《【必过毕业设计】自抓取式皮带斗式提升机的设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《【必过毕业设计】自抓取式皮带斗式提升机的设计.docx（39页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、借阅保障（2009届）毕业设计自抓取式皮带斗式提升机的设计学 院： 成都农业科技职业学院 专 业： 机械制造与自动化 学生姓名： 张 珂 珲 班 级： 09机制一班 学 号： 指导教师： 张 盛 勇 2010年12月10号（星期六）毕业设计摘 要斗式提升机广泛地应用于建材、机械、有色金属、粮食等各工业部门；应用于在垂直方向内或倾斜角度很小时运送散料或碎块物体。斗式提升机的结构特点是：被运送物料在与牵引件连结在一起的承载构件料斗内，牵引件绕过各滚筒，形成包括运送物料的有载分支和不运送物料的无载分支的闭合环路，连续运动输送物体。驱动装置与头轮相连，使斗式提升机获得动力并驱使运转。张紧装置与底轮相连
2、，使牵引构件获得必要的初张紧力，以保证正常运转。物料从提升机底部供料。斗式提升机对过载较敏感；斗和带易磨损斗式提升机的料斗和牵引构件等部分及头轮，底轮安装在密闭的罩壳之内，减少灰尘对周围环境的污染。关键词：斗式提升机，料斗，滚筒，牵引构件，驱动装置，张紧装置。毕业设计目录前言5第章 斗式提升机的方案设计及基本原理 61.1 方案设计61.2 基本原理6第2章 斗式提升机类型的选择及输送带的受力分析82.1 斗式提升机输送能力的计算82.2 滚筒的设计计算102.3 输送带张力计算 12第3章 斗式提升机传动系统的设计计算143.1 电动机的选择计算14 3.1.1 选择电动机的类型和结构形式
3、14 3.1.2 确定电动机的转速15 3.1.3 确定电动机的功率和型号153.2 传动V带及带轮的设计计算16 3.2.1 V带轮及V带的设计16 3.2.2 V带轮的结构设计193.3 减速器的设计计算203.3.1高速级齿轮的设计2225 3.3.3 齿轮结构的设计28 3.3.4 轴的设计293.4 联轴器的选择设计343.5 减速器铸造箱体的结构尺寸35第4章 提升机其它装置的设计35 4.1 输送带的设计36毕业设计4.2 张紧装置的设计37 4.3 反转装置的设计37 4.4 料斗的设计38 4.5 罩壳的设计38 4.6滚筒轴承的选择39第5章 斗式提升机的问题探讨及安全操作
4、与维护保养395.1 斗提机工作过程中的问题39 5.2 斗提机设计中的防爆措施405.3 安全操作规程 41 5.4 维护保养415.5 减少事故的发生41设计心得 43主要参考文献 44致谢46毕业设计前言斗式提升机是一种被普通采用的垂直输送设备, 用于运送各种散状和碎块物料，例如水泥，沙，土煤，粮食等，并广泛地应用于建材、电力、冶金、机械、化工、轻工、有色金属、粮食等各工业部门。国内斗式提升机的设计制造技术是50年代由苏联引进的，直到80年代几乎没有太大的发展。在此期间，虽各行各业就使用中存在的一些问题也作过一些改进。从80年代以后，随着国家改革开发和经济发展的需要，一些大型企业及重点工
5、程项目引进了一定数量的斗式提升机，从而促进的国内提升机的发展。直到近来，斗式提升机的大型化包括大输送能力、大单机长度和大输送倾角等几个方面。不少国家正在探索长距离、大运量连续输送物料的更完善的输送机结构。斗式提升机的优点是，结构比较简单，能在垂直方向或倾角较小范围内运输物料而横断面尺寸小，占地面积小，能在全封闭罩壳内运行工作，不扬灰尘，避免污染环境，必要时还可以把斗式提升机底部插入料堆中自行取料。斗式提升机也有一些缺点，过载的敏感性大，必须均匀给料，料斗和牵引构件较易破坏。机内较易形成粉尘爆炸的条件，斗和皮带容易磨损，被输送的物料受到一定的限制，只适宜输送粉末和中小块状的物体。斗式提升机可以提
6、升的高度位530米，一般常用范围为1220米，输送能力在30t/h以下。一般情况下都采用垂直斗式提升机，当垂直斗式提升机不能满足工艺要求时，才采用倾斜式斗式提升机。由于倾斜式斗式提升机的牵引构件在垂度过大时需增设支承牵引构件的装置，而使结构变的复杂。因此，一般很少采用倾斜式斗式提升机。正确选用料斗的尺寸和形状、运动速度、滚筒与链轮尺寸以及适合于物料物理性质和提升机工作条件的机首和底座尺寸是斗式提升机能否正常工作的条件。在设计提升机前，必须分析它的工作条件，特别是对于调整提升机，应研究物料在料斗内的运动及从物料中抛出的情况。自抓取式皮带斗式提升机又是在以上基础上提出来的，根据设计题目及设计内容的
7、要求，我们选取的转载方式是掏取式，可实现自抓取，选择橡胶带作为牵引构件，料斗形式为深斗式间隔布置，卸载方式为快速离心式，合起来就叫自抓取式皮带斗式提升机。自抓取式皮带斗式提升机的设计方案可在以前设计的提升机基础上对其进行改进，发扬其优点，改进其缺点，进一步完善提升机的性能，提高其工作能力。毕业设计第1章 斗式提升机的方案设计及基本原理1.1 方案设计本次设计的斗式提升机用于提升粮食（小麦）等，由电动机通过皮带传动，经过二级减速器，带动斗式提升机的驱动运转，从而循环运转输送物料。1.2 基本原理斗式提升机是通过紧固在牵引构件胶带或链条上的许多料斗，并环绕在提升机上部头轮和下部尾轮之间，构成闭合轮
8、廓。驱动装置与头轮相连，是斗式提升机的动力部分，可以使头轮轴运动；张紧装置一般和下部尾相连，使牵引构件获得必要的初张力，以维持牵引构件正常运转。物料从斗式提升机下部机壳的进料口进入物料，通过流入式或掏取式装入料斗后，提升到头部，在头部沿出料口卸出，实现垂直方向输送物料的目的。斗式提升机的料斗、牵引构件及头轮和尾轮等到安装在全封闭的罩壳之内。斗式提升机在下部装料，头部卸料，由于被输送的物料特性差异很大，所以装料和卸料的方式也就不同。根据物料的特性正确选择装料和卸料的方式，对其工作情况和生产率影响很大。对装料和卸料的要求是：装料均匀、块状物料直接流入料斗；卸料时物料能正确地进入卸料槽，不返料；物料
9、抛卸中不冲击罩壳；采用间隔布置料斗的高速斗式提升机，物料过程中不碰撞到前面的料斗上。斗式提升机有两种装料型式：（1）掏取式：由料斗在尾部机壳的物料中掏取装料。对于粉末状、粒状、块状的无磨琢性或半磨琢性的散状物料，由于掏取时不产生很大的阻力，料斗可以在较高的运动速度，一般为0.82m/s，所以它通常和离心式卸料配合应用。(2)流入式：物料直接由进料口流入料斗内装料。对于块度较大和磨琢性大的物料；由于挖取阻力很大，故采用装入法，料斗运动速度不能太高，通常不超过1m/s。斗式提升机的分类有以下几种：毕业设计(1)按输送物料的方向分为：垂直式和倾斜式；(2)按卸载特性分为：离心式、重力式、混合式；(3
10、)按料斗的型式分为：深斗式，浅斗式、鳞板式； (4)按牵引构件型式分为：带式、板链式；(5)按工件特性分为：重型、中型、轻型斗式提升机的规格是以斗宽表示。目前国产D型斗式提升机规格有D160、D250、D350、D450四种；HL型斗式提升机规格化有HL300、HL400两种；PL型斗提升机规格有PL250、PL350、PL450三种。大型斗式提升机宽达800mm。据国外文献介绍，胶带提升机的斗宽已达1250毫米，输送量达1000吨/时，最大提升高度达80米。斗式提升机的优点是：结构比较简单，可在垂直或倾斜方向上提升物料，横断面尺寸小，因而可节约占地面积，并可在全封闭的罩壳内工作，减少灰尘对周
11、围环境的污染必要时还可把斗式提升机底部插入料堆中自行取料。斗式提升机的缺点是：机内较易形成粉尘爆炸的条件；对过载较敏感；斗和链易磨损；被输送的物料受到一定的限制，只宜于输送粉状和中小块状的散货，如粮食、煤、水泥、砂等，但不能在水平方向运送物料。斗式提升机是以牵引型式命名的，并以第一主参数斗宽确定规格大小。如机械电子工业部颁发的JB3926-85垂直斗式提升机标准中TH400环链斗式提升机（T-提升机的是Ti、H环链的一并Huan），斗宽为400mm。提升机的结构一般有几大部分组成：驱动装置、出料口、上部区段、牵引件、料斗、中部机壳、下部区段、张紧装置、进料口、检视门。斗式提升机牵引件常用橡胶带
12、、圆环链、套筒磙子链几种型式，从而形成了三种基本结构型式。新标准中规定了TD型、TH型、TB型三种结构型式的提升机，将分别替代国内原D型、HL型、PL型三种机型。除上述定型产品外，NTD内斗式提升机是一种内部加料、重力式卸槽，结构比较新颖的机型。而ZL型斗式提升机，DTG型斗式提升机（牵引件是胶带、无底料），脱水斗式提升机等，因生产量较少，故不一一介绍。毕业设计 1.掏取式 2. 流入式第章斗式提升机类型的选择及输送带的受力分析根据设计要求，选择斗式提升机的类型是胶带式斗式提升机，即D型斗式提升机。2.1 斗式提升机输送能力的计算料斗的容积为i升，实际容积为i升(为小于1的填充系数)，则单位长
13、度的荷量为：qa斗距（米）物料容积（吨米）提升机的输送能力qv(千克/秒)或3.6qv（吨/时）由此可得 3.6 v（吨/时）毕业设计由于在实际生产中供料不均匀，所以计算生产率要大于实际生产率，即（吨/时）k-供料不均匀系数，取1.21.6 取 =0.75 =1.2吨/米3 v=1.7米/秒 N=20吨/时 K=1.5 Q=Nk=1.520=30吨/时， =5.45根据下表2-1， 选用D250型斗式提升机。表2-1来自运输机械手册第二册 表2-1斗提机型式料斗宽度(毫米)料斗制法料斗容量i0(升)料斗间距a(毫米)(升/米)D型D型160S1.103003.67Q0.653002.16250
14、S3.204008.00Q2.604006.67350S7.8050015.60Q7.0050014.00450S14.5064022.65Q15.0064023.44毕业设计表2-2 D250型斗式提升机的主要技术性能斗提机型号D250S制法Q制法输送量(米3/时)21.611.8料斗容 量 (升)3.22.6间 距 (毫米)400每米长度料斗及胶带重量(公斤/米)10.29.4输送胶带宽度(毫米)300层数5外胶层厚度(毫米)1.5/1.5料 斗 运 行 速 度 (米/秒)1.25传 动 滚 筒 轴 转 速 (转/分)47.5根据设计要求应采用圆弧深斗料斗，所以应选择S制法.根据上表中的数
15、值核算输送能力:3.6 v=3.61.71.2=58.7530(吨/时) 所选用的斗提机的输送能力大于实际生产中所要求的输送能力，所以选用的D250型斗提机能够满足要求. 2.2 滚筒的设计计算设滚筒的角速度为w，不计带的厚度，则v=wr其中v-滚筒速度，r-滚筒半径由于在转动过程中，皮带与滚筒之间的相对速度很少，可以不计，所以滚筒速度进似皮带的速度，根据设计要求，皮带的速度为1.7秒，并且能够实现离心方式卸载.W（n滚筒转速）所以v=wr1.7 毕业设计得 n=实现离心方式卸载的条件是h h-极距（极点到回转中心的距离称为极距）h= 由此可得将上面中的n代入此式有D590（mm）取D=500
16、mm，进行验算得到n=64.96r/min h=0.208(m) h=0.2080.225=r 符合离心方式卸载的条件因为主动轮滚筒的直径较小，所以从动轮滚筒直径取与主动轮直径相等的值。传动比的计算：i14.77(为了便于计算，取i15)最综确定传动系统的总传动比为15, 得到滚筒的转速为640.97 r/min，将滚筒转速代入上面的滚筒设计计算式中得到滚筒直径为D=500mm，在小于590mm的范围内，所以设计的提升机传动系统的传动比为15, 滚筒直径为500mm。毕业设计2.3 输送带张力计算根据设计任务书的要求，提升时采用装有快速离心式卸料的深斗的带式斗式提升机。首先带式运行速度为= 1
17、.7米/秒。前面已经选取了D250型斗式提升机,料斗的宽度为160毫米，通常带子比斗宽125150毫米，对于设计的提升机取带宽B=300毫米。沿环路用逐点张力计算法进行提升机的牵引计算。提升物料的单位长度重量 4.9公斤/米带料斗的带子单位重量=kQ=0.50130=15.03公斤/米在工作分支上的单位长度载荷 4.9+15.03=19.93公斤/米当传动滚筒（图 ）按顺时针方向转动时，最小张力将在点2处.点3处张力为 式中=1.08带料斗的带子绕过滚筒时张力增大系数；11.12公斤米/公斤其中 由比功值（取1公斤物料消耗的功）确定的取料系数.当料斗的速度为1.251.8米/秒时，对粉末状和小
18、物块去取=（1.252.5）公斤米/公斤；因为料斗速度为1.5米/秒，所以粉末状或小物块 取=2公斤米/公斤.在点4的张力为 20.5930= +617.7在点1的张力为 +15.0330= +450.9 对于有绕性件的摩擦驱动装置当空气潮湿时带子和钢板滚筒之间的，转动滚筒与带子的包角=180，所以1.87,则 +617.71.87（+450.9） 毕业设计-125.97公斤根据正常取料条件，最小张力必须满足下列条件： 54.9=24.5公斤取40公斤.当带子张力增加时，驱动装置牵引能力的储备也增加。在环路其他各点的张力为： +450.9=490.9公斤 =3=54.32公斤 617.7=66
19、0.9公斤对于拉紧滚筒的行程 米附加在端部滚筒上的拉力 =40+54.32=94.32公斤传动滚筒上的牵引力 =660.9490.9+（1.081）（660.9+490.9）=262.144公斤 式中k=1.08-考虑传动滚筒阻力系数。毕业设计第3章斗式提升机传动系统的设计计算传动系统包括电动机,传动皮带,减速器和联轴器。斗提机的传动系统间图如下图（1）： 图（1） 3.1 电动机的选择计算电动机选择，选择电动机包括选择电动机类型、结构形式、功率、转速和型号.3.1.1选择电动机的类型和结构形式电动机的类型和结构形式应根据电源种类(直流或交流)、工作条件(环境、温度等)、工作时间的长短(连续或
20、间歇)及载荷的性质、大小、起动性能和过载毕业设计情况等条件来选择.工业上一般采用三相交流电动机.Y系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广.当转动惯量和启动力矩较小时，可选用Y系列三相交流异步电动机.在经常启动、制动和反转、间歇或短时工作的场合(如起重机械和冶金设备等)，要求电动机的转动惯量小和过载能力大，因此，应选用起重及冶金用的YZ和YZR系列三相异步电动机.电动机的结构有开启式、防护式、封闭式和防爆式等，可根据工作条件来选择.Y系列电动机的技术数据和外形尺寸参见下表1和表2.Y系列电动机（摘自JB/T8680.11998）为全封闭自扇冷式笼型三相异步
21、电动机，是按照国际电工委员会（IEC）标准设计的，具有国际互换性的特点.用于空气中不含易燃、易炸或腐蚀性气体的场所.适用于电源电压为380V无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械、破碎机等.也用于某些需要高启动转矩的机器上，如压缩机.3.1.2 确定电动机的转速同一功率的异步电动机有同步转速3000、1500、1000、750r/min等几种.一般来说，电动机的同步转速愈高，磁极对数愈少，外廓尺寸愈小，价格愈低；反之，转速愈低，外廓尺寸愈大，价格愈贵.当工作机转速高时，选用高速电动机较经济.但若工作机转速较低也选用高速电动机，则这时总传动比增大，会导致传动系统结构复杂，
22、造价较高.所以，在确定电动机转速时，应全面分析.在一般机械中，用得最多的是同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机.3.1.3确定电动机的功率和型号电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响.功率选得过小，不能保证工作机的正常工作或使电动机长期过载而过早损坏；功率选得过大，则电动机价格高，且经常不在满载下运行，电动机效率和功率因数都较低，造成很大的浪费.电动机功率的确定，主要与其载荷大小、工作时间长短、发热多少有关.对于长期连续工作的机械，可根据电动机所需的功率P来选择，再校验电动机的发热和启动力矩.选择时，应使电动机的额定功率P稍大于电动机的所需功率P，即P
23、P.对于间歇工作的机械，P可稍小于P. 电动机所需功率为 毕业设计 N=式中：N-电动机功率（千瓦）；N0-轴功率（千瓦）；-减速器传动效率；0.90；2-皮带或开式齿轮传动效率.皮带取20.96，对链传动取2=0.93； K-功率备用系数.与提升高度有关，当：10米时， K=1.45； 1020米时， K=1.25；米时，K=1.15.N=7.28(千瓦)根据动力源和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V，选Y160M-6型电动机，额定功率为7.5千瓦，同步转速1000r/min，满载转速970r/min.3.2 传动V带及带轮的设计计算在传递动
24、力的过程中,V带轮及V带起者重要的作用。3.2.1 V带轮及V带的设计确定计算功率Pca计算功率Pca是根据传递的功率P，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的.即Pca=KAP=1.37.5=9.75 Kw式中: Pca-计算功率，单位为Kw P-传递的额定功率， 单位为Kw KA-工作情况系数，取KA=1.3选择带型根据计算功率Pca和小带轮的转速，确定选择普通V带，带型为A型，小带轮的基准直径为dd1=112145mm，确定带轮的基准直径dd1和dd2毕业设计 (1)初选小带轮的基准直径dd1，取dd1=130mm，(2)带的速度v v1=6.59m/s， v在525m/
25、s范围内，带速合格.(3) 轮的基准直径dd2 dd2=idd1=2130=260 mm.确定中心距a和带的基准长度Ld初步确定中心距a0，取0.7（dd1 +dd2）a02（dd1 +dd2）取a0=500mm确定了a0，根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准直径Ld:Ld2a0+ =2500+ =1000+612.3+8.45 =1620.75选取基准长度Ld=1621实际中心距a为a a+= 500+=500.125mm中心距的变动范围为：amin=a-0.015Ld amax=a+0.03Ld仍取a=500mm验算主动轮上的包角1 - = - 毕业设计 =165.056确定带的根
26、数z Z =式中： Pca-计算功率，单位为Kw式中： Ka-考虑包角不同时的影响系数，取Ka =0.96 KL-考虑带的长度不同是的影响系数，取KL =0.96 P0-单根V带的基本额定功率，取P0=1.40P0-计入传动比的影响时，单根V带本额定功率的增量，取P0=0.11Z =6.77根取Z=7根7确定带的预紧力FF= 式中: Ka-考虑包角不同时的影响系数,取Ka =0.96 q-带单位长度的质量，取q=0.10(kg/m)F=175.48(N)8计算作用在其上的压轴力带对轴的压力Fp是设计带轮所在的轴与轴承的依据.为了简化计算，可近似按两边的预紧力的合力来计算，如下图所示.毕业设计(
27、a) (b) V带对轴的压力Fp Fp = 2 Z Fsin=27175.48sin = 2436.913.2.2.V带轮的结构设计V带轮的材料在工程上，V带轮的材料通常为灰铸铁，当带速v 300 mm的场合. 因为，所以，小带轮采用腹板式结构，大带轮采用腹孔式结构，如下图所示.毕业设计 小带轮腹板式 大带轮腹孔式3.3 减速器的设计计算：减速器中的轴承都选用深沟球轴承。现在对传动比进行分配，总传动比为15,V带传动的传动比为2，则减速箱二级齿轮传动的总传动为7.5，为了便于二级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当二级齿轮的配对的材料相同，齿面硬度HBS350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相
28、等的条件，取高速级传动比为 =2.91低速级传动比为=2.4为了便于设计计算，对传动比进行修正取=3， =2.4传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下：轴，电动机轴n0=970r/min P0=7.28Kw T0=72.42N.m 1轴，减速器高速轴n485 r/min 毕业设计 =6.9888 Kw 137.61 N.m 2轴，减速器中速轴161.67 r/min6.98880.990.97=6.71 Kw396.37 N.m 3轴，减速器低速轴73.486 r/min6.710.990.97=6.44 Kw836.92 N.m 4轴，滚筒轴 n4=n3=64.688 r/min 6.440
29、.990.99=6.31 Kw931.56 N.m标准直齿圆柱齿轮的设计计算根据工作条件，一般用途的减速器采用闭式软齿面传动.提升机为一般工作机械，速度不高，选用级精度.此减速器采用二级传动，两对齿轮的传动比都不大，所以选用小齿轮用同一种材料，大齿轮用同一种材料.材料选择小齿轮 40cr 调质处理 HBS=280大齿轮 45钢 调质处理 HBS=240两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计要求.小齿轮 40cr 大齿轮 45钢根据设计要求，高速级齿轮，输入功率为6.9888KW，小齿轮转速为480r/min，传动比为3， 低速级齿轮，输入功率为6.44KW，小齿轮转速为192r/m
30、in，传毕业设计动比为2.2,工作寿命15年（每年工作300天），两班制。3.3.1高速级齿轮的设计、确定齿数小齿轮齿数=20，大齿轮齿数=i=320= 60，取Z2=602、 按按齿面接触强度设计:d2.321)确定公式内的计算值(1)载荷系数Kt=1.3(2)小齿轮的传递的转矩 T=9.5510=9.5510=7.36110 Nmm(3)选取齿宽系数=1(4)得材料的弹性影响系数弹性系数Z=189.8(5)查机械设计得两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为：小齿轮的接触疲劳极限=600 MPa ，大齿轮的接触疲劳极限=550 MPa(6)计算应力循环次数N1=60jLh=604801(28
31、30015)= 2.073109N2=2.07310 /2.5=8.09410(7)得接触疲劳寿命系数= 0.90 =0.95(8)按失效概率为1%，接触疲劳强度的最小安全系数S=1.0 ，则两齿轮材料的许用接触应力分别为 1=550MPa 2= = =542.5 MPa2)计算(1)试计算小齿轮分度圆直径，以较小值=522.5 MPa代入 毕业设计d2.32=2.32= 60.44 mm(2)计算圆周速度v V=(d1n1)/601000=(3.1460.44480)/601000=1.52m/s(3)齿宽 b= d=160.44= 60.44 mm (4)齿宽与齿高之比 b/h: 模数:
32、m= d/ Z=60.44/24=2.52齿高: h=2.25 m=2.252.52=5.67 b/h=60.44/5.67=10.67(5)载荷系数:根据v=1.52 m/s ，8级精度. 得动载系数Kv=1.12直齿轮，假设KaFt/b100 N/mm.得Kha =Kfa=1.2得使用系数Ka=1有8级精度，小齿轮相对支承对称布置时 KH=1.12+0.18(1+0.62) 2+0.2310b =1.12+0.18(1+0.612)12+0.231060.44=1.514由b/h=10.67， KH=1.514 得KF=1.35，故载荷系数K=KaKvKhaKH=11.121.21.514
33、=2.034 按实际的载荷系数校正所的分度圆直径， d= d=60.44=66.99计算模数:m=d1/ Z=66.99/24=2.793.按齿根弯曲强度设计 m1)确定公式内各值(1)小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa毕业设计(2)有弯曲疲劳寿命系数= 0.85 =0.88(3)计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳安全系数S=1.41= 303.57 MPa2=KFN2 = =238.86 MPa(4)计算载荷系数KK=KaKvKFakF=11.121.21.35=1.814(5)查取齿形系数 得=2.86 = 2.226(6)查取应力校正系数得 =1
34、.58 =1.764(7)计算大 小齿轮的并加以比较 =2.861.58/303.57=0.0148 =2.2261.764/238.86=0.01644大齿轮的数据大. 2)设计计算 m=1.96对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m小于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所确定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿面接触强度算得的模数 并就近圆整为标准值m= 2 .2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=66.99 mm 算出小齿轮的齿数Z1=d1/2.2=66.99/2.2=30.4530Z2=u Z1=2.2
35、30=664. 齿轮几何尺寸计算毕业设计分度圆直径 d=mz=2.230=66mm d=mz=2.266=145.2mm齿顶高 h= hm=12.2=2.2 mm齿根高 h= (hc)m=（10.25）2.2= 2.75 mm全齿高 h= hh=2.22.75= 4.95 mm齿顶圆直径 d= d2 h=6622.2=70.4 mm d=d2 h=145.222.2=149.6 mm齿根圆直径 d= d2 h=6622.75=60.5 mm d= d2 h=145.22.22.75=139.15mm中心距 a =(d+ d)/2=105.6 mm齿宽 b= d=66 mm B1 =72 B2
36、=685 验算 Ft=2T1/d1=27.361104/66N=2265N KaFt/b=12265/68=33.31N/mm100 N/mm，符合要求.3.3.2低速级齿轮的设计1、确定齿数小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数Z2=uz1=2.420=44，取Z2=442、按按齿面接触强度设计:d2.321)确定公式内的计算值(1)载荷系数Kt=1.3(2)小齿轮的传递的转矩 T=9.5510=9.5510=17.9010 Nmm(3)选取齿宽系数=1(4)得材料的弹性影响系数弹性系数Z=189.8(5)查机械设计得两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为：小齿轮的接触疲劳极限=600 MPa ，
37、大齿轮的接触疲劳极限=550 MPa(6)计算应力循环次数毕业设计N1=60jLh=601921(2830015)= 0.83109N2=0.8310 /1.8=4.60810(7)得接触疲劳寿命系数= 0.90 =0.95(8)按失效概率为1%，接触疲劳强度的最小安全系数S=1.0 ，则两齿轮材料的许用接触应力分别为 1=540 MPa 2= = =522.5 MPa2)计算(1)试计算小齿轮分度圆直径，以较小值=522.5 MPa代入 d2.32=2.32= 84.2 mm(2)计算圆周速度v V=(d1n1)/601000=(3.1484.2192)/601000=0.846m/s(3)
38、齿宽 b= d=184.2= 84.2 mm (4)齿宽与齿高之比 b/h: 模数: m= d/ Z=84.2/20=4.21齿高: h=2.25 m=2.254.21=9.5 b/h=84.2/9.5=8.87(5)载荷系数:根据v=0.864 m/s ，8级精度. 得动载系数Kv=1.12直齿轮，假设KaFt/b100 N/mm.得Kha =Kfa=1.2得使用系数Ka=18级精度时，小齿轮相对支承对称布置时 KH=1.12+0.18(1+0.62) 2+0.2310b =1.12+0.18(1+0.612)12+0.231084.2=1.487由b/h=8.87， KH=1.427 得KF=1.35，故载荷
