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設計參數 題 號 參 數3-A3-B3-C3-D生產率Q(t/h)15162024提升帶的速度,(m/s)1.82.02.32.5提升帶的高度H,(m)32282722提升機鼓輪的直徑D,(mm)400400450500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，工作載荷穩定，傳動機構中有保安裝置(安全聯軸器)。4. 工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時傳動簡圖1-電動機 2-聯軸器 3-減速器 4-聯軸器 5-驅

2、動鼓輪 6-運料斗 7-提升帶一 設計容1. 電動機的選擇與運動參數計算；2. 斜齒輪傳動設計計算3. 軸的設計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設計計算說明書的編寫二 設計任務1 減速器總裝配圖一2 齒輪、軸零件圖各一3 設計說明書一份三 設計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設計3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核與草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制與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、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的

3、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。基本符合題目所需的要求。計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比與其分配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、輸入功率、輸入轉矩項目電動機

4、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、材料與齒數1） 材料與熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），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z120，大齒輪齒數z263的；4） 選取螺旋角。初選螺旋角142 按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于

5、高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算按式試算，即1） 確定公式的各計算數值（1） 試選Kt1.6（2） 由圖1030選取區域系數ZH2.433（3） 由表107選取尺寬系數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計算應力循環次數N160n1jLh60287.41（163008）7.0410e8 N2N1/3.342.2410e8（8） 由圖1019查得接

6、觸疲勞壽命系數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與模數（4） 計算縱向重合度=0.318120tan14=1.59（5） 計算載荷系數K。已知載荷平穩，所以取KA=1根據v=2.75m/s,7級精度，由圖108查得動載系數=1.03；由表104查的的計算公式和直齒輪的一樣，故=1.42由表

7、1013查得由表103查得。故載荷系數=11.031.41.42=2.05（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得=mm=51.57mm(7)計算模數=mm=2.5mm3 按齒根彎曲強度設計由式(1017) mn1） 確定計算參數（1） 計算載荷系數=11.031.41.36=1.96（2） 根據縱向重合度=1.59，從圖1028查得螺旋角影響系數0.88（3） 計算當量齒數z1=z1/cos=20/cos14=21.89 z2=z2/cos=63/cos14=68.96（4） 查取齒型系數由表105查得YFa1=2.83；Yfa2=2.3（5） 查取應力校正系數由表

8、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。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正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正。3） 計算

9、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） 齒輪主要幾何參數以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。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，調質處理。根據表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3

10、5mm。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 MVCFNHA MVB Fa2 FNHD Fr

11、2 Fr3 Fa3 MH T如圖受力簡圖，按脈動循環應力考慮，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，調質處理，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）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a.由于聯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，則軸

12、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，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壁的距離取19.7mm、軸承與箱體壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承

13、寬17mm，定為40.7mm。e.該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度與聯軸器安裝尺寸，定為57mm。f.該段由聯軸器孔長決定為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） 據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度-直徑445755497255長度825045671222.75滾動軸承的選擇與計算I軸：1 求兩軸承受到的徑向載荷5、 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，所以載荷系數為，故當量

14、載荷為5） 軸承壽命的校核，查設計手冊得Cr=54200NII軸：6、 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，所以載荷系數為，故當量載荷為5） 軸承壽命的校核,查設計手冊得Cr=59000NIII軸：7、 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,查設計手冊得e=0.37由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為5） 軸承壽命的校核，查設計手冊得Cr=132000N鍵聯接

15、的選擇與校核計算（一） 高速軸上的鍵聯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軸器的諸多優點，所以考慮選用它。二、 高速軸用聯軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，計算轉矩為所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由于聯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TL

16、5（GB4323-84）其主要參數如下：材料HT200公稱轉矩軸孔直徑，軸孔長，裝配尺寸半聯軸器厚（1P163表17-3）（GB4323-84）三、 第二個聯軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，計算轉矩為所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）其主要參數如下：材料HT200公稱轉矩軸孔直徑軸孔長，裝配尺寸半聯軸器厚（1P163表17-3）（GB4323-84）減速器附件的選擇通氣器由于在室使用，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與墊片M161.5潤滑與密封一、 齒輪的

17、潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，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整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。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決定。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