1、攀枝花學院本科學生課程設計任務書題目15垂直斗式提升機傳動裝置設計1、課程設計的目的本課程設計為學生提供了一個既動手又動腦，自學，查資料，獨立實踐的機會。將本學期課本上的理論知識和實際有機的結合起來，鍛煉學生實際分析問題和解決問題的能力，提高學生綜合運用所學知識的能力，裝配圖、零件圖的設計繪圖能力。2、課程設計的內(nèi)容和要求傳動裝置簡圖：i垂宜斗式提升機1一料斗*2減速器*3滾筒*4一帶傳動豐5電動機1)、己知條件機器功用由料斗把散狀物料提升到一定高度。工作情況單向工作，有輕微振動。運轉要求滾筒轉速誤差不超過7%。使用壽命8年，每年300天，每天16小時。檢修周期半年小修，兩年大修。生產(chǎn)廠型中小

2、型機械制造廠。生產(chǎn)批量中批生產(chǎn)。2)設計原始數(shù)據(jù)見下表3)要求：設計題目號12345678910滾筒圓周力/kN4455566688滾筒圓周速度/(m/s)1.11.30.91.11.30.91.11.30.91.1滾筒直徑/mm350350360360360380380380400400完成傳動系統(tǒng)與傳動裝置的設計計算。完成各類零件的設計、選擇計算。認真計算和制圖，保證計算正確和圖紙質(zhì)量。按預定計劃循序完成任務。按學校規(guī)定格式書寫說明書，交電子和紙質(zhì)文檔3、主要參考文獻所學相關課程的教材機械設計課程設計機械設計手冊電動機手冊4、課程設計工作進度計劃準備階段(1天)設計計算階段(3天)減速器的

3、裝配圖一張(4天)繪零件圖三張(3天)編寫設計說明書(3天)答辯或考察階段。(1天)注：任務書由指導教師填寫指導教師(簽字)日期年月日教研室意見:年月日學生(簽字)接受任務時間：年月日程設計（論文）指導教師成績評定表題目名稱圓錐-圓柱雙級減速器評分項目分值得分評價內(nèi)涵工作表現(xiàn)20%01學習態(tài)度6遵守各項紀律，工作刻苦努力，具有艮好的科學工作態(tài)度。02科學實踐、調(diào)研7通過實驗、試驗、查閱文獻、深人生產(chǎn)實踐等渠道獲取與課程設計有關的材料。03課題工作量7按期圓滿完成規(guī)定的任務，工作量飽滿。能力水平35%04綜合運用知識的能力10能運用所學知識和技能去發(fā)現(xiàn)與解決實際問題，能正確處理實驗數(shù)據(jù)，能對課題

4、進行理論分析，得岀有價值的結論。05應用文獻的能力5能獨立查閱相關文獻和從事其他調(diào)研；能提岀并較好地論述課題的實施方案；有收集、加工各種信息及獲取新知識的能力。06設計（實驗）能力，方案的設計能力5能正確設計實驗方案，獨立進行裝置安裝、調(diào)試、操作等實驗工作，數(shù)據(jù)正確、可靠；研究思路清晰、完整。07計算及計算機應用能力5具有較強的數(shù)據(jù)運算與處理能力；能運用計算機進行資料搜集、加工、處理和輔助設計等。08對計算或?qū)嶒灲Y果的分析能力（綜合分析能力、技術經(jīng)濟分析能力）10具有較強的數(shù)據(jù)收集、分析、處理、綜合的能力。45%09插圖（或圖紙）質(zhì)量、篇幅、設計（論文）規(guī)范化程度5符合本專業(yè)相關規(guī)范或規(guī)定要求

5、；規(guī)范化符合本文件第五條要求。10設計說明書（論文）質(zhì)量30綜述簡練完整，有見解；立論正確，論述充分，結論嚴謹合理；實驗正確，分析處理科學。11創(chuàng)新10對前人工作有改進或突破，或有獨特見解。成績指導教師評語指導教師簽名：年月曰目錄TOCo1-5hz設計題目2系統(tǒng)中體方案的確定2電動機的選擇3傳動比的分配3各軸的轉速,功率和轉矩4V帶的設計計算5齒輪的設計計算6軸的設計計算13軸的校核16十軸承的校核21十一鍵的選擇和校核23十二減速器箱體的設計25十三聯(lián)軸器的選擇和潤滑26十四參考文獻26設計心得體會集設計小結二級圓柱齒齒輪輪減速器設計題目：垂直斗式提升機傳動裝置設計原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F

6、=4000N運輸帶工作速度V=1.1m/s卷筒直徑D=350mm工作條件：一班制，連續(xù)單向運轉，有輕微振動。使用期限：八年，大修期兩年，小修期半年（每年300天，每天16小時）。生產(chǎn)廠型：中小型機械制造廠。生產(chǎn)批量：中批生產(chǎn)。動力來源：電力，三相交流（220V/380V）。運輸帶速度允許誤差：7%設計工作量：1、減速器裝配圖一張；2、零件圖三張（一張軸零件，一張齒輪零件，一張箱蓋零件）；3、設計說明書一份。系統(tǒng)中體方案的確定系統(tǒng)中方案：電動機傳動系統(tǒng)執(zhí)行機構初選傳動方案,如下：系統(tǒng)方案總體評價：方案是二級展開式圓柱齒輪的減速裝置，由于齒輪相對于支承不對稱布置，軸應具有較大的剛度，用于載荷平穩(wěn)的

7、場合。齒輪容易加工，精度也容易把握，應用廣泛。軸向尺寸和徑向尺寸都比較合理，工藝性比較好，傳動比比較合適！工作過程：首先由電動機輸出轉矩，通過帶傳動將轉矩傳遞到齒輪一上，再通過高速級齒輪嚙合減速后將動力傳到齒輪三上，再由下一級齒輪嚙合減速后將動力傳遞到卷筒上，最后卷筒帶動運輸帶工作。在此過程中，兩對齒輪嚙合時速度的變化是最關鍵的，正確嚙合以及傳動比穩(wěn)定是影響工作性能和精度的決定性條件！結構分析：本機構由一個電動機，傳動帶，四個齒輪，聯(lián)軸器，卷筒，運輸工作帶主要構成，其中還包括三根軸和八個軸承。三電動機的選擇確定電動機的有效功率工作機所需的有效功率為P=F*V=400(X1.1=4400w電動所

8、需功率Pd=P/nV帶傳動效率：S=06齒輪的效率為：n2=0.98聯(lián)軸器的效率：5=0.99滾筒的效率：5=0.96滾動軸承的效率：匕=0.98所以估計傳動系統(tǒng)的總效率為口=y224=0808則pd=pri=5.446(KW)確定電動機的轉速由公式nw=60000v/兀d=60.024r/min推算電動機的轉速的范圍nd取帶的傳動比為2-4，二級減速器的傳動比為8-40。則電動機轉速的可選范圍為：nd=i帶*i減*入=960.386r/min-9603.864r/min查機械設計課程設計表9-39選擇電動機型號選擇方案1四傳動比的分配P=4.4KWn=0.808Pd=5.446KWi=23.

9、99i帶=2.4亠額定功率電動機轉速r/min萬電動機型質(zhì)量kg案號Ped/kW同步滿載g1Y112S-45.515001440682Y112S1-25.53000290064計算總的傳動比i=nd/nw=1440/60.024=23.99傳動比的分配取i帶=2.4，i齒=i/i帶=10,h=3.61.i2=i齒/h=2.77五各軸的轉速，功率和轉矩轉速：nm=1440r/min厲=nm/i帶=600r/minn2=ni/i1=166.20r/minn3=n2/i2=60.00r/min功率：R二巳1=5.4460.96=5.228KWP2=P125=5.2280.980.98=5.021KW

10、P3二P225=5.0210.980.98=4.822KWp4二p335=i1i2二nm門1-n2二n3=P二P2:P3=巳：二1440r/min600r/min166.2r/min:60r/min扭矩:T49550R95505.228_,66009550P2=95505.021,n2A166.29550P395504.822n3-609550P495504.678T1T2二T3N.MT1T2T3T4六V帶的設計計算i帶=2.4計算功率Pca=KaP,由教材表87查得工作情況系數(shù)Ka=1.3,又有電動機功率P=5.5KW，Pca-1.35.5=7.15KW，電動機滿載轉速為1440r/min.

11、參照教材圖811,選取A型V帶，取主動輪dd112mm，所以從動輪dd2“帶dd1=2.4112=268.8mm取dd2=269PCadd1dd2-7.15KW=112mm二269mm檢驗速度V二dd1nd.1dd.28=1.76（2）查取齒形系數(shù)由教材表10-5查得YFa1=2.72,YFa2=2.22（3）查取應力校正系數(shù)由教材表10-5查得Ysa1=1.57,Ysa2=1.77（4）由教材圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500Mpa，大齒輪為fE2=380Mpa由教材圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.88，Kfn2=0.90；計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安

12、全系數(shù)S=1.4,由教材式10-12得JKFNFE10.88X：500n”fc,ccnf占F，-MPa314.28MPaS1.4riKfn2fe20.9漢380屛2FN2FE2MPa244.29MPaS1.4（7）計算大小齒輪的FaSaQfYFa1YSa1-Fa1-Sa1-0.01359竹1314.28YFa2Ysa22.221.77Sa-0.01608f】2244.29大齒輪數(shù)值大設計計算mn=3.16K=1.76F1-314.28MPaF2=244.29MPaYFa1YSa1E=0.01359YFa2YSa2心2=0.01608276x83212x10mn翠2X0.016082.13mm仆

13、222對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑mz有關，可取彎曲強度算得摸數(shù)2.5mm可滿足彎曲強度，按接觸強度得的分度圓直徑dr=69.56mm。算出小齒輪齒數(shù)d169.56廿zi=27.82取Zr=28mn2.572=1=3.5928=100.52取z2=1013.幾何尺寸計算計算中心距a=（乙+z2）疋mn/2=（28+101）漢2.5/2=161.25mm（1）計算大小齒輪的分度圓直徑d1=z）x;mn=28J2.5=70mmd2=z2Hmn=1

14、01漢2.5=252.5mm（2）計算齒輪寬度b=0（=仆70=70mm圓整后取B2=70mm,B!=75mm計算第二對齒輪：（一）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)類型：圓柱直齒輪精度：7級材料：由教材表10-1選擇，小齒輪均選用40Cr（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度為280HBS大齒輪材料45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者相差40HBS4選擇小齒輪的齒數(shù)乙=26，大齒輪齒數(shù)Z2=267.77=72.02，取z2=72。（二）按齒面接觸強度設計由教材設計計算公式10-9a進行計算mn=2.5mm乙=28Z2=101a=161.25mmd1=70mmd2=252.5mmB2=70mmB!=75mm乙

15、=26z2=72dit_2.32KtT2dLU（三）2”Hiin1=600MPa；H|im2=550MPaN1=3.8294108N2=1.3824108KHN1二Hlim1S二0.96600二576Mparht=576MpaL_H12=539Mpai確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3（2）計算小齒輪轉速由前面的計算可知T1（3）查教材表10-7得d-1（4）查教表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa蟲（5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二出山1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限-hlim2=550MPa（6）由教材式10-13計

16、算應力循環(huán)次數(shù)N60n1jLh=60166.21（1830016）=3.82941082=/2.77=3.8294108/2.77=1.3824108（7）由教材圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，Khn1=0.96，Khn2二0.98（8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,由教材公式10-12得d1t=92.46mmv二1.40m/s=Khnqh2=0.98550=539MpaS2計算（1）計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得11.6411.64d1t-2.3231.3觀51032771（189539（2）計算圓周速度“如J92.46288.5譏十。認60100060

17、1000（3）計算齒寬b及模數(shù)mntb=ddit=192.46=92.46mmmnt=d1t/乙=92.46/26=3.56mmh=2.25m”=2.253.56=8.01mmb/h=92.46/8.01=11.54（5）計算載荷系數(shù)K根據(jù)v=1.40m/s,7級精度，由教材圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.06;直齒輪KhKf：.=1;由教材表10-2查得使用系數(shù)Ka=1.25;由教材表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.43；由教材表10-13查得=1.4所以載荷系數(shù)K=KaKvKh-Kh廣1.251.0611.43=1.89（6）按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直

18、徑由教材（10-10a）得d1=d1t（%丁=92.46氣：18%3=104.83mm（7）計算模數(shù)mn二djz1=104.83/26=4.03（三）按齒根彎曲強度設計b=92.46mmmnt二3.56mmh=8.01mmb/h=11.54Ka=1.25KV=1.06Kh：.-Kf：.二1Kh：=1.43Kf1.4K=1.89di=104.83mmmn二4.032KT1YYf：Ys：mn-3dZ12；十確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K二KaKVKf：Kf1.251.0611.4=1.86（2）查取齒形系數(shù)由教材表10-5查得YFa1=2.60,YFa2=2.24K=1.86（3）查取應力校正系

19、數(shù)由教材表10-5查得YSa1=1.60,YSa2=1.75（4）由教材圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限二fe1=500Mpa，大齒輪為二fe2=380Mpa由教材圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFNi=0.90,KFN2=.91;計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由教材式10-12得-F1-F1KFN1FE1S0.95001.4MPa=321MPa匸f1=321MPaKFN2；-FE2S0.91380MPa=247MPa1.460MPa，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。根據(jù)教材式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取:=0.6-ca|22Mi(T2

20、)2W9069772(0.6767500)20.1x723=27.25MPa60MPa結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠十軸承的校核軸承的預期計算壽命Lh=230016=9600h1輸入軸上軸承的校核（1）求兩個軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知Fnh1=944.7N,Fnh2T432.3NFnv1=344N,Fnv2=521N所以Fr1F2NH1FNV1二944.723442=1005.4NFr2二.F2nh2FnV2二J432.325212=1524.1N（2）計算軸承的軸向力又因為Fa=0，所以就有X=1,0C=56800N查教材表13-6取沖擊載荷因數(shù)fp=1.2（3）計

21、算軸的壽命R二彳卩以汗“Fa1）=1.211005.4=1206.5NP2=fp(X2Fr2丫2Fa2)=1.211524.1=1828.9N所以Lh110660n106(56800f60600(1206.5)=2898414!-LhLh210660n（C宀代（畿宀832094Lh二9600hFr1=1005.4NFr2=1524.1NP=1206.5NP2=1828.9NLh1=2898414hLh2=832094h所以軸承滿足壽命要求。2中間軸上軸承的校核（1）求兩個軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知FNH1=7250N,FnH2=5863.7NFnvi=-2638N,Fnv2=-213

22、4.5N所以Fri二.F2nhifNVi二.725022638?=7715.0NFr2=F2nh2fNv2二5863.722134.56240.1N計算軸承的軸向力又因為Fa=0，所以就有X=1,0C=56800N查教材表13-6取沖擊載荷因數(shù)fp=1.2計算軸的壽命R二,Fa1)=1.217715=9258NFNH1=7250N,FnH2=5863.7NFnvi=-2638N,Fnv2=-2134.5N所以Fri二.F2nhifNVi二.725022638?=7715.0NFr2=F2nh2fNv2二5863.722134.56240.1N計算軸承的軸向力又因為Fa=0，所以就有X=1,0C

23、=56800N查教材表13-6取沖擊載荷因數(shù)fp=1.2計算軸的壽命R二,Fa1)=1.217715=9258NP2=fP(X2Fr2丫2Fa2)=1.216240.1=7488.1N所以Lh1106(C106(56800)360n_(P1)-60166.2(9258)=23158.5h-LhLh210660n106(56800f60166.2(7488.1)=43767.1h-LhFr1=7715NFr2二624Q1NP=9258NP2二7488.1NLh1=23158.5hLh2=43767.1h所以軸承滿足壽命要求。（三）輸出軸上軸承的校核（1）求兩個軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知

24、Fnh1=8441N,Fnh2=4672.7NFNV1=5093N,FNv2-320.5N所以Fr2二F2NH2FNV24672.72320.52二4683.7NFr1=9858.5N巳二4683.7NFr1fF2NH1fN/1八8441250932=9858.5N（2）計算軸承的軸向力又因為Fa=0，所以就有X=1,Y=0C=81800N查教材表13-6取沖擊載荷因數(shù)fp=1.2（3）計算軸的壽命P=11830.2NP=11830.2NR=fp（X1Fr1Fa1）=1.219858.5=11830.2Np2二fp(X2Fr2丫2Fa2)=1.214683.7=5620.4Np2二fp(X2F

25、r2丫2Fa2)=1.214683.7=5620.4NLhi10660n10(81800)3=91829.3h-Lh606011830.2P2二5620.4NLh1=91829.3hLh2=856358.7hLh210660n106(818006060(5620.4)3=856358.7h-Lh所以軸承滿足壽命要求。十一鍵的選擇和校核1輸入軸上聯(lián)軸器處的鍵（1）確定鍵的類型和尺寸bh=87L=63mmbh=87L=63mm由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由機械設計課程設計表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑d=25mm時鍵取為bh=87。參照普通平鍵的長度系列，取鍵長L=63m

26、m（2）強度驗算2T由教材式（6-1）cp=一_；pdlk式中T=8.321104Nmmd=25mm丨=Lb=638=55mmk=0.5h二0.57=3.5；p=110MPa；F=34.53MPabh=149L=56mm；p=110MPa；F=34.53MPabh=149L=56mm由教材表15-1查取許用擠壓應力為二p=110MPa2X8.321X10r1、/卄口沖弄趕+匚f：MPa=34.53MPa：tp1,滿足強度要求。3.5汽55漢252中間軸上鍵鍵1（1）確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由機械設計課程設計表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑d=44m

27、m時鍵取為bh=149。參照普通平鍵的長度系列，取鍵長L=56mm（2）強度驗算2T由教材式（6-1）=-；.dlk式中T=2.885105Nmmd=44mm丨=L-b=56-14=42mmk=0.5h=0.59=4.5；p=110MPa；p=110MPa由教材表15-1查取許用擠壓應力為；p=110MPa22.8851054.54244=69.38MPa：!p1,滿足強度要求。鍵2（1）確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由機械設計課程設計表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑d=44mm時鍵取為bh=149。參照普通平鍵的長度系列，取鍵長L=90mmd0。參照普

28、通平鍵的長度系列，取鍵長L=80mm。(2)強度驗算2T由教材式(6-1)CTp=乞bppdlkp式中T=7.67505Nmmd=50mm丨=Lb=8016=64mmk=0.5h=0.5疋10=5由教材表15-1查取許用擠壓應力為rp=110MPa5=27.67510MPa=95.94MPabp】,滿足強度要求。5x64x50p十二減速器箱體的設計由機械設計課程設計表4-17箱座壁厚：取3=12mm箱蓋壁厚：=12mm箱座凸緣厚度：b=1.56=18mm箱蓋凸緣厚度：b2=1.5=1.5x12=18mm箱座底凸緣厚度：b2=2.56=2.5x12=30mm地腳螺釘直徑：df=20mm地腳螺釘通孔直徑：df=22mm地腳螺釘數(shù)目：n=6沉頭座直徑：D。-40mm底座凸緣尺寸=q+9=46mm箱體箱蓋連接處凸緣尺寸Bx=54mm軸承旁凸臺處的半徑R=0=20mm軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：di=0.75df=0.75漢20=15mm取d16mm機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑：d2=(0.50.6)df=10-12mm取d2=12mmbxh=16x10L=80mmp=110MParF=95.94MPa6=12mm6=12mmb=18mmd=18mmb2=30mmdf=20mmdf=22mmn=6D0=40mmG+o=46mmB=54mmR1=G=20mmd16mmd2=12mm定位銷