蒋树强毕业设计.pptVIP

自我介绍,各位老师，上午好！我叫蒋树强是09级机制3+2班的学生，我的论文题目是东方红500（36.8KW）拖拉机动力输出齿轮箱。论文是在季绍琨导师的悉心指点下完成的，在这里我向我的导师表示深深的谢意，向各位老师不辞辛苦参加我的论文答辩表示衷心的感谢。下面我将本论文设计的目的和主要内容向各位老师作一一汇报，恳请各位老师批评指导。,自我介绍,泰 山 学 院 本科毕业论文（设计）,东方红500（36.8KW）拖拉机动力输出齿轮箱 蒋树强 2009170076 专 业 名 称 机械设计制造及其自动化 申请学士学位所属学科 工科 指 导 教 师 名 、职 称 季绍琨 副教授,提 纲 Scheme,6.箱体及其附件设计,2.传动方案设计,3.传动零件的设计计算,4.轴及轴承装置的设计和轴承的校核,5.键的选择及校核,1.课题研究的目的，意义和研究概况及设计主要务,7.设计总结,拖拉机动力输出齿轮箱,1.课题研究的目的，意义和研究概况及设计主要任务,1.1课题研究的目的，意义和研究概况,1.2设计主要任务,1.1研究的发展概况，目的，用途，原理和意义,（1）发展概况：机械制造业是一个国家技术进步和社会发展的支柱产业之一，无论是传统产业，还是新兴产业，都离不开各式各样的机械设备，而我国机械工业相对落后。 （2） 目的：这次毕业设计对东方红拖拉机的的动力输出齿轮箱进行研究。它是动力挖坑机的重要组成部分，完成设计使其达到挖坑的目的。 （3）用途：设计动力挖坑机,它是植树造林，园林绿化，道路工程，挖树坑，电线坑，施肥坑等的专用挖坑机械 。 (4)原理：经由东方红500拖拉机提供动力，通过带传动，它可起到减震、消除动压力等作用，将动力直接输入齿轮箱。箱体内通过一对交错轴锥齿轮而完成减速要求，从而带动钻头旋转。 （5）意义：本产品针对社会需求的大幅增长，在吸收国内外同类产品优点的基础上，改进完善精心设计而成的植树挖坑机械，经由东方红500拖拉机提供动力 ，完成挖坑。实现了从人力到机械的飞跃，大大解放了劳动力，扩大了拖拉机的使用范围，既提高了挖坑的质量又成倍的提高了工作效率，极大的促进了机械对工农业的发展.,1.2 设计的主要任务,1.2.1 课题研究方法,1.2.2 设计主要过程,1.2.3 设计预期达到的目标,1.2.1 课题研究方法,请指导老师对毕业 设计方案进行指 导与评议 ，找到自己的不足， 取长补短， 将不合适的设计 及设计中的失误剔除改正,查阅文献资料， 专业论文 学习设计 与分析方法。,自己分析， 计算并记录数据， 测试性能。,1.2.2 设计主要过程,（1）传动方案设计,（5）箱体及其附件设计,（4）键的选择及校核,（8）绘制装配图及零件图,（7）完成设计说明书,（6）润滑方式及密封件的选择,（2）传动零件的设计计 算,（3）轴及轴承装置的设计和轴承的校核,本次设计要达到最重要的目标是产品的实用性 ，达到与拖拉机的配套使用，在我国广大的农村得以大范围推广使用，大大解放劳动力，提高工作效率。,1.2.3 设计预期达到的目标,2. 传动方案设计,2.2计算传动装置的运动和动力参数,2.1分配传动比,2. 传动方案设计,2.1分配传动比,东方红拖拉机-500 拖拉机额定转数2200r/min 齿轮箱输入转数540r/min 动力输出功率为36.8 kw 速比为1:4,速比为1:4 设两带轮转速为V1、V2， 则机构的总传动比I=V1/V2=2200/540=4.07m/s 两锥齿轮的转速为I=n1/n2=4/1=540/n2 N2=135r/min,2.2计算传动装置的运动和动力参数,(1)各轴的转速 ： N1=540r/min，N2=135r/min (2)各轴的输入功率：由表9.4选用 齿轮=0.97 轴承=0.99 带=0.96 P1=P*带=36.8KW*0.96=35.33KW P2=P1*齿轮*轴=33.93kw (3)各轴的转距T1=9550*35.33/540=624.82Nm T2=9550*33.93/135=2400.23Nm,3.传动零件的设计计算,3.1选定精度等级材料及参数 3.2按齿面接触疲劳强度设计 3.3按齿根弯曲疲劳强度设计 3.4几何尺寸计算,3.传动零件的设计计算,3.1选定精度等级材料及参数,(1)由于齿轮箱转速不高故选用7级精度 GB10095-88 (2)材料选择 由表10-1选择大齿轮材料为 20CrMnTi，硬度为 300HBS小齿轮材 料为20 CrNi4，硬度 为350HBS， 两者相差 50HBS，均渗碳并淬火。 (3)选择齿数 小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=96,3.2按齿面接触疲劳强度设计,由式10-26 d12.92 （1）确定各数值 1）初选载荷系数Kt=1.3 2）小齿轮所传递的转矩为T1=624.82*N.m 3)由表10-7选齿宽系数R=0.5 4)由表10-6只弹性影响系数Ze=189.8mpa1/2 5)由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=1500Mpa ，大齿轮接触强度极限Hlim2=1450Mpa 6)由式10-13计算应力循环次数N1=60N1JLh=2.333* N2=5.83* 则由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92，KNH2=0.95取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得 h1 =1380 Mpa h2 =13775Mpa,2.计算 1)试算小齿轮分度圆直径d1t代入h中较小值得 D1t=69.88mm 2)计算圆周速度 u =1.97米/秒 3)计算齿宽b b=R*d1t=34.94mm 4)计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt=d1t/z1=2.91mm齿高h=2.25mt=6.55mm 5)计算载荷系数 根据v=1.97m/s 7级精度 由图10-8查得载荷系数Kv=1.08 由表10-2 查得使用系数kA=1.5 直齿轮KH=KF=1 且KH=KF=1.5Hbe 查表10-9得轴承系数Hbe=1.1 所以KH=KF=1.65 故载荷系数K=KA*KV*KH*KH=2.673 6)按实际动载荷系数校正所得分度圆直径，由式10-10a得d1=88.86mm 7)计算模数m m=d1/z1=3.70mm,3.3按齿根弯曲疲劳强度设计,（1）确定式10-24公式内各计算数值 由图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 =800MPa 大齿轮弯曲疲劳强度FE2=750MPa (2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 (3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4则式10-12 得 F1=485.71MPa F2=471.43MPa (4)计算载荷系数k K=KA*KV*KH*KH=2.772 (5)查取齿形系数，需按当量齿数ZV 查取 U=Z2/Z1=tan2=4 所以2=75.961+2=90 1=14.04ZV1=Z1/COS1=24.74 由表10-5查得YFa1=2.62 YFa2=2.06应力校正系数 Ysa1=1.59 Ysa2=1.97 (6)计算(YFa*YSa)/(F) 并比较,(YFa1*YSa1)/(F1)=0.00856 (YFa2*YSa2)/(F2)=0.0086 大齿轮的数值较大 (7)设计计算代入数值 m=4.468mm 综上，对比结果，且m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 所以 可取由弯曲强度得得模数m=4.468mm 并就近圆整为标准值m=4.5mm ，按接触强度得的分度圆直径d1=88.86mm 算出小齿轮齿数Z1=d1/m=20 Z1取 20 Z2取80 这样，此结构既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲 疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 3.4几何尺寸计算 (1)分度圆直径d1=Z1*m=90mm d2=360mm (2) 1=14.04 2=75.96 (3)锥距R=d1*=183.19mm (4)齿轮宽度b1=R*R=91.59mm 圆整b取b1=92mm b2=97mm,4.轴及轴承装置的设计和轴承的校核 4.1输入轴及轴承装置设计,1.输入轴的功率、转速、转矩分别为：P1=35.33KW,N1=540r/min，T1=624.82N.m 2.求作用在齿轮上的力 由d1=90mm, 平均分度圆直径dm1=d1(1-0.5R)=67.5mm, Ft1=2T1/dm1=18.5*N Fr1=Fa2=Ft1*tan/cos=6.5*N Fa1=Fr2=Ft1 tan*sinB=1.63*N Fn=19.69*N 3.选择材料：45钢，调质处理 4.初步确定轴的最小直径dmin：因为P1=35.33，n1=540r/min,取A0=118，所以dmin=A0*=47.54mm.放大5%为49.9mm,取优先数dmin=50mm 5.周向尺寸确定 1）各轴段的直径：d1=90mm,d2=50 d3=55mm d4=60mm .选圆螺母直径为M602，且右段定位圆螺母直径为60mm 2)初选滚动轴承，查附录四选深沟球轴承6313， dDB=6514033,故d5=65mm 3)轴上零件周向固定平键连接 bh=149, L=32mm 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 C=145度, r=2mm 5）轴向尺寸 L1=92mm L2=10mm L3=2b+50=116mm L4=8mm L5=20mm L6=30mm L7=50mm,6.求轴上的载荷 （1）轴的受力简图,(2)求支反力 1）在水平面内,2）在竖直面内：,(3)分别作出水平和竖直的弯矩图 1)H面：,2)V面：,（4）求合成弯矩M,作合成弯矩图 B点左边MB=646810N.MM B点右边MB=MB,（5）作扭矩图T,（5）作扭矩图T,8按弯扭合成应力校核轴的强度 据式（15-5）及上述数据以及轴单向逆转， 扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6. ， 轴的计算应力Bca=41.8MPa. 前已选定调质45钢由表15-1查a, 因此Bca故轴安,4.2输出轴及轴承装置设计,1、输出轴的设计： 输出轴的输入功率，转速及转矩 ：P2=33.93KW,N2=135r/min,T2=2400.23N.m 2、求作用在齿轮上的力： dm2=d2(1-0.5R)=270MM Ft1=Ft2=18.5*,N Fa2=Fr1=6.5*N Fr2=Fa1=1.63*N 3、选择材料：45钢，调质处理 4、确定最小直径：dmin=A0*=65 mm.放大5%并取优先数为71mm,即d1=71mm 5、周向尺寸确定:L1=44mm, L2=20mm, L4=b2-3=94mm, L5=10mm, L3=120mm, 总长L=318mm 6、初选推力球轴承51315：尺寸D*d*T=75*135*44 d2=75mm由手册选取 其定位轴肩直径d4=85mm取d3=80mm d5=90mm,7.求轴上的载荷 （1）作出轴的受力简图,（3）求支反力 1）H面内,2）V面内,3)分别作出H.V面的弯矩图 H面:,V面：,(4)求合成弯矩M 作合成弯矩图E点左边 ME=581904.039N.MM E点右边 ME=711492.836N.MM,(5)作扭矩图：T=2400230N.MM,8、按弯扭组合校核轴的强度： 根据式及上述数据以及轴单向逆转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6. ，轴的计算应力Eca=27.3MPa.前已选定调质45钢由表15-1查a,因此Eca，故轴安全,5键的选择校核,5.1 平键的选择及校核 基本尺寸b*h=14*9 mm L=36mm 所以强度足够 5.2花键选择及校核 选用渐开线花键 外花键小径基本尺寸Die n(z- 1.5)=4*(13-1.5)=57.5mm 外花键大径De=75mm分度圆直径mz=5*13=65mm 校核静连接强度 p=29.58mpa查表 6-3,知P =120MPa所以键强度足够,6.箱体及其附件设计,箱座壁厚A=0.01*（d1+d2）+1=0.01*(90+360)+1=6mm 箱盖壁厚 A1=0.0085*（90+360）+1=5mm 箱盖凸缘厚度 b1=1.5A1=7.5mm 箱座凸缘厚度 b=1.5A=9mm 箱底凸缘厚度 b2=2.5A=1.5mm 地脚螺栓直径 df=0.015(d1+d2)+1=8mm 轴承旁连接螺栓直径 d1=0.75df=6mm 盖与座连接螺栓直径 d2=0.5*12=6mm 轴承端盖螺钉直径 d3=6mm 检查孔螺钉直径 d4=0.4ddf=3.2mm 定位销直径 d=4.8mm da、d1、d2至外箱壁距离 c1=12mm da、d1、d2至外箱凸缘距离 c2=10mm 轴承旁凸台半径R1=10mm 凸台高度 h=20mm 外箱壁至轴承底端距离 l1=c1+c2+8=30mm 齿轮顶圆与内箱壁距离 B=9mm 锥齿轮端面与内箱壁间的距离 B1=10mm 箱盖、箱座肋板厚 m1=