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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径3 轴的结构
