳螺栓直徑df=M16地腳螺栓數(shù)目n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=M12聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)=150mm軸承端蓋螺釘直徑d3=M8定位銷直徑d=6mmdf、d1、d2至外箱壁的距離C1=18mm、18mm、13mmdf、d2至凸緣邊緣的距離C2=16mm、11mm軸承旁凸臺半徑R1=11mm凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定外箱壁至軸承座端面距離L1=40mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離△1=10mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離△2=10mm箱蓋，箱座肋厚m1=m=7mm軸承端蓋外徑D2：凸緣式端蓋：D+（5～5.5）d3 各軸的轉速為各軸的輸入功率各軸的輸入轉矩零件圖的內(nèi)容及繪制：1、選擇和布置視圖：（1）、軸：采用主視圖和剖視圖。主視圖按軸線水平布置，再在鍵槽處的剖面視圖。（2）、齒輪：采用主視圖和側視圖。主視圖按軸線水平布置（全剖），反映基本形狀；側視圖反映輪廓、輻板、鍵槽等。2、合理標注尺寸及偏差：（1）、軸：參考機械設計指導書P113，徑向尺寸以軸線為基準標注，有配合處徑向尺寸應標尺寸偏差；軸向尺寸以軸孔配合端面及軸端面為基準，反映加工要求，不允許出現(xiàn)封閉尺寸鏈。（2）、齒輪：參考機械設計指導書P116~117：徑向尺寸以軸線為基準，軸孔、齒頂圓應標相應的尺寸偏差；軸向尺寸以端面為基準，鍵槽尺寸應相應標出尺寸偏差。3、合理標注形狀和位置公差：（1）、軸：取公差等級為6級，查機械設計指導書P167表18-1，及P173表18-6，P174表18-9并參考P106圖10-13軸求得形位公差推薦標注項目有圓柱度、圓跳動度、對稱度。（2）、齒輪：取公差等級為7級。查P173表18-6，P174表18-9，P175表18-10并參考P107圖10-