机械设计计算书胡晓菲.docx
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机械设计计算书胡晓菲
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,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4°c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3.14×2×500×3000=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,6.28×2300×500=7.2×106,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7.2×106×0.4976=3.58106×。
总质量约为((3.58×106+700×6.28×500)×10)mm3×7.85g/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0.24~
20.4t/m3,筒的质量为V=πr2l=3.14(×500mm)×
3000mml×0.4t/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=△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|tanθ=4Rsin^cos^atanθ
即△l=4×2mm×sin54.7cos54.7tan4×°=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|=
(Rsin2αcosα)/2+4Rsin2取最α大cos值α,令|yC-
yB|′=可0,求得α=54.7滚°筒筛转速最大落差值
ns=30
πgcos54.7°
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=mr2
21502×0.522=
T=J=187.75×31.4m/s÷0.5=11790.7Nm总rV=ηη齿轮η联轴器η轴承
=0.98×0.98×0.99×0.9952=0.94
WW所需功率为Pd=1000×=ηW2T×n11790.7×r/min1000300×0.94一级斜齿轮传动比在3-5之间,故电动机转速的可选范为nd=i总×nw=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=2890
nI=n0/i带=n满/i齿=960/3.2=906.25(r/min)nII=nI/i齿
=906.25/3=302.08(r/min)
功率P1
P1=4×0.99=3.96kW
P2=3.92×0.98×0.995=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×η)kw=5500×85.5%=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η总=91%×96%×98%=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ζHlim1=600MPa。
大齿轮的疲劳强度ζHlim2=550MPa。
ζH1=
ζH2=KHN1ζHlimS21=0.9×600MPa=540MPa。
=0.9×550MPa=522.5MPa。
KHN2ζHlim
S
齿面粗糙度Rz1=3.2μm,Rz2=3.2μm,
齿根表面粗糙度Rz1=10μm,Rz2=10μm。
大、小齿轮设计修缘量Ca1=30μm,Ca2=30μm。
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=2.433εα=1.65
许用接触应力:
ζH=(ζH1+ζH22=531.25MPa小齿轮的名义转矩:
n1=n/i=2900/3.2=906.25r/min。
p=3.86KW
T1=9549×P/n1=N·m
2.初步确定模数、齿数、螺旋角
取模数m=3.5mm初选β=12°
Ζ1=2acosβ/[m×(u+1)],m取3.5
取Ζ1=99,Ζ2=u×Ζ1,取Ζ2=298。
Ζ2经圆整后,齿数比发生了变化,实际齿数比为u=Ζ2/Ζ1=3.01载荷系数k:
取
k=2
齿宽系数φa:
φa=0.7
计算大、小齿轮分度圆直
d1t≥32×1.6×Tu±1ZHZE2ζ=347.21mm?
dεαuHπd1tn160计算圆×周1000速度:
v==π×347.21×46060×1000=8.36m/s
b=?
ad1t=0.7347×.21=243.04mm
计算纵向重合度εβ:
εβ=0.318×0.7×99×tan12°计=4算载.68荷系数K:
K=KAKVKHαKHβ=1×1.11×1.4×1.42=2.按21实际载荷修正分度圆直径为:
d1t=243.04×1.6=386.68mm计算尺宽及模数mn:
mn=
z1=mnd1tcosz1β32.21=386.68×cos12°99=3,取.模82数为4d1cos12°386.68×cos12°=4=94.55。
取z1=95,z2=284
(95+284)4
2cos12°计算中心距:
a=(z1+z2)mn
2cosβ圆整中心距为:
775mm
圆整中心距后修正:
β=arccos[m×(Ζ2+Ζ1)/2a]=11.998计算大°小分度圆直径:
d1=
d2=z1mn=388.5mmcosβcos11.998°284×495×4z2mn=1161.4mmcosβcos11.998°修正齿宽为:
b=?
ad1t=0.7×388.49=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αn=20°00′00″
2.齿顶高系数ha=1
3.顶隙系数c=0.25
4.齿宽b1=275mm,b2=280mm
5.齿数比u=Ζ2/Ζ1=2.99
6.分度圆直径d1=mn×Ζ1/cosβ=388.5mm
d2=mn×Ζ2/cosβ=1161.4mm
7.基圆直径αt=arctan(tanαn/cosβ)=20.41°
db1=d1×cosαt=364.11mm
db2=d2×cosαt=1088.49mm
8.齿顶高ha1=ha2=hamn=4×mm
9.齿根高hf1=hf2=(ha+c)mn=5×mm
10.全齿高h1=h2=ha1+hf1=9mm
11.齿顶圆直径da1=d1+2×ha1=396.5mm
da2=d2+2×ha2=1169.41mm
12.齿根圆直径df1=d1-2hf1=378×.5mm
df2=d2-2×hf2=1151.41mm
13.齿顶压力角at1=arccos(db1/da1)=23.32°
at2=arccos(db2/da2)=21.61°
14.端面重合度α′t=αt
εα=[Ζ1(tan-tat1nα′t)+tanΖat22(-tanα′t)]/2π=1.76715.轴向重合度εβ=b×sinβ/(π×(mn)b=min{b14.68,b2})
16.总重合度εγ=εα+εβ=3.813
四、弯曲疲劳强度的校核
1.齿向载荷分布系数
N=(b/h)^2/[1+(b/h)+(b/h)^2],b/h取大小齿轮中的小值。
ΚFβ=ΚHβ^N=1.28772.齿间载荷分配系数
ΚFα=ΚHα=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=SFn1/hFe1
L2=SFn2/hFe2
齿根圆角参数
qs1=SFn1/(2×ρF1)
qs2=SFn2/(2×ρF2)
УS1=(1.2+0.13
×L1)×qs1^[1/(1.21+2.3
×L1)]=2.1862
УS2=(1.2+0.13
×L2)×qs2^[1/(1.21+2.3
×L2)]=2.2785
4.重合度系数
Уε=0.25+0.75/
εαV=0.6648
5.螺旋角系数
εβ>1,取εβ=1
Уβ=1-εβ×β/120°=0.9229
6.寿命系数
УNT1=(3000000/NL1)^0.02=0.8293
УNT2=(3000000/NL2)^0.02=0.83727.尺寸系数
mn<5mm,取mn=4mm,УX1=1.03-0.006×mn=1.0000mn<5mm,取mn=4mm,УX2=1.03-0.006×mn=1.00008.计算齿根应力
бF01=Ft/(b×mn)·УF1УS1Уβ=129.74MPa
бF02=Ft/(b×mn)·УF2УS2Уβ=131.98MPa
бF1=бF01·ΚAΚVΚFβΚFα=288.59MPa
бF2=бF02·ΚAΚVΚFβΚFα=293.57MPa9.许用齿根应力
бFP1=бFG1/SFmin=бFlim1УSTУNT1УδrelT1УRrelT1УX1/SFmin=298.07MPa
бFP2=бFG2/SFmin=бFlim2УSTУNT2УδrelT2УRrelT2УX2/SFmin=301由.54以MPa
上计算可知:
бF1≤бFP1,小齿轮的弯曲强度满足要求
бF2≤бFP2,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d≥A0n(1-β)2000mm。
32.小齿轮传动轴的计算:
轴的材料选用40Cr。
根据公式d≥A0初步估计轴的直径。
n
查表得A0=104。
p=6464×91%×98%=5765.49w。
计算的直径d=104
270mm。
3.按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
ζ
轴所受的弯矩πd332ca33p576.49460=241.58。
取轴的直径为242mm。
调整轴的直径为=2=M2+(αT)2W≤[ζ-1]-bt(d-t)
2d2=π×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=790mm。
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=4ZLii=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=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:
y≤[y]mm[y]——轴的允许挠度,mm。
偏转角:
θ≤[θ]rad[θ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ζHlim1=600MPa。
大齿轮的疲劳强度ζHlim2=550MPa。
ζH1=
ζH2=KHN1ζHlimS21=0.9×600MPa=540MPa。
=0.9×550MPa=522.5MPa。
KHN2ζHlim
S
齿面粗糙度Rz1=3.2μm,Rz2=3.2μm,
齿根表面粗糙度Rz1=10μm,Rz2=10μm。
大、小齿轮设计修缘量Ca1=30μm,Ca2=30μm。
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=2.433εα=1.65
许用接触应力:
ζH=(ζH1+ζH22=531.25MPa小齿轮的名义转矩:
n1=n/i=2900/=460.32r/min。
p=5837.89W
T1=9549×P/n1=7539×103N·m
2.初步确定模数、齿数、螺旋角
取模数m=3.5mm初选β=12°
Ζ1=2acosβ/[m×(u+1)],m取3.5
取Ζ1=99,Ζ2=u×Ζ1,取Ζ2=298。
Ζ2经圆整后,齿数比发生了变化,实际齿数比为u=Ζ2/Ζ1=3.01载荷系数k:
取
k=2
齿宽系数φa:
φa=0.7
计算大、小齿轮分度圆直
d1t≥32×1.6×Tu±1ZHZE2ζ=347.21mm?
dεαuHπd1tn160计算圆×周1000速度:
v==π×347.21×46060×1000=8.36m/s
b=?
ad1t=0.7347×.21=243.04mm
计算纵向重合度εβ:
εβ=0.318×0.7×99×tan12°计=4算载.68荷系数K:
K=KAKVKHαKHβ=1×1.11×1.4×1.42=2.按21实际载荷修正分度圆直径为:
d1t=243.04
×
计算尺宽及模数mn:
mn=
z1=mnd1tcosz1β32.211.6=386.68mm=386.68
×cos12°,99=3取模.82数为
4
d1cos12°386.68×cos12°=4=94.55。
取z1=95,z2=284(95+284)4
2cos12°计算中心距:
a=(z1+z2)mn
2cosβ圆整中心距为:
775mm
圆整中心距后修正:
β=arccos[m×(Ζ2+Ζ1)/2a]=11.998计算大°小分度圆直径:
d1=
d2=z1mn=388.5mmcosβcos11.998°284×495×4z2mn=1161.4mmcosβcos11.998°修正齿宽为:
b=?
ad1t=0.7×388.49=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αn=20°00′00″
2.齿顶高系数ha=1
3.顶隙系数c=0.25
4.齿宽b1=275mm,b2=280mm
5.齿数比u=Ζ2/Ζ1=2.99
6.分度圆直径d1=mn×Ζ1/cosβ=388.5mm
d2=mn×Ζ2/cosβ=1161.4mm
7.基圆直径αt=arctan(tanαn/cosβ)=20.41°
db1=d1×cosαt=364.11mm
db2=d2×cosαt=1088.49mm
8.齿顶高ha1=ha2=hamn=4×mm
9.齿根高hf1=hf2=(ha+c)mn=5×mm
10.全齿高h1=h2=ha1+hf1=9mm
11.齿顶圆直径da1=d1+2×ha1=396.5mm
da2=d2+2×ha2=1169.41mm
12.齿根圆直径df1=d1-2hf1=378×.5mm
df2=d2-2×hf2=1151.41mm
13.齿顶压力角at1=arccos(db1/da1)=23.32°
at2=arccos(db2/da2)=21.61°
14.端面重合度α′t=αt
εα=[Ζ1(tan-tat1nα′t)+Ζ2(tan-tanat2α′t)]/2π=1.76715.轴向重合度εβ=b×sinβ/(π×(mn)b=min{b14.68,b2})
16.总重合度εγ=εα+εβ=3.813
四、弯曲疲劳强度的校核
1.齿向载荷分布系数
N=(b/h)^2/[1+(b/h)+(b/h)^2],b/h取大小齿轮中的小值。
ΚFβ=ΚHβ^N=1.28772.齿间载荷分配系数
ΚFα=ΚHα=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=SFn1/hFe1
L2=SFn2/hFe2
齿根圆角参数
qs1=SFn1/(2×ρF1)
qs2=SFn2/(2×ρF2)
УS1=(1.2+0.13
×L1)
×qs1^[1/(1.21+2.3
×L1)]=2.1862
УS2=(1.2+0.13
×L2)
×qs2^*1/(1.21+2.3
×L2)+=2.2785
4.重合度系数
Уε=0.25+0.75/
εαV=0.6648
5.螺旋角系数
εβ>1,取εβ=1
Уβ=1-εβ×β/120°=0.9229
6.寿命系数
УNT1=(3000000/NL1)^0.02=0.8293
УNT2=(3000000/NL2)^0.02=0.83727.尺寸系数
mn<5mm,取mn=4mm,УX1=1.03-0.006×mn=1.0000mn<5mm,取mn=4
mm,УX2=1.03-0.006mn=1×.0000
8.计算齿根应力
бF01=Ft/(b×mn)·УF1УS1Уβ=129.74MPa
бF02=Ft/(b×mn)·УF2УS2Уβ=131.98MPa
бF1=бF01·ΚAΚVΚFβΚFα=288.59MPa
бF2=бF02·ΚAΚVΚFβΚFα=293Pa.57M
9.许用齿根应力
бFP1=бFG1/SFmin=бFlim1УSTУNT1УδrelT1УRrelT1УX1/SFmin=298.07MPa
бFP2=бFG2/SFmin=бFlim2УSTУNT2УδrelT2УRrelT2УX2/SFmin=301由.54以MPa
上计算可知:
бF1≤бFP1,小齿轮的弯曲强度满足要求
бF2≤бFP2,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
(四)齿轮传动轴的设计:
5.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d≥A0n(1-β4)2000mm。
3p
6.小齿轮传动轴的计算:
轴的材料选用40Cr。
根据公式d≥A0初步估计轴的直径。
n查表得A0=104。
p=6464×91%×98%=5765.49w。
计算的直径d=104
270mm。
7.按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
ζ
轴所受的弯矩πd32ca33p5765.49460=241.58。
取轴的直径为242mm。
调整轴的直径为=2=M2+(αT)2W≤[ζ-1]-bt(d-t)
2d2=π×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=790mm。
8.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=4ZLi=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=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:
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