机械设计计算书胡晓菲

1、毕业论文设计计算书一、前言二、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/h) 5,并且在环境比较恶劣的条件下工作，禾I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1000m m。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4放置。三、传动方案分析与拟定1传动方案图：HIhI111_|11 1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

2、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3.14忽500X3000=9.42 106,其上布满了尺寸为 40mm和80mm的筛 孔，有空的面积估算为，6.28 300X500=7.2 06,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7.2 06X).4976=3.58 1X6。总质量 约为(3.58 06+7006.28 00) X0) mmX 7.85g/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 0.242 0.4t/m3,筒的质量为 V=n r

3、2l= 3.14 (00mm) 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.v可表示为v=A l/ t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 l近似为： l = | yA - yB | tan 0 = 4 Rsi nAcosSta n0即厶 I =4 2mrK sin54.7cos54.7 tan4 =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

4、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 | =(Rsin2 a cos a ) / 2 +4 Rsin2 取最大俺 a令 | yC -yB| =可，求得a = 54.7滚筒筛转速最大落差值ns=30n gcos54.7 R =32.153m/s=307.19r/mi n根据经验，选滚筒筛的转速略低于最大落差值取为300r/mi n。J=mr221502X).522=T= J =187.75 X 31.4m/s - 0.5=11790.7Nr总rVn齿轮 n联轴器 n轴承=0.98 X.98 X.99 X.9952=0.94W

5、W 所需功率为 Pd=1000X =n W2TX n11790.7 Xr30i1000 0.94一级斜齿轮传动 比在3-5之间，故电动机转速的可选范为 nd =i总*w=9001500 r/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丫132S1-2，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2890七00=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=n 满/i 齿=960/3

6、.2=906.25 (r/min) nII=nl/i 齿=906.25/3=302.08 (r/min)功率P1P1=4X).99=3.96kWP2=3.92 98 j0.995=3.86KW滚筒筛的功率：3.86 0.98 =3.784满足要求输入功率按下式P= (P 额 n 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，280

7、 HBS大齿轮：40钢，调质，240 HBS根据材料性能许用接触应力：小齿轮的疲劳强度极限Z Hlim仁600MPa大齿轮的疲劳强度 Z Hlim2=550MPaZ H1 =Z H2 =KHN亿 HlimS2仁0.9 X 600MPa=540MPa=0.9 550MPa=522.5MPaKHNZ HlimS 齿面粗糙度 Rz1=3.2卩甲Rz2=3.2 m齿根表面粗糙度 Rz1=10 ym, Rz2=10 ym。大、小齿轮设计修缘量 Ca1=30 ym, Ca2=30 ym。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=2.433 a =

8、1.65许用接触应力： Z H =( z H1 + z H2 2=531.25 MPa小齿轮的名义转矩：n仁 n/i=2900/3.2=906.25r/mi n。p=3.86KWT1=9549P/n 仁N m2. 初步确定模数、齿数、螺旋角取模数 m=3.5 mm初选B =12Z 1= 2acos B /m x (u,1m 取 3.5取 Z 仁99 Z 2=uXZ1 取 Z 2=298Z2经圆整后，齿数比发生了变化，实际齿数比为u=Z 2/ Z仁3.载荷系数kk=2齿宽系数a a=0.7 计算大、小齿轮分度圆直& a uH冗d1t计算圆周速度d1t 32 x 1.6 x Tu 1ZHZE2 Z

9、 =347.21mm ?d v= nX 347.21 x 46060 x 1000=8.36m/sb=?ad1t=0.7 347.21=243.04mm计算纵向重合度：B=0.318 x 0.7 x 99x tan12计算载荷系数K:K=KAKVKH KHB =1 x 1.11 x 1.4 x 1.42=2.按实际载荷修正分度圆直径为： d1t=243.04 x.6=386.68mm 计算尺宽及模数 mn: mn=zl= mnd1tcosz1 B 32.21=386.68 x cos12 9,=取模数为 4d1cos12 386.68 xos12 =4=94.55。取 zl =95 , z2=

10、284(95+284) 42cos12 计算中心距：a= (z l +z2) mn2cos B圆整中心距为：775mmd1 =cos11.998圆整中心距后修正：B =arccosm x ( Z 2+Z 1)/2a=11.9计算大小分度圆直径： d2=z l mn=388.5mm cos B cos11.998 284 x 495 x 4z2mn=1161.4mm cos B 修正齿宽为：b=?ad1t=0.7 388.49=271.94mmo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

11、压力角 a n=20 00 002. 齿顶高系数ha=13. 顶隙系数c=0.254. 齿宽 b1=275 mm, b2=280 mm5. 齿数比 u=Z 2/ Z 1= 2.996. 分度圆直径 d仁mnZ 1/cos B =388.5 mmd2=mnZ 2/cos B =1161.4 mm7. 基圆直径 a t=arctan(tana n/cos B )=20.41 db1=d1 x cos a t=364.11 mmdb2=d2X cos a t=1088.49 mm8. 齿顶高 ha1=ha2=ha Xn=4 mm9. 齿根高 hf仁hf2=(ha+c) mX=5 mm10. 全齿高

12、h1= h2=ha1+hf1=9 mm11. 齿顶圆直径da仁d1+2 ha仁396.5 mmda2=d2+2ha2=1169.41 mm12. 齿根圆直径 df仁d1-2 hf1=378.5 mmdf2=d2-2 hf2=1151.41 mm13. 齿顶压力角 at1=arccos(db1/da1)=23.32at2=arccos(db2/da2)=21.6114. 端面重合度a t= ata = Z 1(tantat1 a t)+taZai(2-ta n a t)/2 n =1.76715. 轴向重合度 &B =bx sin B /( nX(nb=mnb1 , b2)16. 总重合度 丫

13、= &a + &B =3.813四、弯曲疲劳强度的校核1. 齿向载荷分布系数N=(b/h)A2/1+(b/h)+(b/h)A2 , b/h 取大小齿轮中的小值。K F B =K H B 0=1.28772. 齿间载荷分配系数K Fa =K Ha =1.06603. 应力修正系数齿根危险截面处齿厚与弯曲力臂的比值L1=SF n1/hFe1L2=SF n2/hFe2齿根圆角参数qs1=SFn1/(2 Xp F1)qs2=SFn2/(2 Xp F2)y S1= (1.2+0.13 X L1) X qs1A1/(1.21+2.3X L1)=2.1862y S2=(1.2+0.13 X L2) X qs

14、2A1/(1.21+2.3X L2)=2.27854. 重合度系数y =0.25+0.75/a V=0.66485螺旋角系数&幹 1,取 =1yp =玉 BXB /120 =0.92296. 寿命系数y NT1=(3000000/NL1F0.02=0.8293y NT2=(3000(00/NL2)A0.02=0.83727. 尺寸系数mnv5 mm,取 mn=4 mm, y X1=1.030.006 mn=1.0000mnv5 mm,取 mn=4 mm, y X2=1.030.006 mn=1.00008. 计算齿根应力6 F0仁Ft/(b X mn)y F1y S1yp =129.74 MP

15、a6 F02=Ft/(b X mn)y F2y S2yp =131.98 MPa6 F1 = 6 F01 K AK VK FK Fa =288.59 MPa6 F2=6 F02 K AK VK FpK Fa =293.57 MPa9. 许用齿根应力6 FP1=6 FG1/SFmin=6 Flim1 y STy NT1y$ relT1 y RrelT1 y X1/SFmin=298.07 MPa6 FP2=6 FG2/SFmin=6 Flim2 y STy NT2y$ relT2 y RrelT2 y X2/SFmin=30由5以 MPa 上计算可知：6 F1A0 n(1- p )2000mm

16、32.小齿轮传动轴的计算：轴的材料选用40Cr。根据公式dA0初步估计轴的直径。n查表得 A0=104。p=6464X91%98%=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 n d332ca33p57649460=241.5& 取轴的直径为242mm。调整轴的直径为=2= M2+( a T)2WC Z -1 -bt(d-t )2d2= nX 270332-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=790m

17、m。4. 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=4 ZLii=1di式中：li 阶梯轴第i段的长度，di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二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：yw y mm y轴的允许挠度，mm。偏转角：0P/n仁7539 X03N m2. 初步确定模数、齿数、螺旋角取模数 m=3.5 mm初选B =12Z 1= 2acos B /m x (u,1m 取 3.5取 Z 仁99 Z 2=uXZ1 取 Z 2=

18、298Z2经圆整后，齿数比发生了变化，实际齿数比为u=Z 2/ Z仁3.载荷系数kk=2齿宽系数a a=0.7 计算大、小齿轮分度圆直& a uH冗d1t计算圆周速度d1t 32 x 1.6 x Tu 1ZHZE2 Z =347.21mm ?d v= nX 347.21 x 46060 x 1000=8.36m/s b=?ad1t=0.7 347.21=243.04mm计算纵向重合度：B=0.318 x 0.7 x 99x tan12计算载荷系数K:K=KAKVKH KHB =1 x 1.11 x 1.4 x 1.42=2.按实际载荷修正分度圆直径为: d1t=243.04 x计算尺宽及模数m

19、n: mn=zl= mnd1tcosz1 B 32.211.6=386.68mm =386.68x cos12,9取模数为4d1cos12 386.68 xos12 =4=94.55。取 zl =95 , z2=284(95+284) 42cos12 计算中心距：a= (z l +z2) mn2cos B圆整中心距为：775mmd1 =cos11.998圆整中心距后修正：B =arccosm x ( Z 2+Z 1)/2a=11.9计算大小分度圆直径: d2=z l mn=388.5mm cos B cos11.998 284 x 495 x 4z2mn=1161.4mm cos B 修正齿宽

20、为：b=?ad1t=0.7 388.49=271.94mmo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 a n=20 00 002. 齿顶高系数ha=13. 顶隙系数c=0.254. 齿宽 b1=275 mm, b2=280 mm5. 齿数比 u=Z 2/ Z 1= 2.996. 分度圆直径 d仁mnZ 1/cos B =388.5 mmd2=mnZ 2/cos B =1161.4 mm7. 基圆直径 a t=arctan(tana n/cos B )=20.41 db1=d1

21、x cos a t=364.11 mmdb2=d2X cos a t=1088.49 mm8. 齿顶高 ha1=ha2=ha Xn=4 mm9. 齿根高 hf仁hf2=(ha+c) mX=5 mm10. 全齿高 h1= h2=ha1+hf1=9 mm11. 齿顶圆直径da仁d1+2 ha仁396.5 mmda2=d2+2ha2=1169.41 mm12. 齿根圆直径 df仁d1-2 hf1=378.5 mmdf2=d2-2 hf2=1151.41 mm13. 齿顶压力角 at1=arccos(db1/da1)=23.32at2=arccos(db2/da2)=21.6114. 端面重合度a t

22、= ata = Z 1(tantat1 a t)+ Z 2(tdarata t)/2 n =1.76715. 轴向重合度 &B =bx sin B /( nX(nb=mnb1 , b2)16. 总重合度 丫 = &a + &B =3.813四、弯曲疲劳强度的校核1. 齿向载荷分布系数N=(b/h)A2/1+(b/h)+(b/h)A2 , b/h 取大小齿轮中的小值。K F B =K H B 0=1.28772. 齿间载荷分配系数K Fa =K Ha =1.06603. 应力修正系数齿根危险截面处齿厚与弯曲力臂的比值L1=SF n1/hFe1L2=SF n2/hFe2齿根圆角参数qs1=SFn1

23、/(2 Xp F1)qs2=SFn2/(2 Xp F2)y S1= (1.2+0.13 X L1) X qs1A1/(1.21+2.3X L1)=2.1862y S2=(1.2+0.13 X L2) X qs2A*1/(1.21+2.3X L2)+=2.27854. 重合度系数y =0.25+0.75/a V=0.66485螺旋角系数&幹 1,取 =1yp =玉 BXB /120 =0.92296. 寿命系数y NT1=(3000000/NL1F0.02=0.8293y NT2=(3000000/NL2)A0.02=0.83727. 尺寸系数mnv5 mm,取 mn=4 mm, y X1=1.030.006 mn=1.0000 mnv5 mm,取 mn=4mm, yX2=1.030.006 rXn=1.00008. 计算齿根应力6 F0仁Ft/(b X mn)y Fly Siyp =1