麦秸打包机机构及传动装置设计(天津理工大学)(共35页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上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：学 号： 专业班级： 指导教师： 完成日期： 天津理工大学机械工程学院目 录一 课程设计的任务二 电动机的选择三 传动装置的总传动比和分配各级传动比四 传动装置的运动和动力参数的计算五 传动零件的设计计算六 轴的设计、校核七 滚动轴承的选择和计算八 键连接的选择和计算九 联轴器的选择十 润滑和密封的选择十一 设计总结十二 参考资料一、 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

2、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：（根据自己题目，从下面三个题目中，保留自己的）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（详见机械原理课程设计资料，在此略），现

3、将对传动装置进行具体设计。简图如下图所示。麦秸打包机机构及传动装置设计原始数据：n (r/min)T (Nm)l1 (mm)l2 (mm)l3 (mm)l4 (mm)l5 (mm)l6 (mm)30520300400260820200600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

4、.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1电动机类型的选择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机。2 确定电动机输出功率Pd电动机所需的输出功率Pd=Pw/其中：Pw-分配轴的输入功率-由电动机至分配轴的传动总效率分配轴的输入功率-Pw= M/1000 (kw)=nW /30=30/30=3.14159(rad/s)PW=M/1000=520*3

5、.14159/1000=1.63363(kw)所以： Pd=Pw/总效率 =带4轴承2齿轮联轴器查表可得：带 =0.96， 轴承=0.99，齿轮=0.97， 联轴器=0.99，则a =带轴承3齿轮2联=0.960.9930.9720.99= 0.877电动机所需的功率： Pd =1.86(kw)3确定电动机转速分配轴转速nwnw=30r/min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=916，则电动机转速可选范围为:nd=nw i总=(24)( 916) nw=18 nw64 nw=(1864)30=5401920r/min其中： i总= i

6、带 i减=(24) (916) =1864i减减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有 750 、1000、1500 、3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。（建议：在考虑保证减速器传动比i减12时，来确定电机同步转速）。方案电动机型号额定功率ped/kw电动机转速/ r/min同步满载1Y132S-82.27507102Y112M-62.210009403Y100L1-42.2150014204Y90L-22.2300028404.确定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： Y100L1-4 型号（Y系列）数据如下: 额定功率P=2

7、.2(kw) (额定功率应大于计算功率)满载转速：nm = 1420r/min （nm电动机满载转速）同步转速:1500r/min电动机轴径:28mm三、传动装置的总传动比和分配各级传动比1传动装置的总传动比i总= i带 i减= nm/ nw =1420/30=47.3nw分配轴转速2分配各级传动比为使V带传动外部尺寸不要太大，可初步取i带=3左右则：i减=i总/i带=47.3/2.8=16.9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低低速级传动比建议取： i高=（1.21.3)i低则： i减= （1.21

8、.3) i2低i低 =3.61i高=1.3i低 = 4.688四、传动装置的运动和动力参数的计算1计算各轴的转速轴（高速级小齿轮轴）：n=nm/i带=1420/2.8=507.14r/min轴（中间轴）：n= n/ i高=507.14/4.688=108.18r/min轴（低速级大齿轮轴）：n=n/i低=108.18/3.61=29.97r/min分配轴: nW= n=29.97r/min2计算各轴的输入功率和输出功率轴： P入= Pd 带=1.860.96 =1.786kwP出= P入轴承=1.7860.99 =1.768kw轴： P入= P出齿轮 =1.7680.97 =1.715kwP出

9、= P入轴承 =1.7150.99 =1.70kw轴： P入= P出齿轮 =1.700.97 =1.649kwP出= P入轴承 =1.6490.99 =1.633kw轴（分配轴）:P入= P出联轴器 =1.6330.99 =1.616kwP出= P入轴承 =1.6160.99 =1.60kw3.计算各轴的输入转矩和输出转矩公式: T=9.55106P/n (Nmm)轴： T入=9.55106P入/ n=33.6103 (Nmm)T出=9.55106P出/ n=33.3103 (Nmm)轴： T入=9.55106P入/ n=151.3103 (Nmm)T出=9.55106P出/ n=150.01

10、03 (Nmm)轴： T入=9.55106P入/ n=525.5103 (Nmm)T出=9.55106P出/ n=520.4103 (Nmm)轴（分配轴） T入=9.55106P入/ n=514.9103 (Nmm)T出=9.55106P出/ n=509.8103 (Nmm)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 （Nmm）转速n（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴1.8612.510314202.80.95轴1.7861.76833.610333.3103507.144.690.96轴1.7151.700151.3103150.0103108.183

11、.610.96轴1.6491.633525.5103520.410329.9710.98分配轴1.6161.60514.9103509.810329.97五、传动零件的设计计算5.1 V带传动的设计计算V带传动的设计计算主要包括V带传动参数的选择和带轮结构的设计。5.1.1 V带传动参数的选择定V带型号和带轮直径工作情况系数由参考文献【1】表11.5 KA =1计算功率Pc = KAP =11.84(式11.19)Pc =1.84 KW 选带型号由参考文献【1】图11.15Z型V带的型号为Z型，由参考文献【1】表11.4顶宽b =10 mm节宽bp =8.5 mm高度h =6 mmb =10

12、mmbp =8.5 mmh =6 mm小带轮直径由参考文献【1】表11.6D1 =90mm大带轮直径大带轮转速D2 = D1 i带n2 =(1- )D1n1/D2 =(1-0.01)142090/252D2 =252 mm n2=502.1r/min(设=1%)计算带长求DmDm =(D1 + D2)/2 =(90+252)/2Dm =171 mm求=(D2 - D1)/2 =(252-90)/2 =81 mm初取中心距(D1 + D2)*2 a (D1 + D2)*0.55+h(由参考文献【1】表11.4 h= 8mm)(式11.20)取a=600 mm带长L=Dm +2+2/a=171+2

13、600+812/600(式11.2)基准长度由参考文献【1】图11.4Ld=1800 mm求中心距和包角中心距a=(L-Dm)/4+(L-Dm)2-820.5/4=(1800-171)/4+(1800-171)2-88120.5/4(式11.3)a=626mm小轮包角1 =180- 60(D2-D1)/a=180-60(252-90)/626(式11.4)1 =164.5120求带根数带速v=D1 n1/(601000)= 901420/60000v=6.7m/s传动比i=n1 /n2 =252/90i=2.8带根数由参考文献【1】表11.8 P0 =0.37kw由参考文献【1】表11.7 K

14、a =0.95由参考文献【1】表11.12 KL =1.18由参考文献【1】表11.10 P0 =0.03kwz= Pc/(P0+P0)KaKL=1.84/(0.37+0.03)0.951.18(式11.22)取z=4根求轴上载荷张紧力F0 =500(2.5-Ka)Pc/Kavz+qv2=500(2.5-0.95)2.21/(0.956.74)+0.066.72(由参考文献【1】表11.4 q=0.10kg/m)(式11.21)F0 =70N轴上载荷FQ =2zF0sin(1/2)=2470sin(164.5/2)FQ =301.53 N注：表格中公式来源于参考文献【1】。5.1.2 z型v带

15、截面尺寸z型v带顶宽b节宽bp高度h截面尺寸108.56注：表格中数据来源于参考文献【1】表11.4。5.1.3 带轮结构的设计V带的型号为z型1、轮缘尺寸ha min由参考文献【1】表11.4ha min =2mmhf min由参考文献【1】表11.4hf min =7 mme由参考文献【1】表11.4e =12 mmf由参考文献【1】表11.4f =8 mmmin由参考文献【1】表11.4min =5.5 mm由参考文献【1】表11.4=382、轮辐尺寸带轮宽度BB=(z-1)e + 2f=(4-1)12+25B=56 mm小带轮外径DL1DL1 =D1 +2ha =90+22DL1 =9

16、4 mm大带轮外径DL2DL2 =D2 +2ha =252+22DL2 =256 mm注：表格中公式来源于参考文献【1】表11.4。5.2 齿轮传动的设计计算减速器中齿轮采用闭式软齿面斜齿轮传动。小齿轮材料采用45钢，调质处理，硬度为240HB；大齿轮材料采用45钢，正火处理，硬度为200HB。8级精度。每日工作时数(hour)：8 每年工作日数(day): 61传动工作年限(year)：65.2.1高速级高速级传动比：i = u= 4.695.2.1.1 设计计算齿轮相关强度齿面接触疲劳强度计算1、初步计算转矩T1T入 T1 =33632 齿宽系数d由参考文献【1】表12.13，取d =1.

17、0d =1.0Ad 值由参考文献【1】表12.16，估计=15，取Ad =82Ad =82接触疲劳极限Hlim由参考文献【1】图12.17cHlim1 =650MpaHlim2 =600Mpa初步计算许用接触应力HH1 = 0.9Hlim1 =0.9650H2 = 0.9Hlim2 =0.9600(式12.15)H1 =585MpaH2 =540Mpa初步计算的小齿轮直径d1d1 Ad T1(u+1)/(udH2)1/3 =8295000(4.69+1)/(4.691.05402)1/3=42.6(式12.14)取d1=44mm初步齿宽bb=d d1 =1.044b=44mm2、校核计算圆周速

18、度vv=d1n1/(601000)=44507.14/(601000)v=1.14 m/s齿数z、模数m和螺旋角取齿数z1 =21,z2 =iz1 =99，取z2 =99mt =d1/z1=44/21=2.09由参考文献【1】表12.3,取mn =2=arccos(mn /mt)=arccos(2/2.09)z1 =21,z2 =99mt =2.09mn =2=16.9使用系数KA由参考文献【1】表12.9KA =1.5动载系数Kv由参考文献【1】图12.9Kv =1.08齿间载荷分配系数KH由参考文献【1】表12.10，先求Ft =2T1/d1 =233632/44=1529 NKAF1/b

19、=1.51529/44=52.13 N/mm100 N/mm =1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos=1.88-3.2(1/21+1/99)cos16.9 =bsin/(mn) =d z1 tan/=1.021tan16.9/ = + =1.63+2.03t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/ cos16.9)=20.82cosb =coscosn/cost= cos16.9cos20/cos20.82=0.96由此得 KH =KF =/ cos2b =1.63/(0.96)2=1.77(式12.6) =1.63(式12.8) =2.03(式12.8) =3.

20、66(式12.8)(式12.8)KH =1.77齿向载荷分布系数KH由参考文献【1】表12.11KH =A+B1+0.6(b/d1)2(b/d1)2+bC10-3 =1.09+0.16(1+0.612)12+440.3110-3KH =1.36载荷系数KK=KA Kv KH KH=1.51.081.361.77(式12.5)K=3.9弹性系数ZE由参考文献【1】表12.12ZE =190(MPa)0.5节点区域系数ZH由参考文献【1】图12.16ZH =2.42重合度系数Z由式12.31，因 1，取 =1，故Z =(4-)(1-)/3 +/0.5=(1/)0.5 =(1/1.63)0.5Z =

21、0.78螺旋角系数ZZ =(cos)0.5 = (cos16.9)0.5Z =0.98接触最小安全系数SHmin由参考文献【1】表12.14SHmin =1.03总工作时间thth =8616th =2928h应力循环次数NL因工作时载荷稳定，故NL =60n1th =6012928507.14(式12.12)NL =8.91107h接触寿命系数ZN由参考文献【1】图12.18ZN1 =1.17ZN2 =1.26许用接触应力HH = Hlim1 ZN/SHmin =6501.17/1.05(式12.11)H1 =724.3 MPa验算H =ZE ZH ZZ2KT1(u+1)/(ubd12)0.

22、5=188.92.420.780.9823.933632(4.69+1)/(4.6944442)0.5(式12.8)H =675.4 Mpa H2 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3、确定传动主要尺寸中心距aa=d1(i +1)/2=44(4.69+1)/2= 125.2a=125.2mm实际分度圆直径d因中心距未作圆整，故分度圆直径不会改变，即d1 =2a/(i+1) =2125.2/(4.69+1)=44d2 =id1 =206.36a实= （d1 +d2 ）/2= 125.5d1 =44 mmd2 =207 mma实= 126 mm齿宽bb=d d1 =1.044=

23、44 mm取b1 =54 mmb2 =44 mm4、齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数YFzv1 =z1/cos3=21/cos316.9=23zv2 =z2/cos3=99/cos316.9=108由参考文献【1】图12.21YF1 =2.68YF2 =2.18应力修正系数YS由参考文献【1】图12.22YS1 =1.57YS2 =1.83重合度系数Yv =1.88-3.2(1/zv1 +1/zv2)cos=1.88-3.2(1/23+1/108)cos16.9=1.64Y =0.25+0.75/v =0.25+0.75/1.64(式12.18)Y =0.71螺旋角系数YYmin =1-0.25

24、=1-0.251=0.75Y =1-/120=1-116.9/120=0.86Ymin(式12.36)(式12.35)Y =0.86齿间载荷分配系数KF由参考文献【1】表12.10注，/( Y)= 3.66/(1.630.71)=3.16前已求得KF =1.77/( Y)故KF =1.77KF =1.77齿间载荷分布系数KF由参考文献【1】图12.14b/h=44/(2.252)=9.8KF =1.17KF =1.17载荷系数KK=KA Kv KH KH=1.251.081.771.17K=3.4弯曲疲劳极限Flim由参考文献【1】图12.23cFlim1 =540 MPaFlim2 =430

25、 MPa弯曲最小安全系数SF mim由参考文献【1】表12.14SF mim =1.25应力循环次数NL因工作时载荷稳定，故NL1NL1 =8.91107h NL2 =1.89107h弯曲寿命系数YN由参考文献【1】图12.24YN1 =0.97YN2 =0.92尺寸系数YX由参考文献【1】图12.25YX =1.0许用弯曲应力FF1 =Flim1 YN1 Yx/SF min =5400.971.0/1.25F2 =Flim2 YN2 Yx/SF min =4300.921.0/1.25F1 =419 MPaF2 =316 MPa验算F1 =2 K T1 YFa1 Ysa1 Y Y=23.43

26、36322.681.570.710.86F2 =F1 YFa2 Ysa2 /YFa1 Ysa1 =1522.181.83/(2.681.57)F1 =152 MPa F1 F2 =144 MPaF2 注：表格中公式来源于参考文献【1】。5.2.1.2 设计计算齿轮相关几何尺寸螺旋角上表已算得=16.9旋向设定高速级小齿轮旋向为左旋，则 高速级大齿轮旋向为右旋。端面模数mt上表已算得mt =2.09齿数z上表已算得z1 =21z2 =99齿宽b上表已算得b1 =54 mmb2 =44 mm中心距a上表已算得a=126 mm实际分度圆直径d上表已算得d1 =44 mmd2 =207 mm齿顶高系数

27、han*由参考文献【5】得，对于正常齿制 han* =1han* =1顶隙系数cn*由参考文献【5】得，对于正常齿制 cn* =0.25cn* =0.25端面齿顶高系数hat*hat* = han* cos=1cos16.9(式12.18)hat* =0.957端面顶隙系数ct*ct* = cn* cos =0.25cos16.9(式12.18ct* =0.24齿顶圆直径dada1 =mt z1 + 2 mt hat* =2.0921+22.090.957da2 =mt z2 + 2 mt hat* =2.0999+22.090.957da1 =48mmda2 =211mm齿根圆直径dfdf1

28、 =mt z1 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.06921-22.090.97-22.090.24df2 =mt z2 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.0999-22.090.957-22.090.24df1 =39mmdf2 =202 mm大齿轮结构设计计算ds由本设计说明书ds =42 mmb2b2=B=44b2= 44 mmD12D12 =1.6ds =1.642D12 =67.2 mmD22D22 =da2 -10mn =211-102D22 = 191 mmD02D02 =0.5( D12 + D22 )=0.5(67.2+191)D02 =1

29、29.1 mmd02d02 =0.25( D22 -D12 )=0.25(191-67.2)d02 =30.95mmC2C2 =0.3b2 =0.344 C2 =13.2 mmn2n2 =0.5mn =0.52n2 =1 mm注：表格中公式来源于参考文献【1】图12.32。5.2.2 低速级低速级传动比：i = u = 3.615.2.2.1 设计计算齿轮相关强度齿面接触疲劳强度计算1、初步计算转矩T入T入 齿宽系数d由参考文献【1】表12.13，取d =1.0d =1.0Ad 值由参考文献【1】表12.16，估计=15，取Ad =82Ad =82接触疲劳极限Hlim由参考文献【1】图12.1

30、7cH lim1 =650 MpaH lim2 =600 Mpa初步计算许用接触应力HH1 = 0.9H lim1 =0.9770H2 = 0.9H lim2 =0.9730(式12.15)H1 =585 MpaH2 =540 Mpa初步计算的小齿轮直径d3d3 Ad T1(u+1)/(udH2)1/3 =82(3.61+1)/(3.611.05402)1/3=71.48(式12.14)取d3 =72mm初步齿宽bb=d d3 =1.072b=72mm2、校核计算圆周速度vv=d3n/(601000)=72108.18/(601000)v=0.40m/s齿数z、模数m和螺旋角取模数z3 =28

31、,z4 =iz3 =101mt =d3/z3=72/28=2.6由参考文献【1】表12.3,取mn =2.5=arccos(mn /mt)=arccos(2.5/2.6)z3 =28z4 =101mt =2.6mn =2.5=15.95使用系数KA由参考文献【1】表12.9KA =1.5动载系数Kv由参考文献【1】图12.9Kv =1.08齿间载荷分配系数KH由参考文献【1】表12.10，先求Ft =2T1/d3 =2/72=4203 NKAFt/b=1.54203/72=87.5 N/mm100 N/mm =1.88-3.2(1/z3 +1/z4)cos=1.88-3.2(1/28+1/10

32、1)0.96 =bsin/(mn) =d z3 tan/=1.072tan15.95/ = + =1.67+2.63t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/ 0.96)=20.76cosb =coscosn/cost=cos15.59cos20/cos20.76=0.97由此得 KH =KF =/ cos2b =1.67/(0.965)2=1.79 =1.67 =2.52 =4.2t=20.76cosb=0.97KH =1.79齿向载荷分布系数KH由参考文献【1】表12.11KH =A+B1+0.6(b/d3)2(b/d3)2+bC10-3 =1.09+0.16(1+0

33、.612)12+720.3110-3KH =1.37载荷系数KK=KA Kv KH KH=1.51.081.791.37(式12.5)K=3.97弹性系数ZE由参考文献【1】表12.12ZE =188.9(MPa)0.5节点区域系数ZH由参考文献【1】图12.16ZH =2.42重合度系数Z由式12.31，因 1，取 =1，故Z =(4-)(1-)/3 +/0.5=(1/)0.5 =(1/1.67)0.5Z =0.77螺旋角系数ZZ =(cos)0.5 = (cos15.95)0.5Z =0.98接触最小安全系数SHmin由参考文献【1】表12.14SHmin =1.1总工作时间th同上次同上次应力循环次数NL同上次(式12.13)接触寿命系数ZN由参考文献【1