机械设计课程设计设计一斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器.doc

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1、一斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器设计参数 题 号 参 数3-A3-B3-C3-D生产率Q(t/h)15162024提升带的速度,(m/s)1.82.02.32.5提升带的高度H,(m)32282722提升机鼓轮的直径D,(mm)400400450500说明: 1. 斗式提升机提升物料：谷物、面粉、水泥、型沙等物品。2. 提升机驱动鼓轮(图2.7中的件5)所需功率为 3. 斗式提升机运转方向不变，工作载荷稳定，传动机构中有保安装置(安全联轴器)。4. 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时传动简图1-电动机 2-联轴器 3-减速器 4-联轴器 5-驱动鼓轮 6-运料斗

2、 7-提升带一 设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计算说明书的编写二 设计任务1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份三 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写电动机的选择1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2

3、电动机容量的选择1） 工作机所需功率Pw 电动机的输出功率PdPw/Pd3.53kW3 电动机转速的选择nd（i1i2in）nw初选为同步转速为1000r/min的电动机4电动机型号的确定由表201查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nwnw85.94i11.172 合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2=。各轴转速、输入功率、输入转矩项 目电动机轴高速轴I中

4、间轴II低速轴III鼓 轮转速（r/min）960960287.486.186.1功率（kW）43.963.843.723.69转矩（Nm）39.839.4127.6412.6409.3传动比113.343.341效率10.990.970.970.99传动件设计计算1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z267的；4） 选取螺旋角。初选螺旋角142 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速

5、级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.6（2） 由图1030选取区域系数ZH2.433（3） 由表107选取尺宽系数d1（4） 由图1026查得10.75，20.85，则121.60（5） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60287.41（163008）6.6210e8 N2N1/3.341.9810e8（8） 由图1

6、019查得接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.98（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.95600MPa570MPa H20.98550MPa539MPa HH1H2/2554.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=mm=61.27mm（2） 计算圆周速度v=0.92m/s（3） 计算齿宽b及模数（4） 计算纵向重合度=0.318120tan14=1.59（5） 计算载荷系数K。 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.92m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.03；由表104查的的计算公式和直齿轮的相同

7、，故 =1.42 由表1013查得由表103查得。故载荷系数 =11.031.41.42=2.05（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=66.55mm(7)计算模数 =mm=3.23mm3 按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数=11.031.41.36=1.96（2） 根据纵向重合度=1.59，从图1028查得螺旋角影响系数 0.88（3） 计算当量齿数z1=z1/cos=20/cos14=21.89 z2=z2/cos=67/cos14=73.34（4） 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.724；Yfa2=

8、2.233（5） 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.757（6） 计算F由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲强度极限；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由（10-12）得 （7） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.0126=0.0147 大齿轮的数值大。2） 设计计算取=2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径=66.55mm来计算应有的齿数。于是由，取，则4 几何尺寸计算1） 计算中心距a圆整后取146mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不

9、必修正。3） 计算大、小齿轮的分度圆直径4） 计算齿轮宽度 ，圆整后取B2=70mm，B1=75mm。5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算II轴：1 初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取=112,于是得2 求作用在齿轮上的受力已知大齿轮分度圆直径，小齿轮分度圆直径，。而，,；，3 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案 i. I-II段轴用于安装轴承30306，故取直径为30mm。ii. II-III段安装套筒，直径30mm。iii. III-IV段安

10、装小齿轮，直径35mm。iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为45mm。v. V-VI段安装大齿轮，直径为35mm。vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为30mm。2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-长度为42mm。2. III-IV段用于安装小齿轮，长度略小于小齿轮宽度，为73mm。3. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为110mm。4. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为67mm。5. VI-VIII长度为42mm。4 求轴上的载荷 A B C D 62.2 182.5 58.7 FNVA FNVD Ft3Ft2 MV MVC FNHA MVB F

11、a2 FNHD Fr2 Fr3 Fa3 MH T如图受力简图，按脉动循环应力考虑，取=0.6按弯扭合成应力校核轴的强度，校核截面B、C。校核B截面由d=35mm，可得，校核C截面，轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得，。故安全5精确校核轴的疲劳强度(1)由于截面处受的载荷较大，直径较小，所以为危险截面。（2）截面的左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得、。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取，因，。经插值后得，。又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数，故有效应力集中系

12、数按式（附表3-4）为由附图3-2得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为碳钢的特性系数，取，于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得故可知其安全（3）截面的右侧抗弯截面系数W按表15-4的公式计算 抗扭截面系数 弯矩M及弯曲应力为 扭转切应力为过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为 所以轴在截面右侧的安全系数为故该轴在截面右侧的强度也是足够的。I轴：1 作用在齿轮上的力, 2 初步确定轴的最小直

13、径3 轴的结构设计1） 确定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a.由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。b.考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。c.该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。d.该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。e.为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。f.轴肩固定轴承，直径为42mm。g.该段轴要安装轴承，直径定为35m

14、m。各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：a.该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b.该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。c.该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为75mm，定为73mm。d.该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。e.该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。f.该段由联轴器孔长决定为42mm4 按弯扭合成应力校核轴的强度；扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6。轴的计算应力查表15

15、-1得，因此，故安全III轴1 作用在齿轮上的力;2 初步确定轴的最小直径3 轴的结构设计1） 轴上零件的装配方案2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-直径455255607255长度825045671222.754.按弯扭合成应力校核轴的强度查表15-1得，因此，故安全滚动轴承的选择及计算I轴：1 求两轴承受到的径向载荷5、 轴承30206的校核1） 径向力2） 派生力，查设计手册得Y=1.6，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷，查设计手册e=0.37由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=54200NII轴：6、

16、 轴承30306的校核1） 径向力2） 派生力,查设计手册得Y=1.9，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷,查设计手册得e=0.31由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核,查设计手册得Cr=59000NIII轴：7、 轴承30211的校核1） 径向力2） 派生力，查设计手册得Y=1.4，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷,查设计手册得e=0.42由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=132000N键联接的选择及校核计算（一） 高速轴上的键联接由轴的设计计算可知所选平键分别

17、为bhL=8740由公式6-1，取有轻微冲击bhL=12870 (二)中速轴上的键联接由轴的设计计算可知所选平键分别为bhL=10870 bhL=10863 (三)低速轴上的键联接由轴的设计计算可知所选平键分别为bhL=14980 bhL=181163 连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、 高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径

18、，轴孔长，装配尺寸半联轴器厚（1P163表17-3）（GB4323-84）三、 第二个联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径 轴孔长， 装配尺寸半联轴器厚（1P163表17-3）（GB4323-84）减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M161.5润滑与密封一、 齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一

19、大齿轮半径，取为35mm。二、 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。四、 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能

20、力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考资料目录1机械设计课程设计，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；2机械设计（第七版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版；3简明机械设计手册，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；4减速器选用手册，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；5工程机械构造图册，机械工业出版社，刘希平主编6机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；7互换性与技术测量（第四版），中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。