機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計一斗式提升機(jī)傳動用二級斜齒圓柱齒輪同軸式減速器

1、一斗式提升機(jī)傳動用二級斜齒圓柱齒輪同軸式減速器設(shè)計參數(shù) 題 號 參 數(shù)3-a3-b3-c3-d生產(chǎn)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(jī)鼓輪的直徑d,(mm)400400450500說明: 1. 斗式提升機(jī)提升物料：谷物、面粉、水泥、型沙等物品。2. 提升機(jī)驅(qū)動鼓輪(圖2.7中的件5)所需功率為 3. 斗式提升機(jī)運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定，傳動機(jī)構(gòu)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小時傳動簡圖1-電動機(jī) 2-聯(lián)軸器 3-減速器 4-聯(lián)軸器 5-驅(qū)動鼓輪 6-運料斗

2、 7-提升帶一 設(shè)計內(nèi)容1. 電動機(jī)的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算3. 軸的設(shè)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(shè)計計算說明書的編寫二 設(shè)計任務(wù)1 減速器總裝配圖一張2 齒輪、軸零件圖各一張3 設(shè)計說明書一份三 設(shè)計進(jìn)度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 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(jī)的選擇1 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式y(tǒng)（ip44）系列的電動機(jī)。2

3、電動機(jī)容量的選擇1） 工作機(jī)所需功率pw 電動機(jī)的輸出功率pdpw/pd3.53kw3 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇nd（i1i2in）nw初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)4電動機(jī)型號的確定由表201查出電動機(jī)型號為y132m1-6,其額定功率為4kw，滿載轉(zhuǎn)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(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：inm/nwnw85.94i11.172 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(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項 目電動機(jī)軸高速軸i中

4、間軸ii低速軸iii鼓 輪轉(zhuǎn)速（r/min）960960287.486.186.1功率（kw）43.963.843.723.69轉(zhuǎn)矩（nm）39.839.4127.6412.6409.3傳動比113.343.341效率10.990.970.970.99傳動件設(shè)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)z267的；4） 選取螺旋角。初選螺旋角142 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速

5、級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算按式（1021）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)ze189.8mpa（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1600mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim2550mpa；（7） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n160n1jlh60287.41（163008）6.6210e8 n2n1/3.341.9810e8（8） 由圖1

6、019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(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（1012）得 h10.95600mpa570mpa h20.98550mpa539mpa hh1h2/2554.5mpa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=mm=61.27mm（2） 計算圓周速度v=0.92m/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=0.92m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.03；由表104查的的計算公式和直齒輪的相同

7、，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=66.55mm(7)計算模數(shù) =mm=3.23mm3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)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(dāng)量齒數(shù)z1=z1/cos=20/cos14=21.89 z2=z2/cos=67/cos14=73.34（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得yfa1=2.724；yfa2=

8、2.233（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得ysa1=1.569；ysa2=1.757（6） 計算f由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪彎曲強(qiáng)度極限；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。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=0.0126=0.0147 大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計計算取=2.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑=66.55mm來計算應(yīng)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146mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不

9、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=70mm，b1=75mm。5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。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(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設(shè)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=112,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(jié)構(gòu)設(shè)計1） 擬定軸上零件的裝配方案 i. i-ii段軸用于安裝軸承30306，故取直徑為30mm。ii. ii-iii段安裝套筒，直徑30mm。iii. iii-iv段安

10、裝小齒輪，直徑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30mm。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42mm。2. iii-iv段用于安裝小齒輪，長度略小于小齒輪寬度，為73mm。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67mm。5. vi-viii長度為42mm。4 求軸上的載荷 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如圖受力簡圖，按脈動循環(huán)應(yīng)力考慮，取=0.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)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5精確校核軸的疲勞強(qiáng)度(1)由于截面處受的載荷較大，直徑較小，所以為危險截面。（2）截面的左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩m為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得、。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取，因，。經(jīng)插值后得，。又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)，故有效應(yīng)力集中系

12、數(shù)按式（附表3-4）為由附圖3-2得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為碳鋼的特性系數(shù)，取，于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得故可知其安全（3）截面的右側(cè)抗彎截面系數(shù)w按表15-4的公式計算 抗扭截面系數(shù) 彎矩m及彎曲應(yīng)力為 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。i軸：1 作用在齒輪上的力, 2 初步確定軸的最小直

13、徑3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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(jī)，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機(jī)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(yīng)達(dá)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(biāo)準(zhǔn)化，定為40mm。e.為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)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35m

14、m。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18.25mm，該段長度定為18.25mm。b.該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。c.該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為75mm，定為73mm。d.該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。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42mm4 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6。軸的計算應(yīng)力查表15

15、-1得，因此，故安全iii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(jié)構(gòu)設(shè)計1） 軸上零件的裝配方案2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度-直徑455255607255長度825045671222.754.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度查表15-1得，因此，故安全滾動軸承的選擇及計算i軸：1 求兩軸承受到的徑向載荷5、 軸承30206的校核1） 徑向力2） 派生力，查設(shè)計手冊得y=1.6，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當(dāng)量載荷，查設(shè)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(dāng)量載荷為5） 軸承壽命的校核，查設(shè)計手冊得cr=54200nii軸：6、

16、 軸承30306的校核1） 徑向力2） 派生力,查設(shè)計手冊得y=1.9，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當(dāng)量載荷,查設(shè)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(dāng)量載荷為5） 軸承壽命的校核,查設(shè)計手冊得cr=59000niii軸：7、 軸承30211的校核1） 徑向力2） 派生力，查設(shè)計手冊得y=1.4，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當(dāng)量載荷,查設(shè)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(dāng)量載荷為5） 軸承壽命的校核，查設(shè)計手冊得cr=132000n鍵聯(lián)接的選擇及校核計算（一） 高速軸上的鍵聯(lián)接由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵分別

17、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(shè)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(shè)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。二、 高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，計算轉(zhuǎn)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(jī)相連，其孔徑受電動機(jī)外伸軸徑限制，所以選用tl5（gb4323-84）其主要參數(shù)如下：材料ht200公稱轉(zhuǎn)矩軸孔直徑

18、，軸孔長，裝配尺寸半聯(lián)軸器厚（1p163表17-3）（gb4323-84）三、 第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，計算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(biāo)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，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一

19、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(shè)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(shè)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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。設(shè)計小結(jié)由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)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(shè)計中避免很多不必要的工作，有能