1、設計一斗式提升機傳動用二級斜齒圓柱齒輪同軸式減速器題目要求及設計時間安排未找到目錄項。設計參數(shù) 題 號 參 數(shù)-3生產(chǎn)率Q(t/h)12提升帶的速度,(m/s)2.3提升帶的高度H,(m)27提升機鼓輪的直徑D,(mm)450說明: 1. 斗式提升機提升物料：谷物、面粉、水泥、型沙等物品。 2. 提升機驅(qū)動鼓輪(圖2.7中的件5)所需功率為 3. 斗式提升機運轉方向不變，工作載荷穩(wěn)定，傳動機構中有保安裝置(安全聯(lián)軸器)。 4. 工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時。 5允許的速度誤差為5%。傳動簡圖1-電動機 2-聯(lián)軸器 3-減速器 4-聯(lián)軸器 5-驅(qū)動鼓輪 6-運料斗 7-提

2、升帶(一) 設計內(nèi)容i. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；ii. 斜齒輪傳動設計計算iii. 軸的設計iv. 滾動軸承的選擇v. 鍵和連軸器的選擇與校核；vi. 裝配圖、零件圖的繪制vii. 設計計算說明書的編寫(二) 設計任務a) 減速器總裝配圖一張b) 齒輪、軸零件圖各一張c) 設計說明書一份(三) 設計進度i. 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算ii. 第二階段：軸與軸系零件的設計iii. 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制iv. 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫電動機的選擇1 電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式

3、Y（IP44）系列的電動機。2 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率Pw 電動機的輸出功率PdPw/Pd2.77kW3 電動機轉速的選擇nd（i1i2in）nw初選為同步轉速為1000r/min的電動機4電動機型號的確定由表121查出電動機型號為Y132S-6,其額定功率為3kW，滿載轉速960r/min?；痉项}目所需的要求。計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：inm/nwnw60v/ 97.66i9.832 合理分配各級傳動比由于減速箱是同軸式布置，所以i1i2=。各軸轉速、輸入

4、功率、輸入轉矩項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III鼓 輪轉速（r/min）960960305.797.497.4功率（kW）32.972.882.792.77轉矩（Nm）29.829.589.9273.7271傳動比113.143.141效率10.990.970.970.99傳動件設計計算1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z263的；4） 選取螺旋角。初選螺旋角142 按齒面接觸

5、強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式試算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選Kt1.6（2） 由圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH2.433（3） 由表107選取尺寬系數(shù)d1（4） 由圖1026查得10.75，20.85，則121.60（5） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE188.9Mpa（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1680MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2610MPa；（7） 由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60287.41（163008）7.0410e8 N2N1/3.342.241

6、0e8（8） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.95；KHN20.98（9） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.95680MPa646MPa H20.98610MPa598MPa HH1H2/2=622MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=mm=54.78mm（2） 計算圓周速度v=2.75m/s（3） 計算齒寬b及模數(shù)（4） 計算縱向重合度=0.318120tan14=1.59（5） 計算載荷系數(shù)K。 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=2.75m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.03；由表104查的的計算

7、公式和直齒輪的相同，故 =1.42 由表1013查得由表103查得。故載荷系數(shù) =11.031.41.42=2.05（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=51.57mm(7)計算模數(shù) =mm=2.5mm3 按齒根彎曲強度設計由式(1017) mn1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)=11.031.41.36=1.96（2） 根據(jù)縱向重合度=1.59，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) 0.88（3） 計算當量齒數(shù)z1=z1/cos=20/cos14=21.89 z2=z2/cos=63/cos14=68.96（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得YFa1=2.8

8、3；Yfa2=2.3（5） 查取應力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.74（6） 計算F由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪彎曲強度極限；由圖5-19,Yn1=Yn2=1，Yst=2,Yx1=Yx21.0。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由（10-12）得 （7） 計算大、小齒輪的并加以比較=0.0103=0.0112 大齒輪的數(shù)值大。2） 設計計算取=2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=51.57mm來計算應有的齒數(shù)。于是由，取，則4 幾何尺寸計算1） 計算中心距a圓整后取107mm2） 按圓整后的中心距修

9、正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑4） 計算齒輪寬度 ，圓整后取B2=52mm，B1=60mm。5） 齒輪主要幾何參數(shù),=79, u=3.14, m=2 , d, dd, da=,軸的設計計算II軸：1 初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取=110于是得2 求作用在齒輪上的受力已知大齒輪分度圓直徑，小齒輪分度圓直徑，。而，,；，3 軸的結構設計1） 擬定軸上零件的裝配方案 i. I-II段軸用于安裝軸承30305，故取直徑為25mm。ii. II-III段安裝套筒，直徑25mm。iii. III-IV段安裝小齒輪，直徑

10、35mm。iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為45mm。v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為35mm。vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為25mm。2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1. I-長度為16mm。2. III-IV段用于安裝小齒輪，長度略小于小齒輪寬度，為57mm。3. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為110mm。4. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為49mm。5. VI-VIII長度為42mm。4 求軸上的載荷 A B C D 59.2 164.5 53.7 FNVA FNVD Ft3Ft2 MV MVC FNHA MVB Fa2 FNHD

11、 Fr2 Fr3 Fa3 MH T如圖受力簡圖，按脈動循環(huán)應力考慮，取=0.6按彎扭合成應力校核軸的強度，校核截面B、C。校核B截面由d=35mm，可得，校核C截面，軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1得，。故安全I軸：1 作用在齒輪上的力, 2 初步確定軸的最小直徑3 軸的結構設計1） 確定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a.由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。b.考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。c.該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角

12、，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。d.該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。e.為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。f.軸肩固定軸承，直徑為42mm。g.該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。各段長度的確定：各段長度的確定從左到右分述如下：a.該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬17mm，該段長度定為17mm。b.該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為10mm。c.該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短3mm，齒輪寬為60mm，定為57mm。d.該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取19.7mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤

13、滑），軸承寬17mm，定為40.7mm。e.該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。f.該段由聯(lián)軸器孔長決定為44mmIII軸1 作用在齒輪上的力;2 初步確定軸的最小直徑3 軸的結構設計2） 軸上零件的裝配方案3）-直徑445755497255長度825045671222.75滾動軸承的選擇及計算I軸：1 求兩軸承受到的徑向載荷1、 軸承30207的校核1） 徑向力2） 派生力，查設計手冊得Y=1.6，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當量載荷，查設計手冊e=0.37由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為5） 軸承壽命的校核，查

14、設計手冊得Cr=54200NII軸：2、 軸承30305的校核1） 徑向力2） 派生力,查設計手冊得Y=1.9，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當量載荷,查設計手冊得e=0.31由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為5） 軸承壽命的校核,查設計手冊得Cr=59000NIII軸：3、 軸承30211的校核1） 徑向力2） 派生力，查設計手冊得Y=1.4，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當量載荷,查設計手冊得e=0.42由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為5） 軸承壽命的校核，查設計手冊得Cr=132000N鍵聯(lián)接的選擇及校核計算（一） 高速軸

15、上的鍵聯(lián)接由軸的設計計算可知所選平鍵分別為bhL=8740由公式6-1，取有輕微沖擊bhL=12870 (二)中速軸上的鍵聯(lián)接由軸的設計計算可知所選平鍵分別為bhL=10870 bhL=10863 (三)低速軸上的鍵聯(lián)接由軸的設計計算可知所選平鍵分別為bhL=14980 bhL=181163 連軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。一、 高速軸用聯(lián)軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉矩為所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）其主要

16、參數(shù)如下：材料HT200公稱轉矩軸孔直徑，軸孔長，裝配尺寸半聯(lián)軸器厚（1P163表17-3）（GB4323-84）二、 第二個聯(lián)軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉矩為所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84）其主要參數(shù)如下：材料HT200公稱轉矩軸孔直徑 軸孔長， 裝配尺寸半聯(lián)軸器厚（1P163表17-3）（GB4323-84）減速器附件的選擇通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M181.5油面指示器選用游標尺M16起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片M161.5潤滑與密封一、 齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低

17、速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。二、 滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。三、 潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。四、 密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。設計小結由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。參考資料目錄1機