机械设计计算书胡晓菲

毕业论文设计计算书一、 刖言二、 设计的条件和数据本设计的滚筒筛针对垃圾集中处理的筛选部分，拟定处理能力为(t/h5，并且在环境比较恶劣的条件下工作，利用齿轮传动，三相电作为能源出入。根据垃圾在滚筒中的行进速度，拟定滚筒筛的直径为1000mm。转速为转速可调。根据调查垃圾的平均直径和直径分布设定垃圾滚筒筛的筛孔直径为 40mm和80mm。滚筒筛为倾斜4c放置。三、传动方案分析与拟定1传动方案图：拟定的传动方案为：斜齿轮传动，电机带动通用减速器两级平行轴齿轮传动)小齿轮端转动，通用减速器的大齿轮端带动小齿轮旋转，小齿轮带动齿圈旋转，齿圈连同滚筒筛一同旋转。2使用拟定运动参数：据滚筒筛体的使用特性，选用45钢板，密度为7.85g/cm3估算总质量：钢板面积为3.14X2X500X3000=9.42X106，其上布满了尺寸为40mm和80mm的筛孔，有空的面积估算为，6.28X2300X500=7.2X106，空面积和空周面积比为0.5024，则实体面积占0.4976，总实体面积为7.2X106X0.4976=3.58106X。总质量约为((3.58X106+700X6.28X500)X10)mm3X7.85g/cm3=453.57kg。粗估筒体连同齿轮的总重量为560kg,目前我国大部分城市生活垃圾的平均密度0.2420.4t/m3筒的质量为V=nr2l=3.14(X500mm)X3000mmlX0.4t/m3=0.942t=942kg总重量为560+942=1502kg物料沿筛面轴线方向的平均速度.阿表示为v=A1/根据目标处理能力，即20t/h设定筛筒长6000mm。当筛体倾斜安装时，实际的物料运动轨迹变为不规则的螺旋线，该螺旋线的螺距△】近似为：△1=|yA-yB|tan。=4Rsin"cos"atan9即△]=4X2mmXsin54.7cos54.7tanX°=0.26mm由于回转运动中物料离心力的存在，筛体转速n的取值一般总是小于其临界转速nc,通常为了获得较好的筛分效果，应使物料在筛体内作较大的翻动。可以计算使物料在筛体内获得最大抛落落差的条件，即在图2中使得|yC-yB|=(Rsin2acosa)/2+4Rsin取最a大cos值a,令|yC-yB|'=可0,求得a=54.7滚。筒筛转速最大落差值ns=30ngcos54.7°R=32.153m/s=307.19r/min根据经验，选滚筒筛的转速略低于最大落差值取为300r/min。J=mr221502X0.522=T=J=187.75X31.4m/s:0.5=11790.7Nm总rV=nn齿轮n联轴器n轴承=0.98X0.98X0.99X0.9952=0.94WW所需功率为Pd=1000X=nW2TXn11790.7Xr/min1000300X0.94一级斜齿轮传动比在3-5之间，故电动机转速的可选范为nd=i总Xnw=900~1500r/min换用两级减速齿轮传动比在0左右，选择转速为2900.初步定两级的齿轮减速比为3.3和3.选择电动机的类型根据电机标准选择河南电机厂生产的三相异步电动机Y132S1-2，功率为4kw，转速为2890转。效率85.5%。根据滚筒筛转速选定两级减速斜齿轮传动，总传动比为2890^300=9.63。.分配两级的传动比暂定为3，和3.21转速：n0=n满=2890nI=n0/i带二n满/i齿=960/3.2=906.25(r/min)nII=nI齿=906.25/3=302.08(r/min)功率P1P1=4X0.99=3.96kWP2=3.92X0.98X0.995=3.86KW滚筒筛的功率：3.86X0.98X=3.784满足要求输入功率按下式P=(P额Xn)kw=5500X85.5%=4702.5W根据资料通用减速器的效率为91%，联轴器的效率99%，齿轮传动的效率为96%，整个传动系统的总效率n总=91%X96%X98%=90.3%四、传动零件的设计计算(一)标准斜齿轮，齿轮配合为外啮合传动。一、 选择材料精度等级和齿数精度等级选用7级小齿轮：40Cr,调质，280HBS大齿轮：40钢，调质，240HBS根据材料性能许用接触应力：小齿轮的疲劳强度极限ZHlim1=600MPa。大齿轮的疲劳强度ZHlim2=550MPa。ZH1=ZH2=KHN1ZHlimS21=0.9X600MPa=540MPa 。=0.9X550MPa=522.5MPa 。KHN2ZHlimS齿面粗糙度Rz1=3.2um,Rz2=3.2um,齿根表面粗糙度Rz1=10um,Rz2=10um。大、小齿轮设计修缘量Ca1=30um,Ca2=30um。油浴润滑，高度为浸没轮齿1/3。二、 初步确定主要参数按齿面解接触疲劳强度设计试选kt=1.6,ZH=2.433ea=1.65许用接触应力：ZH=(ZH1+ZH22=531.25MPa小齿轮的名义转矩：n1=n/i=2900/3.2=906.25r/minp=3.86KWT1=9549XP/n1=N•m初步确定模数、齿数、螺旋角取模数m=3.5mm初选B=12°Z1=2acosB/[mX(u+1)]m取3.5取Z1=99,Z2二uXZ1,取Z2=298。Z2经圆整后，齿数比发生了变化，实际齿数比为u=Z2/Z1=3.01载荷系数k取k=2齿宽系数ea：ea=0.7计算大、小齿轮分度圆直d1tN32X1.6XTu±1ZHZE2Z=347.21mm?deauHnd1tn160计算圆X周1000速度:v==nX347.21X46060X1000=8.36m/sb=?ad1t=0.7347X.21=243.04mm计算纵向重合度eB：eB=0.318X0.7X99Xtan12。计二4算载.68荷系数K:K=KAKVKHaKHB=1X1.11X1.4X1.42=2.按21实际载荷修正分度圆直径为：d1t=243.04X1.6=386.68mm计算尺宽及模数mn:mn=z1=mnd1tcosz1B32.21=386.68Xcos12°99=3,取.模82数为4d1cos12°386.68Xcos12°=4=94.55。取z1=95,z2=284(95+284)42cos12。计算中心距：a=(z1+z2)mn2cosB圆整中心距为：775mm圆整中心距后修正：B=arccos[mX(Z2+Z1)/2a]=11.998计算大°小分度圆直径：d1=d2=z1mn=388.5mmcosBcos11.998°284X495X4z2mn=1161.4mmcosBcos11.998°修正齿宽为：b=?ad1t=0.7X388.49=271.94mm。圆整之后取：B1=275mm,B2=280mm小齿轮的直径大于160mm，小于500mm，采用腹板式。大齿轮为齿圈。三、其他几何参数的计算1・分度圆压力角an=20°00’00〃齿顶高系数ha=1顶隙系数c=0.25齿宽b1=275mm,b2=280mm5.齿数比u=Z2/Z1=2.996・分度圆直径d1=mnXZ1/cosB=388.5mmd2=mnXZ2/cosB=1161.4mm基圆直径at=arctan(tanan/cosB)=20.41°db1=d1Xcosat=364.11mmdb2=d2Xcosat=1088.49mm齿顶高ha1=ha2=hamn=4Xmm齿根高hf1=hf2=(ha+c)mn=5Xmm全齿高h1=h2=ha1+hf1=9mm齿顶圆直径da1=d1+2Xha1=396.5mmda2=d2+2Xha2=1169.41mm齿根圆直径df1=d1-2hf1=37X.5mmdf2=d2-2Xhf2=1151.41mm齿顶压力角at1=arccos(db1/da1)=23.32 °at2=arccos(db2/da2)=21.61端面重合度a't=atea=[Z1(tan-at1na't)+taZat22(-tarn't)]/2=1.76715.轴向重合度eB=bXsinB/(nX(mn)b=min{b14.68,b2})16.总重合度ey=ea+eB=3.813四、弯曲疲劳强度的校核齿向载荷分布系数N=(b/h广2/[1+(b/h)+(b/h)2b/h取大小齿轮中的小值。KFB=KHBF=1.28772.齿间载荷分配系数KFa=KHa=1.0660应力修正系数齿根危险截面处齿厚与弯曲力臂的比值L1=SFn1/hFe1L2=SFn2/hFe2齿根圆角参数qs1=SFn1/(2XpF1)qs2二SFn2/(2XpF2)yS1=(1.2+0.13XL1)Xqs「[1/(1.21+2.3XL1)]=2.1862yS2=(1.2+0.13XL2)Xqs2^[1/(1.21+2.3XL2)]=2.2785重合度系数螺旋角系数"〉1,取"=1yp=1-£BXB/120°=0.9229寿命系数yNT1=(3000000/NL1广0.02=0.8293yNT2=(3000000/NL2)"0・02=0・8372尺寸系数mn<5mm，取mn=4mm,VX1=1.03-0.006Xmn=1.0000mn<5mm，取mn=4mm,VX2=1.03-0.006Xmn=1.00008.计算齿根应力6F01=Ft/(bXmn)・VF1VS1VP=129.74MPa6F02=Ft/(bXmn)・VF2VS2VP=131.98MPa6F1=6F01・KAKVKFBKFa=288.59MPa6F2=6F02.KAKVKFBKFa=293.57MPa9.许用齿根应力6FP1=6FG1/SFmin=6Flim1VSTVNT1V5relT1VRrelT1VX1/SFmin=298.07MPa6FP2=6FG2/SFmin=6Flim2VSTVNT2V5relT2VRrelT2VX2/SFmin=301由.54以MPa上计算可知：6F1W6FP1，小齿轮的弯曲强度满足要求6F2W6FP2，大齿轮的弯曲强度满足要求。五、齿轮结构设计大齿轮采用齿圈设计，内直径为290mm，小齿轮的内径为270mm(根据轴颈选定)，由于小齿轮的直径大于160mm，小于500mm，选用腹板式。第二级齿轮转动设计(二)齿轮传动轴的设计：1.齿圈和滚筒筛的传动校核计算。主要承受扭矩，应按扭转强度条件设计计算，把滚筒筛筒体看做一个空心轴。则初步估算轴径：得dNA0n(1-B)2000mm。32.小齿轮传动轴的计算：轴的材料选用40Cr。根据公式dNA0初步估计轴的直径。n查表得A0=104。p=6464X91%X98%=5765.49w。计算的直径d=104270mm。3.按弯扭组合强度条件校核轴的强度： Z轴所受的弯矩nd332ca33p576.49460=241.58。取轴的直径为242mm。调整轴的直径为=2=M2+(aT)2WW[ZT]-btd-t)2d2=nX270332-(btd-t)2d设计轴的长度，根据结构，齿轮宽为275mm，轴承宽为130mm，挡油环宽10mm,轴伸出量50mm，总长为275+130+130+40+200+15=790mm 。刚度校核：该轴为传动轴，根据以上的承重条件，当量直径为：dV=4ZLii=1di式中：l-一阶梯轴第殴的长度，di-一阶梯轴第i段的直径，mm。L 阶梯轴的计算长度，mm。z——阶梯轴计算长度内的轴段数。当载荷作用于两支承之间时，L=l（l为支承跨距）；当载荷作用于悬臂端时，L=l+K（K为轴段的悬臂长度）。轴的弯曲刚度条件为：挠度：住[y]mm[y] 轴的允许挠度，mm。偏转角：°W[0]rad[0轴]的——允许偏转角，rad。连接齿轮部分轴段直径为270mm，长275mm，连接为265mm，长为10mm，两段，连接260mm，长130mm，两段。计算得：当量直径为dV=4=237.95mm。根据材料力学的公式校核轴的钢度为合格。三）标准斜齿轮，齿轮配合为外啮合传动。一、 选择材料精度等级和齿数精度等级选用7级小齿轮：40Cr，调质，280HBS大齿轮：40钢，调质，240HBS根据材料性能许用接触应力：小齿轮的疲劳强度极限ZHlim1=600MPa。大齿轮的疲劳强度ZHlim2=550MPa。ZH1=ZH2=KHN1ZHlimS21=0.9X600MPa=540MPa 。=0.9X550MPa=522.5MPa 。KHN2ZHlimS齿面粗糙度Rz1=3.2um，Rz2=3.2um，齿根表面粗糙度Rz1=10um，Rz2=10um。大、小齿轮设计修缘量Ca1=30um，Ca2=30um。油浴润滑，高度为浸没轮齿1/3。二、 初步确定主要参数按齿面解接触疲劳强度设计试选kt=1.6,ZH=2.433ea=1.65许用接触应力：ZH=(ZH1+ZH22=531.25MPa小齿轮的名义转矩：n1=n/i=2900/=460.32r/minp=5837.89WT1=9549XP/n1=7539X103N•m初步确定模数、齿数、螺旋角取模数m=3.5mm初选B=12°Z1=2acosB/[mX(u+1)]m取3.5取Z1=99,Z2二uXZ1,取Z2=298。Z2经圆整后，齿数比发生了变化，实际齿数比为 u=Z2/Z1=3.01载荷系数k取k=2齿宽系数ea：ea=0.7计算大、小齿轮分度圆直d1tN32X1.6XTu±1ZHZE2Z=347.21mm?deauHnd1tn160计算圆X周1000速度：v==nX347.21X46060X1000=8.36m/sb=?ad1t=0.7347X.21=243.04mm计算纵向重合度eB：eB=0.318X0.7X99Xtan12。计二4算载.68荷系数K:K=KAKVKHaKHB=1X1.11X1.4X1.42=2按21实际载荷修正分度圆直径为：d1t=243.04X计算尺宽及模数mn:mn=z1=mnd1tcosz1B32.211.6=386.68mm=386.68xcos12。，99=3取模.82数4为d1cos12°386.68Xcos12。=4=94.55。取z1=95,z2=284(95+284)42cos12。计算中心距：a=(z1+z2)mn2cosB圆整中心距为：775mmd1=圆整中心距后修正：B=arccos[mX(Z2+Z1)/2a]=11.998计算大。小分度圆直径:d2=z1mn=388.5mmcosBcos11.998。284X495X4z2mn=1161.4mmcosBcos11.998。修正齿宽为：b=?ad1t=0.7X388.49=271.94mm。d1=圆整之后取：B1=275mm,B2=280mm小齿轮的直径大于160mm，小于500mm，采用腹板式。 大齿轮为齿圈。三、其他几何参数的计算1・分度圆压力角an=20。00’00〃齿顶高系数ha=1顶隙系数c=0.25齿宽b1=275mm,b2=280mm5.齿数比u=Z2/Z1=2.996・分度圆直径d1=mnXZ1/cosB=388.5mmd2=mnXZ2/cosB=1161.4mm基圆直径at=arctan(tanan/cosB)=20.41°db1=d1Xcosat=364.11mmdb2=d2Xcosat=1088.49mm齿顶高ha1=ha2=hamn=4Xmm齿根高hf1=hf2=(ha+c)mn=5Xmm全齿高h1=h2=ha1+hf1=9mm齿顶圆直径da1=d1+2Xha1=396.5mmda2=d2+2Xha2=1169.41mm齿根圆直径df1=d1-2hf1=37X.5mmdf2=d2-2Xhf2=1151.41mm齿顶压力角at1=arccos(db1/da1)=23.32 °at2=arccos(db2/da2)=21.61 °端面重合度a't=at£a=[Z1(tan-at1na，t)+Z2(tan-tanat2't)]/2=1.76715.轴向重合度eB=bXsinB/(nX(mn)b=min(b14.68,b2})16.总重合度ey=ea+eB=3.813四、弯曲疲劳强度的校核1.齿向载荷分布系数N=(b/h广2/[1+(b/h)+(b/h)2b/h取大小齿轮中的小值。KFB=KHBF=1.28772.齿间载荷分配系数KFa=KHa=1.0660应力修正系数齿根危险截面处齿厚与弯曲力臂的比值L1=SFn1/hFe1L2=SFn2/hFe2齿根圆角参数qs1=SFn1/(2XpF1)qs2二SFn2/(2XpF2)yS1=(1.2+0.13XL1)Xqs「[1/(1.21+2.3XL1)]=2.1862yS2=(1.2+0.13XL2)Xqs2%1/(1.21+2.3XL2)+=2.2785重合度系数螺旋角系数"〉1,取"=1yp=1-£BXB/120°=0.9229寿命系数yNT1=(3000000/NL1广0.02=0.8293yNT2=(3000000/NL2)"0・02=0・8372尺寸系数mn<5mm，取mn=4mm,VX1=1.03-0.006Xmn=1.0000mn<5mm，取mn=4mm,yX2=1.03-0.006mn=1X.0000计算齿根应力6F01=Ft/(bXmn)・yF1yS1VB=129.74MPa6F02=Ft/(bXmn)・yF2yS2VB=131.98MPa6F1=6F01・KAKVKFBKFa=288.59MPa6F2=6F02・KA