湖南农业重点大学东方科技学院

1、湖南农业大学东方科技学院课程设计说明书课程名称：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、设计任务(1)、传动装置简图.1、卷筒1T72、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

2、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(mm200、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。、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Pw=1.6KW(1)、工作机所需功率：n总=0.885Pw=FV/1000=2000 x0.8/1000=1.6KW(2)、传

3、动总效率：2n总=耳卷耳联，n带，n减查机械设计课程设计手册P5表1-7得n卷=0.96n联=0.99n减=0.96n带=0.982n总=0.96x0.99x0.96x0.98=0.885(3)、电机工作所需功率：Pd=Pw/n总=1.6/0.8851.81KW按PedPd原则，取Ped=3KWPd=1.81KWPed=3KW、工作机的转速：nw=1000*60v/nD=1000 x60 x0.8/(3.14x200)=76.43r/min、按总传动比i总w12原则查机械设计课程设计手册P16712-1Y系列电动机从同步转速750r/min,8级中选取型号：Y132M-8电动机参数：电机轴直径

4、d=38mmnw=76.43r/mini总=9.29i1=3.73i2=2.49nI=710r/minnn=190.35r/minnM=76.43r/min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：、总传动比：i总=门d/nw=710/76.43心9.29、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=3.73i2=2.49四、运动参数及各动力参数计算：(1)、各轴转速：n1=nd=710r/minnU=nI/i1=71

5、0/3.73=190.35r/minn川=nw=76.43r/min(2)、各轴功率：查机械设计课程设计手册P5表1-7得n齿=0.97n轴承=0.99P电=Pd=1.81KWP电=1.81KWPI=1.77KWPH=1.70KWPE=1.63KWPW=1.6KWvTd=24.35NmTI=23.81NmTH=85.29NmTE=203.67NmTW=199.92NmPI=Pd-耳联，n轴承=1.81x0.99x0.99=1.77KWPH=PI耳齿，n轴承=1.77x0.97x0.99=1.70KWPE=PH耳齿，n轴承=1.70 x0.99x0.97=1.63KWPW=PE耳联，n带=1.6

6、3x0.99x0.98=1.58KV1.6KW=P（3）、各轴转矩：Td=9.55*Pd/nd=9550 x1.81/710=24.35NmTI=9.55*PI/nI=9550 x1.77/710=23.81NmTH=9.55*PH/nH=9550 x1.70/190.35=85.29NmTE=9.55*PE/nE=9550 x1.63/76.43=203.67NmTW=9.55*PIV/nIV=9.55*Pw/nw=9550 x1.6/76.43=199.92Nm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、材料及齿数按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮

7、面闭式传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。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选小齿轮齿数乙=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。按齿面接触疲劳强度设计机械设计P203（10-9a），即dit兰2.32心（Ze）2”duh1.确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt1.3。计算小齿轮传递的转矩9.55O6Pt4匚=】=2.381

8、x104NmmnI按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数d=10由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8jMPa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忖-600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限。Hlim2=550MPa。计算应力循环次数Ni=60nljLn=60 x710 x2x8x300 x10=2.045x109N18N=5.483.设计计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入Eh中较小的值。d12.32KtTl+1(Ze)2-40.14mmVdu也丿计算圆周速度v。d1n1兀汉40.14汉710“；v11-1.49说60汉1000600000

9、计算齿宽bb=?ddb=1x40.14mm=40.14mm计算齿宽与齿高之比b/h模数mt=dt/Z1=40.14/2仁1.91mm齿高h=2.25mt仁4.30mmb/h=40.14/4.30=9.335计算载荷系数K查表10-2得使用系数Ka=1.o；根据v=1.49gs、由图10-8得动载系数V直齿轮Ks；由表10-2查的使用系数Ka1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心=1.450由b/h=9.335Kh=1.450由图10-13得冷=1.32故载荷系数K=KK/KhbKh=1x1.0 x1.10 x1.450=1.595校正分度圆直径d1由机械设计P2

10、04(10-10a)d1t=40.14mmv=1.49m/sb=40.14mmm=1.91mmh=4.30mmb/h=9.335K=1.595d1=42.97mm=d1t3k/Kt=40.1431.595/1.3mm=42.97mm计算齿轮传动的几何尺寸计算模数mm.d./乙工42.97/21工2.046mm111按齿根弯曲强度设计机械设计P201(10-5)，公式为2口阮、1.确定公式内的各参数值由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限5m1=580MPa；大齿轮的弯曲强度极限-flim2=380MPa.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.88Kfn2=0.92

11、计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数丫ST=2.0,得KY_Jh：一FN1STFE1=5000.88/1.4=314.29MPaSKY_二f2FN2SFE2=3800.92/1.4=247.71MPaS计算载荷系数KK=KKKKfb=1x1.10 x1x1.32=1.452查取齿形系数YFa1、YFa2和应力修正系数YSa1、YSa2由机械设计表10-5查得YFa1=2.76；YFa2=2.22；YSa1=1.56.y=177m=2.046mmm=2.046mm(Tf1=314.29MPa(TF2=247.71MPaK=1.452；YSa211YFaYsa计算大、小

12、齿轮的2f并加以比较；YFalYsa1-0.013670SilYf/s0.01586F2大齿轮大设计计算对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数m1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m=2mm接触强度算得的分度圆直径d1=42.97mm算出小齿轮齿数Z1=d/m1=42.97/2=21.48522大齿轮z2-i口-22汽3.73-82.06取z2-832.集合尺寸设计计算分圆周直径d1、d2=乙0=222=44

13、mmd2=83汇2=166mm计算中心距pl+pla=_=(44+166)/2=105mm2计算齿轮宽度YFa1Ysa1=0.01370EhYFa2Ysa2-0.01586CFF2mm=2mm乙=22乙=83d1=44mmd2=166mma=105mmB=50mmB=45mmb=d*=仆44=44mm取B2=45mmE=50mm。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d-48mm轮毂长度1与齿宽相等1=45(mm)轮毂直径D,=104(mm)轮缘厚度二10(mm)板厚度c=20(mm)腹板中心孔直径D。=100(mni腹板孔直径d20

14、(mm)齿轮倒角取n=2(mm)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。运输机为一般工作机器，速度不咼，故选用8级精度(GB10095-88)。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选小齿轮齿数Z321，则大齿轮齿数乙=i2z3=21汉2.49=52.29取z4=532).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d3t-2.323KT3u=

15、1/Ze二()仁UJ1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数Kt=1.32.计算小齿轮传递的转矩=9.550P)i=8.529如O4Nmm3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数:-：Jd=1o4.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa5.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二忖YOOMPa；大齿轮的接触疲劳强度极限、Hlim2二550MPa6.计算应力循环次数9Ni=60nljLn=60 x190.35x2x8x300 x10=0.548x10N4二N3二0.22108i27.由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数khn3二0

16、.96.Khn4二0.98；8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1K二HHNHlim0.96600MPa=576MPaK；_HK=0.9550MP-539MPaTa=8.529x104N.mm2=0.548x109N=0.22x108(Th|3=576MPa(Th|4=539MPadat=62.20mm2.设计计算V=0.62m/sb=62.20mmm=2.96mmh=6.66mmb/h=9.339V=0.62m/sb=62.20mmm=2.96mmh=6.66mmb/h=9.3391试算小齿轮分度圆直径d3t，代入匚h中较小的值c工2.3231()=62.20mm1仁uj二601000=0

17、.62ms2.计算圆周速度v。V二d3tn-601000计算齿宽bb=cb=1x62.20mm=62.20mm计算齿宽与齿高之比b/hm=d3t/Z3=62.20/21mm=2.96mmh=2.25m=2.25x2.96mm=6.66mmb/h=62.20/6.66=9.339计算载荷系数K查表10-2得使用系数KA=1.0;根据v0.62ms、由图10-8d3=66.74mmd3=66.74mm得动载系数Kv“10直齿轮K厂心；由表10-2查的使用系数KA=1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K邯=1.460由b/h=9.339Kh=1.460由图10-13得

18、冷=1.35故载荷系数K=KAK/KhbKha=1x1.0 x1.10 x1.460=1.606m=3.18mm校正分度圆直径d3由机械设计P204(10-10a),d3=d3t%k/K；=62.20 x3/l.606/1.3mm=66.74mm计算齿轮传动的几何尺寸计算模数mm2=d3/z3=66.74/21=3.18mm按齿根弯曲强度设计，公式为2KT3IYFaYsa；-辰百j1.确定公式内的各参数值由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限6佃3=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限F|im4=380MPa.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn30.92,Kfn4=0.

19、94计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数丫ST-2,得KycbF3=fn3STFE3=500工0.92/1.4=328.57MPaSKyo-f4JN4SE4_380汽0.94/1.4255.14MPaS计算载荷系数KK=KKKKfb=1x1.10 x1x1.35=1.485查取齿形系数丫Fa3、丫Fa4和应力修正系数丫Sa3、丫Sa4由机械设计表10-5查得YFa厂2.76；YFa4=2.28；(Tf3=328.57MPa(TF|4=255.14MPaK=1.485YFa3YSa3=0.01311SbYYFa4Sa4=0.01546Ff】4mYsa3“.56；Ysa

20、4=1.73YFaYsa计算大、小齿轮的2f并加以比较；YFa3YSa3Fa3Sa3-0.01311F】3YfAs”=0.01546S】4大齿轮大设计计算m3对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术叫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m2=2.5mm接触强度算得的分度圆直径d3=62.20mm算出小齿轮齿数Z3=cb/m2=66.74/2.5=26.69627大齿轮乙=i2Z3=27汉2.49=67.23取68

21、2.集合尺寸设计计算分圆周直径d1、d2d3=%巴=27汉25=67.5mmd4=z4m=68汉2.5=170mm计算中心距d+da，-34-(67.5+170)/2-118.75mmm=2.5mmZa=25乙=63da=62.5mmd4=157.5mma=110mmB3=70mmB4=65mm3.计算齿轮宽度b=dd3=1汉67.5=67.5mm取B4=70mm,B3=75mm。3.轮的结构设计大齿轮米用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d-48mm轮毂长度1与齿宽相等丨=60(mm)轮毂直径=1.6d=1.6汉48=78.8(mm)取D78(mm)轮缘厚度i(mm)腹板厚度c

22、=20(mm)腹板中心孔直径Do=100(mm)腹板孔直径do=20(mm)齿轮倒角取n=2(mm)5.3齿轮传动参数表名称符号单位咼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ao2020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6.1I轴MI轴

23、上的功率、转速和转矩以及轴上齿轮分度圆直径TI=9.55*PI/nI=9550 x1.77/710=23.81NmPI=Pd-耳联，n轴承=1.81x0.99x0.99=1.77KWnI=nd=710r/mind1=44mm作用在齿轮上的力Ft=2TI/d1=2x2.381x104/44=1083NFr=Ft=1083x0.364=394N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A=112dmin=A)=112xmm=15.2mm计算联轴器转矩Tca=KT，查P351表14-1，取Ka=1.3查手册P94表8-2选用GY5型弹性凸缘联

24、轴器其公称转矩为400N.ni半联轴器孔径d仁38mm半联轴器长度L=82mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L仁79mm初选轴承为6008轴承代号6008基本尺寸/mmd/D/B40/68/15安装尺寸/mmda/da46/62基本额定/kNCr/Cor17.0/11.8i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+

25、40=105+110+48/2+162.5/2+40361mm装油高度H=50+10=60mm则箱体内腔宽度B=4.2x106/(60 x361)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10mmX8mmX63mm轴1的结构如下求轴上载荷支承跨距L=a+b=(7.5+40+25)+(25+120+7.5)mm=225mmMVMH取a=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(T-1=60MPa(Tca=/W=/(0.1x39)3=9.845MPa

26、3050mm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+40361mm,装油高度H=50+10=60mm则箱体内腔宽度B=4.2x106/（60 x361）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

27、联轴器与轴的联接选用平键为10mmX8mmX63m齿轮轴孔直径d=48mr齿轮与轴连接选用平键14mmX9mmX56mm川轴的结构如下求轴上载荷支承跨距L=a+b=67+158mm=225mmMVMH取a=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查得许用弯曲应力厂i=60MPa(Tca=/W=/(0.1x48)3=15.5MPaT-1=60MPa故安全，弯矩图如下保Jr,-7/A一/?77/77/,.沖/训仏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

28、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=0.1x443mri=8518.4mrh抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2x483mh=17036.8mrh截面6左侧的弯矩M截面6上的扭矩T3T3=203670N.mm截面上的弯曲应力（Tb=M/W=61771.82/8518.4MPa=7.25MPa截面上的扭转切应力tT=T

29、3/W=203670/17036.8MPa=11.95MPa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得B=640MPa（T-1=275MPat-1=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a及aT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ar=2.0at=1.32又由附图3-1可得材料的敏性系数q戶0.82qt=0.85有效应力集中系数，由附（3-4）为k戶1+q.（a，-1）=1+0.82（2.0-1）=1.82kt=1+qt（at-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&t=0.85轴按摩削加工，附图3-4的表面质量系数B=Bt=0.91轴未经表面强化处理，即Bq=1，由（3-12）及（3-14b）得综合系数K产（k昇&+1/B十1）1/Bq=1.82/0.75+1/0.91-1=2.53Kt