机械设计课程设计设计计算说明书麦秸打包机机构及传动装置设计.doc

机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：麦秸打包机机构及传动装置设计设 计 者：王楠学 号：20080217专业班级： 机械工程及自动化 08-6班指导教师： 李 克 旺完成日期： 2011年 6 月 20 日天津理工大学机械工程学院目 录一 课程设计的任务1二 电动机的选择4三 传动装置的总传动比和分配各级传动比5四 传动装置的运动和动力参数的计算6五 传动零件的设计计算7六 轴的设计、校核20七 滚动轴承的选择和计算24八 键连接的选择和计算25九 联轴器的选择26十 润滑和密封的选择26十一减速器主要铸造箱体结构尺寸:26十二 设计总结27十三 参考文献29一、 课程设计的任务1设计目的课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计的主要目的是：(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。2设计题目： 麦秸打包机机构及传动装置设计执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成，现将对传动装置进行具体设计。简图如右图所示。麦秸打包机机构及传动装置设计原始数据：方案号 12345678910T (s)1.001.001.201.201.501.502.02.02.52.5M (N m)44046052055068070090095011201180l1 (mm)300320300320300320300320300320l2 (mm)400420400420400420400420400420l3 (mm)250260260270260270250270260270l4 (mm)800900820900840900820900860900l5 (mm)200210200210200210200210200210l6 (mm)600650600650600630600650620630说明和要求：（1） 工作条件：一班制，田间作业，每年使用二个月；（2） 使用年限：六年；（3） 生产批量：小批量试生产（十台）；（4） 工作周期T的允许误差为±3%之内；3设计任务1）总体设计计算(1)选择电动型号计算所需电机功率，确定电机转速，选定电机型号；(2)计算传动装置的运动、动力参数；a.确定总传动比i，分配各级传动比；b.计算各轴转速n、转矩T；c.传动零件设计计算； d.校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度； 2）绘制减速器装配图（草图和正式图各一张)； 3）绘制零件工作图：减速器中大齿轮和中间轴零件工作图；（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）； 4）编写设计计算说明书。二、电动机的选择项 目计 算 及 说 明计算结果2 电动机类型的选择2.确定电动机输出功率Pd3确定电动机转速4.确定电动机型号按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。电动机所需的输出功率Pd=Pw/ 其中：Pw-工作机的输出功率-由电动机至运输带的传动总效率工作机的输出功率-Pw=FV/1000 所以： Pd=Pw/ =FV/（1000） 总效率 =带·4轴承·2齿轮·联轴器·滚筒 查表可得：带 =0.96， 轴承=0.99，齿轮=0.98， 联轴器=0.99，滚筒=0.96则 = 0.96×0.994×0.982×0.99×0.96= 0.868电动机所需的功率：Pd = FV/（1000）=1050 ×3.14159 /（1000× 0.868）= 3.8 KW工作机转速nw =30确定电动机转速可选范围:V带传动常用传动比范围为: i带=24，双级圆柱齿轮传动比范围为i减=1216，则电动机转速可选范围为:nd=nw i总=(24)( 1216) ×30 =18 nw64 nw=(2464)×30 =7201920 r/min其中： i总= i带× i减=(24) ×(916) =2464i减减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有 750 、1000、1500 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。根据所需效率、转速，由机械设计手册 或指导书选定电动机： Y112M-4 型（Y系列）数据如下: 额定功率P：4 kw 满载转速：nm=1440 r/min 同步转速：1500 r/minPd =3.8 KWY112M-4 型nm=1440 r/min三、传动装置的总传动比和分配各级传动比项 目计 算 及 说 明计算结果1传动装置的总传动比2分配各级传动比i总= i带× i减= nm/ nw = 1440 / 30 = 48nw工作机转速为使V带传动外部尺寸不要太大，可初步取i带=2.8则：i减=i总/i带=17.1429减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。i减=i高*i低 i高高速级传动比i低低速级传动比 则： i低= 3.63 i高= 4.72i总=48i带=2.8i减=17.1429i低= 3.63i高= 4.72四、传动装置的运动和动力参数的计算项 目计 算 及 说 明计算结果1、计算各轴的转速2、计算各轴的输入功率和输出功率3、计算各轴的输入转矩和输出转矩 轴（高速级小齿轮轴）：n=nm/i带=514.29 r/min轴（中间轴）：n= n/ i高=108.96 r/min轴（低速级大齿轮轴）：n=n/i低=30 r/min卷筒轴: nW= n= 30 r/min轴： P入=Pd·带=3.8×0.96 = 3.648kwP出= P入·轴承= 3.648×0.99 =3.612 kw轴： P入= P出·齿轮 =3.612×0.98 =3.50kwP出= P入·轴承 =3.50×0.99 = 3.465 kw轴：P入= P出·齿轮 =3.465×0.98 =3.36 kwP出= P入·轴承 = 3.36×0.99 =3.33 kw轴: P入= P出·联轴器 =3.33×0.99 =3.297 kwPW=P出= P入·轴承·滚筒=3.297×0.99×0.96 =3.264 kw公式: T=9.55×106×P/n (N·mm)轴：T入=9.55×106×P入/ n= 63.74×10³ (N·mm) T出=9.55×106×P出/ n= 67×10³ (N·mm)轴：T入=9.55×106×P入/ n= 306.8×10³ (N·mm) T出=9.55×106×P出/ n= 303.7×10³ (N·mm)轴：T入=9.55×106×P入/ n= 1070×10³ (N·mm) T出=9.55×106×P出/ n=1060×10³ (N·mm)轴卷筒轴： T入=9.55×106×P入/ n= 1050×10³ (N·mm) TW=T出=9.55×106×P出/ n=1039×10³ (N·mm)n=514.29 r/minn=108.96 r/minn=30 r/minP出=3.612 kwP出=3.465 kwP出=3.33 kwPW=P出=3.264 kwT出=67×10³ (N·mm)T出=303.7×10³ (N·mm)T出=1060×10³ (N·mm)将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率P（kw）转矩T （N·mm）转速n（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴3.825.2×10³9602.80.95轴3.6483.61267.7×10³67×10³342.863.850.96轴3.503.465306×10³303.7×10³89.052.960.96轴3.363.331070×10³1060×10³30卷筒轴五、传动零件的设计计算1V带传动的设计计算 项 目计 算 及 说 明计算结果 1.定V带型号和带轮直径2.计算带长3.求中心距和包角4.求带根数5.求轴上载荷工作情况系数 由表11.5计算功率 （式11.19）选带型号 由图11.15小带轮直径 由表11.6 大带轮直径 大带轮转速 求 求 初取中心距 ，取带长 基准长度 由图11.4中心距 小轮包角 带速 带根数 由表11.8 ；由表11.7 由表11.12 ；由表11.10 取Z=5张紧力 轴上载荷 P=4.56KWD1=100mmD2=277.2mma=350mmL=1400mma=390.1mm=150°120°合格Z=42齿轮传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮传动设计项 目计 算 及 说 明计算结果1 材料、硬度及热处理方法2 齿面接触疲劳强度计算（所引图表均来源于教材）3.齿根弯曲疲劳强度验算小齿轮用40Cr，调制处理，硬度241HB286HB,平均取为260HB。大齿轮用45钢，调制处理，硬度229HB286HB，平均取为240HB。属闭式硬齿面传动。初步计算转矩T1 齿宽系数 由表12.13，取=1Ad值 由表12.16，估计=12°，取Ad=82接触疲劳极限 由图12.17c初步计算需用接触 （式12.15）应力 =1Ad=82初步计算小齿轮直径 （式12.14）d1初步齿宽b 校核计算:圆周速度v 齿数z、模数m 取 螺旋角 由表12.3，取 使用系数 由表12.9动载系数 由图12.9齿间载荷分配系数 由表12.10，先求 齿向载荷分配系数 由表12.11，载荷系数K 弹性系数 由表12.12 节点区域系数 由图12.16重合度系数 螺旋角系数 （式12.32）接触最小安全系数 由表12.14总工作时间 应力循环次数 接触寿命系数 由图12.18许用接触应力 验算 3) 确定传动主要尺寸 中心距 =127.2 圆整为128 实际分度圆直径 齿宽,圆整为54 修整螺旋角 齿形系数 当量齿数 由图12.21 应力修正系数 由图12.22 重合度系数 （式12.18） 螺旋角系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分配系数 由图12.14 载荷系数K 弯曲疲劳极限 由图12.23c 弯曲最小安全系数 由表12.14 弯曲寿命系数 由图12.24 尺寸系数 由图12.25 许用弯曲应力 验算 45钢调制处理8级精度d1=45mmb=40.5mmZ1=22Z2=104a=128.7mm=45合格低速级斜齿圆柱齿轮传动设计项 目计 算 及 说 明计算结果1、材料、硬度及热处理方法2、齿面接触疲劳强度计算（所引图表均来源于教材）3.齿根弯曲疲劳强度验算小齿轮用40Cr，调制处理，硬度241HB286HB,平均取为260HB。大齿轮用45钢，调制处理，硬度229HB286HB，平均取为240HB。属闭式硬齿面传动。初步计算转矩T1 齿宽系数 由表12.13，取=1Ad值 由表12.16，估计=12°，取Ad=82接触疲劳极限 由图12.17c初步计算需用接触 （式12.15）应力 =1Ad=82初步计算小齿轮直径 （式12.14）d1初步齿宽b 校核计算:圆周速度v 齿数z、模数m 取 螺旋角 由表12.3，取 使用系数 由表12.9动载系数 由图12.9齿间载荷分配系数 由表12.10，先求 齿向载荷分配系数 由表12.11，载荷系数K 弹性系数 由表12.12 节点区域系数 由图12.16重合度系数 螺旋角系数 （式12.32）接触最小安全系数 由表12.14总工作时间 应力循环次数 接触寿命系数 由图12.18许用接触应力 验算 4) 确定传动主要尺寸 中心距 =127.2 圆整为128 实际分度圆直径 齿宽,圆整为54 修整螺旋角 齿形系数 当量齿数 由图12.21 应力修正系数 由图12.22 重合度系数 （式12.18） 螺旋角系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分配系数 由图12.14 载荷系数K 弯曲疲劳极限 由图12.23c 弯曲最小安全系数 由表12.14 弯曲寿命系数 由图12.24 尺寸系数 由图12.25 许用弯曲应力 验算 45钢调制处理8级精度d1=77mmb=69.3mmZ1=30Z2=109a=178mm=77mmb=69.3mm合格六、轴的设计计算及强度校核项 目计 算 及 说 明计算结果1、轴的材料选择和最小直径估算2、中间轴结构设计3、中间轴强度的校核根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理，按扭矩强度法进行最小直径估算，即初算轴径时，若最小直径段开有键槽，还要考虑槽对轴强度的影响，当该轴段截面上由一个键槽时，d增大5%，两个键槽时增大10%-15%，c值由教材表16.2可查得，取高速轴=112,中间轴=110,低速轴=100.故带入相关数据得：高速轴=18.95mm，因高速轴最小直径处安装大带轮，设一键槽，则20mm.中间轴mm，设有一键槽，故=29.95mm，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取标准值=30mm。低速轴因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一键槽，则=，参见联轴器选择，取=40mm结构图如下所示 图四各轴段直径确定：最小直径，滚动轴承段轴段，滚动轴承选取6207,其尺寸为d*D*B=35mm*72mm*17mm:39mm;根据齿轮的轴向定位要求取为45mm:高级大齿轮段，取为39mm:滚动轴承处轴段取为35mm各轴段长度的确定：由滚动轴承，挡油盘及装配关系取为35mm:由低速级小齿轮的毂孔宽度确定取为74mm：由定位关系，取为8mm：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定取为50mm:由滚动轴承，挡油盘及装配关系取为37mm1） 轴承型号为6207深沟球轴承，其尺寸为d*D*B=35mm*72mm*17mm 2) 中轴受力分析 已知转矩 圆周力： 轴向力： 径向力： 水平面受力： =2552 N 垂直面受力： 代入数据解出： N 解出：=N 3）画轴弯矩图 水平面： 垂直面：= 1046*68.571651 = 71651-26057= 45594 = - 6495= = 合成弯矩图： =188926 =180660 =78843 =77609 合成弯矩： 扭矩变化不清取=0.6，按脉动循环取 当量转矩=0.6*47100=28260 Nmm =188926 =181954 =81764 = =77609 4）.校核轴径 许用应力值=60MPA 分析当量弯矩图知： 小齿轮中间截面和大齿轮中间截面处为危险面 轴径 = 31.6mm = 23.9 mm45钢调质处理D1=D5=50mmD2=D4=52mmD3=62mmL1=51mmL2=77mmL3=10mmL4=38mmL5=56.6mmBx=150mm合格七、滚动轴承的选择和计算 项 目计 算 及 说 明计算结果1、校核轴承寿命轴承型号 6207 25500 15200 72 35 11000计算项目 对高速级上的轴承=0.093查表18.7 e=0.27 12查表18.7 X=0.56 Y=1.6 对低速级上的轴承0.168 e=0.3012.5 X=0.56 Y=1.42 冲击载荷系数 查表18.8 =1.2 当量动载荷P 由式18.5知 计算使用寿命 由式18.7 = 240000 均符合寿命要求合格八 键连接的选择和计算项 目计 算 及 说 明计算结果1、键连接的选择和计算键的材料选择为45钢，平键连接， 1) 对高速级上的键进行强度校核。 由设计手册P35页查得当轴径d=60时，键的公称直径尺寸：b*h=18*11 轮毂宽度=1.5d=1.5*60=90 由于键长L应小于轮毂宽度，参照键长系列可选用L=80 T=47.1Nm d=60 l=L-b=80-18=62 k=h/2=8mm 所以 MPa < 满足设计要求 2）对低速级上的键进行强度校核 在同一轴上，所以键去和高速级上的一样。 键的公称直径尺寸：b*h=18*11 轮毂宽度=1.5d=1.5*55=82.6 由于键长L应小于轮毂宽度，参照键长系列可选用L=70 T=47.1Nm d=55 l=L-b=70-18=52 k=h/2=8mm 所以 MPa < 满足设计要求 综上可知 II轴上的键满足强度要求合格九 联轴器的选择Ka=1.5,转矩：Tc=KaT=1605000N·mm,n=30r/min查手册后选择：十、 润滑和密封的选择1减速器的润滑（1） 齿轮的润滑：除少数低速（v0.5m/s）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮都采用油润滑。本设计高速级圆周速度v12m/s，采用浸油润滑。为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮赤啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于10mm。浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。油池太浅易激起箱底沉查和油污。一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于3050mm。为有利于散热，每传递1KW功率的需油量约为0.350.7L。齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度V选取：V2.5可选用中极压齿轮油N320。 （2）轴承的润滑脂润滑。 2减速器的密封轴伸出处的密封：选用粘圈式密封，粘圈式密封简单，价廉，主要用于脂润滑以及密封处轴颈圆周速度较低的油润滑。箱盖与箱座接合面的密封：在箱盖与箱座结合面上涂密封胶密封最为普遍，效果最好。其他部位的密封：检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈。十一、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计:名称符号计算公式结果/mm箱座壁厚88箱盖壁厚88箱盖凸缘厚度取为12箱座凸缘厚度取为12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径=18.12M20地脚螺钉数目查手册4轴承