西北工业大学斗式提升机设计说明书.doc

2008 届 届 本科毕业设计本科毕业设计 自抓取式皮带斗式提升机的设计 学学 院 部 院 部 湖湖 南南 工工 业业 大大 学学 专专 业 业 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 学学 生生 姓姓 名 名 班班 级 级 学号学号 指导教师姓名 指导教师姓名 职称职称 最终评定成绩最终评定成绩 2008 年 4 月 湖南工业大学本科毕业设计 3 湖南工业大学本科毕业设计 自抓取式皮带斗式提升机的设计 学 院 部 湖南工业大学 专 业 机械设计制造及其自动化 学 号 学 生 姓名 指 导 教师 2008 年 4 月 湖南工业大学本科毕业设计 4 摘 要 斗式提升机广泛地应用于建材 机械 有色金属 粮食等各工业部门 应 用于在垂直方向内或倾斜角度很小时运送散料或碎块物体 斗式提升机的结 构特点是 被运送物料在与牵引件连结在一起的承载构件料斗内 牵引件绕 过各滚筒 形成包括运送物料的有载分支和不运送物料的无载分支的闭合环 路 连续运动输送物体 驱动装置与头轮相连 使斗式提升机获得动力并驱 使运转 张紧装置与底轮相连 使牵引构件获得必要的初张紧力 以保证正 常运转 物料从提升机底部供料 斗式提升机对过载较敏感 斗和带易磨损 斗式提升机的料斗和牵引构件等部分及头轮 底轮安装在密闭的罩壳之内 减少灰尘对周围环境的污染 关键词 斗式提升机 料斗 滚筒 牵引构件 驱动装置 张紧装置 湖南工业大学本科毕业设计 5 ABSTRACT Bucket elevator widely used in building materials machinery nonferrous metals grain and other various industrial sectors applied in vertical direction or angle very hour delivery of bulk material objects or fragments Bucket Elevator is the structural characteristics the materials being transported together with the traction of carrying components of the hopper the traction around the drum pieces including a delivery of materials containing a branch and the non delivery of materials contained The branch closed loop the Movement for conveying objects Drive connected with the first round bucket elevator access to power and driven operation Tensioning device connected with the end of round to obtain the necessary components traction early tension to ensure normal operation Material from the elevator at the bottom for the material Bucket elevator to overload more sensitive Doo and easy to wear with bucket elevator of the hopper and traction components and other parts of the first round bottom round of the Shell installation in confined within the surrounding environment to reduce dust pollution Keyword Bucket elevator hopper drum traction components drives tensioning device 湖南工业大学本科毕业设计 6 目录 前言 7 第 章 斗式提升机的方案设计及基本原理 8 1 1 方案设计 8 1 2 基本原理 8 第 2 章 斗式提升机类型的选择及输送带的受力分 析 10 2 1 斗式提升机输送能力的计算 10 2 2 滚筒的设计计算 12 2 3 输送带张力计算 13 第 3 章 斗式提升机传动系统的设计计算 15 3 1 电动机的选择计算 15 3 1 1 选择电动机的类型和结构形式 15 3 1 2 确定电动机的转速 16 3 1 3 确定电动机的功率和型号 16 3 2 传动 V 带及带轮的设计计算 17 3 2 1 V 带轮及 V 带的设计 17 3 2 2 V 带轮的结构设 计 19 3 3 减速器的设计计算 20 3 3 1 低速级齿轮的设计 22 3 3 2 低速级齿轮的设计 25 3 3 3 齿轮结构的设计 28 3 3 4 轴的设计 29 3 4 联轴器的选择设计 33 3 5 减速器铸造箱体的结构尺寸 34 第 4 章 提升机其它装置的设计 35 4 1 输送带的设计 35 4 2 张紧装置的设计 35 4 3 反转装置的设计 36 4 4 料斗的设计 36 湖南工业大学本科毕业设计 7 4 5 罩壳的设计 37 4 6 滚筒轴承的选择 37 第 5 章 斗式提升机的问题探讨及安全操作与维护保 养 38 5 1 斗提机工作过程中的问题 38 5 2 斗提机设计中的防爆措施 38 5 3 安全操作规程 39 5 4 维护保养 39 5 5 减少事故的发生 40 设计心得 41 主要参考文献 42 致谢 43 湖南工业大学本科毕业设计 8 前言 斗式提升机是一种被普通采用的垂直输送设备 用于运送各种散状和碎块 物料 例如水泥 沙 土煤 粮食等 并广泛地应用于建材 电力 冶金 机 械 化工 轻工 有色金属 粮食等各工业部门 国内斗式提升机的设计制造技术是 50 年代由苏联引进的 直到 80 年代几 乎没有太大的发展 在此期间 虽各行各业就使用中存在的一些问题也作过一 些改进 从 80 年代以后 随着国家改革开发和经济发展的需要 一些大型企业 及重点工程项目引进了一定数量的斗式提升机 从而促进的国内提升机的发展 直到近来 斗式提升机的大型化包括大输送能力 大单机长度和大输送倾角等 几个方面 不少国家正在探索长距离 大运量连续输送物料的更完善的输送机 结构 斗式提升机的优点是 结构比较简单 能在垂直方向或倾角较小范围内运 输物料而横断面尺寸小 占地面积小 能在全封闭罩壳内运行工作 不扬灰尘 避免污染环境 必要时还可以把斗式提升机底部插入料堆中自行取料 斗式提升机也有一些缺点 过载的敏感性大 必须均匀给料 料斗和牵引 构件较易破坏 机内较易形成粉尘爆炸的条件 斗和皮带容易磨损 被输送的 物料受到一定的限制 只适宜输送粉末和中小块状的物体 斗式提升机可以提升的高度位 5 30 米 一般常用范围为 12 20 米 输送 能力在 30t h 以下 一般情况下都采用垂直斗式提升机 当垂直斗式提升机不能 满足工艺要求时 才采用倾斜式斗式提升机 由于倾斜式斗式提升机的牵引构 件在垂度过大时需增设支承牵引构件的装置 而使结构变的复杂 因此 一般 很少采用倾斜式斗式提升机 正确选用料斗的尺寸和形状 运动速度 滚筒与链轮尺寸以及适合于物料 物理性质和提升机工作条件的机首和底座尺寸是斗式提升机能否正常工作的条 件 在设计提升机前 必须分析它的工作条件 特别是对于调整提升机 应研 究物料在料斗内的运动及从物料中抛出的情况 自抓取式皮带斗式提升机又是在以上基础上提出来的 根据设计题目及设 计内容的要求 我们选取的转载方式是掏取式 可实现自抓取 选择橡胶带作 湖南工业大学本科毕业设计 9 为牵引构件 料斗形式为深斗式间隔布置 卸载方式为快速离心式 合起来就 叫自抓取式皮带斗式提升机 自抓取式皮带斗式提升机的设计方案可在以前设 计的提升机基础上对其进行改进 发扬其优点 改进其缺点 进一步完善提升 机的性能 提高其工作能力 第 1 章 斗式提升机的方案设计及基本原理 1 1 方案设计 本次设计的斗式提升机用于提升粮食 小麦 等 由电动机通过皮带传动 经过二级减速器 带动斗式提升机的驱动运转 从而循环运转输送物料 1 2 基本原理 斗式提升机是通过紧固在牵引构件胶带或链条上的许多料斗 并环绕在提 升机上部头轮和下部尾轮之间 构成闭合轮廓 驱动装置与头轮相连 是斗式 提升机的动力部分 可以使头轮轴运动 张紧装置一般和下部尾相连 使牵引 构件获得必要的初张力 以维持牵引构件正常运转 物料从斗式提升机下部机 壳的进料口进入物料 通过流入式或掏取式装入料斗后 提升到头部 在头部 沿出料口卸出 实现垂直方向输送物料的目的 斗式提升机的料斗 牵引构件 及头轮和尾轮等到安装在全封闭的罩壳之内 斗式提升机在下部装料 头部卸料 由于被输送的物料特性差异很大 所 以装料和卸料的方式也就不同 根据物料的特性正确选择装料和卸料的方式 对其工作情况和生产率影响很大 对装料和卸料的要求是 装料均匀 块状物 料直接流入料斗 卸料时物料能正确地进入卸料槽 不返料 物料抛卸中不冲 击罩壳 采用间隔布置料斗的高速斗式提升机 物料过程中不碰撞到前面的料 斗上 斗式提升机有两种装料型式 1 掏取式 由料斗在尾部机壳的物料中掏取装料 对于粉末状 粒状 块状的无磨琢性或半磨琢性的散状物料 由于掏取时不产生很大的阻力 料斗 可以在较高的运动速度 一般为 0 8 2m s 所以它通常和离心式卸料配合应 用 2 流入式 物料直接由进料口流入料斗内装料 对于块度较大和磨琢性 大的物料 由于挖取阻力很大 故采用装入法 料斗运动速度不能太高 通常 湖南工业大学本科毕业设计 10 不超过 1m s 斗式提升机的分类有以下几种 1 按输送物料的方向分为 垂直式和倾斜式 2 按卸载特性分为 离心式 重力式 混合式 3 按料斗的型式分为 深斗式 浅斗式 鳞板式 4 按牵引构件型式分为 带式 板链式 5 按工件特性分为 重型 中型 轻型 斗式提升机的规格是以斗宽表示 目前国产 D 型斗式提升机规格有 D160 D250 D350 D450 四种 HL 型斗式提升机规格化有 HL300 HL400 两种 PL 型斗提升机规格有 PL250 PL350 PL450 三种 大型斗式提升机宽达 800mm 据国外文献介绍 胶带提升机的斗宽已达 1250 毫米 输送量达 1000 吨 时 最大提升高度达 80 米 斗式提升机的优点是 结构比较简单 可在垂直或倾斜方向上提升物料 横断面尺寸小 因而可节约占地面积 并可在全封闭的罩壳内工作 减少灰尘 对周围环境的污染必要时还可把斗式提升机底部插入料堆中自行取料 斗式提升机的缺点是 机内较易形成粉尘爆炸的条件 对过载较敏感 斗 和链易磨损 被输送的物料受到一定的限制 只宜于输送粉状和中小块状的散 货 如粮食 煤 水泥 砂等 但不能在水平方向运送物料 斗式提升机是以牵引型式命名的 并以第一主参数斗宽确定规格大小 如 机械电子工业部颁发的 JB3926 85 垂直斗式提升机 标准中 TH400 环链斗式 提升机 T 提升机的是 Ti H 环链的一并 Huan 斗宽为 400mm 提升机的结构一般有几大部分组成 驱动装置 出料口 上部区段 牵引 件 料斗 中部机壳 下部区段 张紧装置 进料口 检视门 斗式提升机牵引件常用橡胶带 圆环链 套筒磙子链几种型式 从而形成 了三种基本结构型式 新标准中规定了 TD 型 TH 型 TB 型三种结构型式的提 升机 将分别替代国内原 D 型 HL 型 PL 型三种机型 除上述定型产品外 NTD 内斗式提升机是一种内部加料 重力式卸槽 结 构比较新颖的机型 而 ZL 型斗式提升机 DTG 型斗式提升机 牵引件是胶带 无底料 脱水斗式提升机等 因生产量较少 故不一一介绍 湖南工业大学本科毕业设计 11 1 掏取式 2 流入式 第 章斗式提升机类型的选择及输送带的受力分析 根据设计要求 选择斗式提升机的类型是胶带式斗式提升机 即 D 型斗式 提升机 2 1 斗式提升机输送能力的计算 料斗的容积为 i 升 实际容积为 i 升 为小于 1 的填充系数 则单位 长度的荷量为 q a i a 斗距 米 物料容积 吨 米 提升机的输送能力 qv 千克 秒 或 3 6qv 吨 时 由此可得 3 6 v 吨 时 a i 由于在实际生产中供料不均匀 所以计算生产率要大于实际生产率 即 吨 时 k Q k 供料不均匀系数 取 1 2 1 6 取 0 75 湖南工业大学本科毕业设计 12 1 2 吨 米 3 v 1 7 米 秒 N 20 吨 时 K 1 5 Q Nk 1 5 20 30 吨 时 5 45 a i v Q 6 32 175 0 7 16 3 30 根据下表 2 1 选用 D250 型斗式提升机 表 2 1 来自 运输机械手 册第二册 表 2 1 斗提机型式 料斗宽度 毫米 料斗制法 料斗容量 i0 升 料斗间 距 a 毫 米 升 a i 米 S1 103003 67 160 Q0 653002 16 S3 204008 00 250 Q2 604006 67 S7 8050015 60 350 Q7 0050014 00 S 14 50 64022 65 D 型 D 型 450 Q15 0064023 44 表 2 2 D250 型斗式提升机的主要技术性能 D250 斗提机型号 S 制法Q 制法 输送量 米 3 时 21 611 8 料容 量 升 3 22 6 湖南工业大学本科毕业设计 13 斗 间 距 毫米 400 每米长度料斗及胶带重量 公斤 米 10 29 4 宽度 毫米 300 层数 5 输 送 胶 带 外胶层厚度 毫米 1 5 1 5 料 斗 运 行 速 度 米 秒 1 25 传 动 滚 筒 轴 转 速 转 分 47 5 根据设计要求应采用圆弧深斗料斗 所以应选择S 制法 根据上表中的数值核算输送能力 3 6 v 3 6 1 7 1 2 58 75 30 吨 时 a i 4 0 2 3 所选用的斗提机的输送能力大于实际生产中所要求的输送能力 所以选用 的 D250 型斗提机能够满足要求 2 2 滚筒的设计计算 设滚筒的角速度为 w 不计带的厚度 则 v wr 其中 v 滚筒速度 r 滚筒半径 由于在转动过程中 皮带与滚筒之间的相对速度很少 可以不计 所以滚 筒速度进似皮带的速度 根据设计要求 皮带的速度为 1 7 秒 并且能够实现 离心方式卸载 W n 滚筒转速 60 2 n 所以 v wr 1 7 60 2 n 2 D 60 n 得 n 102 D 实现离心方式卸载的条件是 h h 极距 极点到回转中心的距离称为极距 2 D h 2 895 n 湖南工业大学本科毕业设计 14 由此可得 将上面中的 n 代入此式有 2 895 n 2 D D 590 mm 2 1 2 2 895 102 取 D 500mm 进行验算得到 n 64 96r min 60 D v 5 014 3 7 160 h 0 208 m 2 96 64 895 h 0 208 0 225 r 符合离心方式卸载的条件 因为主动轮滚筒的直径较小 所以从动轮滚筒直径取与主动轮直径相等的 值 传动比的计算 i 14 77 为了便于计算 取 i 15 64 96 960 最综确定传动系统的总传动比为 15 得到滚筒的转速为 640 97 r min 将滚筒转速代入上面的滚筒设计计算式中得到滚筒直径为D 500mm 在小 于 590mm 的范围内 所以设计的提升机传动系统的传动比为15 滚筒直 径为 500mm 2 3 输送带张力计算 根据设计任务书的要求 提升时采用装有快速离心式卸料的深斗的带式斗 式提升机 首先带式运行速度为 1 7 米 秒 前面已经选取了 D250 型斗式提升机 料斗的宽度为 160 毫米 通常带子比 斗宽 125 150 毫米 对于设计的提升机取带宽 B 300 毫米 沿环路用逐点张力计算法进行提升机的牵引计算 提升物料的单位长度重量 4 9 公斤 米 7 16 3 30 6 3 Q q 带料斗的带子单位重量 kQ 0 501 30 15 03 公斤 米 空 q 在工作分支上的单位长度载荷 湖南工业大学本科毕业设计 15 4 9 15 03 19 93 公斤 米 空工 qqq 当传动滚筒 图 按顺时针方向转动时 最小张力将在点 2 处 2 S 点 3 处张力为 323 3 08 1 kWSWSS 式中 1 08 带料斗的带子绕过滚筒时张力增大系数 k 11 12 公斤 米 公斤 其中 由比功 qpWW 333 取料阻力 3 p 值 取 1 公斤物料消耗的功 确定的取料系数 当料斗的速度为 1 25 1 8 米 秒时 对粉末状和小物块去取 1 25 2 5 公斤 米 3 p 公斤 因为料斗速度为 1 5 米 秒 所以粉末状或小物块 取 2 公 3 p 斤 米 公斤 在点 4 的张力为 20 59 30 617 7 234 08 1 SHqSSS 工入2 08 1 S 在点 1 的张力为 15 03 30 450 9 HqSSS 空出212 S 2 S 对于有绕性件的摩擦驱动装置 f eSS 出入 当空气潮湿时带子和钢板滚筒之间的 转动滚筒与带子的包角2 0 f 180 所以1 87 14 3 2 0 71 2 f e 则 出入 SS87 1 617 7 1 87 450 9 2 08 1 S 2 S 125 97公斤 2 S 根据正常取料条件 最小张力必须满足下列条件 5 4 9 24 5 公斤 qSS5 min2 取40 公斤 2 S 当带子张力增加时 驱动装置牵引能力的储备也增加 在环路其他各点的张力为 450 9 490 9 公斤 1 S 2 S 3 54 32公斤 3 SWS 2 08 1 617 7 660 9 公斤 24 08 1 SS 对于拉紧滚筒的行程 米6 03002 002 0 Hl拉 附加在端部滚筒上的拉力 40 54 32 94 32 公斤 32 pSS 拉 传动滚筒上的牵引力 湖南工业大学本科毕业设计 16 1 14 140 SSkSSW 660 9 490 9 1 08 1 660 9 490 9 262 144 公斤 式中 k 1 08 考虑传动滚筒阻力系数 第 3 章斗式提升机传动系统的设计计算 传动系统包括电动机 传动皮带 减速器和联轴器 斗提机的传动系统间图如下 图 1 湖南工业大学本科毕业设计 17 图 1 3 1 电动机的选择计算 电动机选择 选择电动机包括选择电动机类型 结构形式 功率 转速 和型号 3 1 1 选择电动机的类型和结构形式 电动机的类型和结构形式应根据电源种类 直流或交流 工作条件 环境 温度等 工作时间的长短 连续或间歇 及载荷的性质 大小 起动性能和过载 情况等条件来选择 工业上一般采用三相交流电动机 Y 系列三相交流异步电动 机由于具有结构简单 价格低廉 维护方便等优点 故其应用最广 当转动惯量 和启动力矩较小时 可选用 Y 系列三相交流异步电动机 在经常启动 制动和反 转 间歇或短时工作的场合 如起重机械和冶金设备等 要求电动机的转动惯 量小和过载能力大 因此 应选用起重及冶金用的 YZ 和 YZR 系列三相异步电动 机 电动机的结构有开启式 防护式 封闭式和防爆式等 可根据工作条件来选 择 Y 系列电动机的技术数据和外形尺寸参见下表 1 和表 2 Y 系列电动机 摘自 JB T8680 1 1998 为全封闭自扇冷式笼型三相异步 电动机 是按照国际电工委员会 IEC 标准设计的 具有国际互换性的特点 用于空气中不含易燃 易炸或腐蚀性气体的场所 适用于电源电压为 380V 无特 湖南工业大学本科毕业设计 18 殊要求的机械上 如机床 泵 风机 运输机 搅拌机 农业机械 破碎机等 也用于某些需要高启动转矩的机器上 如压缩机 3 1 2 确定电动机的转速 同一功率的异步电动机有同步转速 3000 1500 1000 750r min 等几种 一般来说 电动机的同步转速愈高 磁极对数愈少 外廓尺寸愈小 价格愈低 反之 转速愈低 外廓尺寸愈大 价格愈贵 当工作机转速高时 选用高速电动 机较经济 但若工作机转速较低也选用高速电动机 则这时总传动比增大 会导 致传动系统结构复杂 造价较高 所以 在确定电动机转速时 应全面分析 在 一般机械中 用得最多的是同步转速为 1500r min 或 1000r min 的电动机 3 1 3 确定电动机的功率和型号 电动机的功率选择是否合适 对电动机的正常工作和经济性都有影响 功率 选得过小 不能保证工作机的正常工作或使电动机长期过载而过早损坏 功率 选得过大 则电动机价格高 且经常不在满载下运行 电动机效率和功率因数 都较低 造成很大的浪费 电动机功率的确定 主要与其载荷大小 工作时间长短 发热多少有关 对 于长期连续工作的机械 可根据电动机所需的功率 P 来选择 再校验电动机的 d 发热和启动力矩 选择时 应使电动机的额定功率 P 稍大于电动机的所需功率 P e 即 P P 对于间歇工作的机械 P 可稍小于 P deded 电动机所需功率为 N 21 0 K N 式中 N 电动机功率 千瓦 N0 轴功率 千瓦 减速器传动效率 0 90 2 皮带或开式齿轮传动效率 皮带取 2 0 96 对链传动取 2 0 93 K 功率备用系数 与提升高度有关 当 10 米时 K 1 45 10 20 米时 K 1 25 米时 K 1 15 N 7 28 千瓦 15 1 96 0 90 0 47 5 根据动力源和工作条件 选用一般用途的Y 系列三相交流异步电动机 卧式封闭结构 电源的电压为380V 选 Y160M 6 型电动机 额定功率为 湖南工业大学本科毕业设计 19 7 5 千瓦 同步转速 1000r min 满载转速 970r min 3 2 传动 V 带及带轮的设计计算 在传递动力的过程中 V 带轮及 V 带起者重要的作用 3 2 1 V 带轮及 V 带的设计 3 2 1 1 确定计算功率 Pca 计算功率 Pca是根据传递的功率 P 并考虑到载荷性质和每天运转时间 长短等因素的影响而确定的 即 Pca KAP 1 3 7 5 9 75 Kw 式中 Pca 计算功率 单位为 Kw P 传递的额定功率 单位为 Kw KA 工作情况系数 取 KA 1 3 3 2 1 2 选择带型 根据计算功率 Pca和小带轮的转速 确定选择普通V 带 带型为 A 型 小带轮的基准直径为 dd1 112 145mm 3 2 1 3 确定带轮的基准直径 dd1和 dd2 1 初选小带轮的基准直径 dd1 取 dd1 130mm 2 带的速度 v v1 6 59m s v 在 5 25m s 范围內 带 100060 970130 速合格 3 轮的基准直径 dd2 dd2 idd1 2 130 260 mm 3 2 1 4 确定中心距 a 和带的基准长度 Ld 初步确定中心距 a0 取 0 7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 取 a0 500mm 确定了 a0 根据带传动的几何关系 按下式计算所需带的基准直径 L d L d 2a0 d1d2 d d 2 0 2 12 4a dd dd 湖南工业大学本科毕业设计 20 2 500 260 130 2 5004 130260 2 1000 612 3 8 45 1620 75 选取基准长度 Ld 1621 实际中心距 a 为 a a 0 2 d d LL 500 500 125mm 2 75 16201621 中心距的变动范围为 amin a 0 015Ld amax a 0 03Ld 仍取 a 500mm 3 2 1 5 验算主动轮上的包角 1 1 180 a dd dd12 5 57 120 180 500 130260 5 57 165 05 3 2 1 6 确定带的根数 z Z L ca KKPP P 00 式中 Pca 计算功率 单位为 Kw 式中 Ka 考虑包角不同时的影响系数 取 Ka 0 96 KL 考虑带的长度不同是的影响系数 取 KL 0 96 P0 单根 V 带的基本额定功率 取 P0 1 40 P0 计入传动比的影响时 单根 V 带本额定功率的增量 取 P0 0 11 Z 6 77 根 L 96 0 96 0 11 0 40 1 75 9 取 Z 7 根 湖南工业大学本科毕业设计 21 3 2 1 7 确定带的预紧力 F F0 F 0 2 1 5 2 500 qv KZv Pca 式中 Ka 考虑包角不同时的影响系数 取 Ka 0 96 q 带单位长度的质量 取 q 0 10 kg m F 175 48 N 0 2 35 6 10 0 1 96 0 5 2 735 6 75 9500 3 2 1 8 计算作用在其上的压轴力 带对轴的压力 Fp 是设计带轮所在的轴与轴承的依据 为了简化计算 可近 似按两边的预紧力的合力来计算 如下图所示 0 F a b V 带对轴的压力 Fp Fp 2 Z F sin 2 7 175 48 sin 2436 91 0 2 1 2 05 165 3 2 2 V 带轮的结构设计 3 2 2 1 V 带轮的材料 在工程上 V 带轮的材料通常为灰铸铁 当带速 v 300 mm 的场合 d 因为 所以 小带轮采用腹板式结构 大带轮采mmdmmd dd 250 125 21 用腹孔式结构 如下图所示 小带轮腹板式 大带轮腹孔式 3 3 减速器的设计计算 减速器中的轴承都选用深沟球轴承 现在对传动比进行分配 总传动比为15 V 带传动的传动比为 2 则 减速箱二级齿轮传动的总传动为7 5 为了便于二级圆柱齿轮减速器采用 浸油润滑 当二级齿轮的配对的材料相同 齿面硬度HBS 350 齿宽系 数相等时 考虑齿面接触强度接近相等的条件 取高速级传动比为 2 91 12 i i 3 15 73 1 低速级传动比为 2 4 32 i 12 i i 12 3 5 7 为了便于设计计算 对传动比进行修正取 3 2 4 12 i 32 i 传动系统各轴的转速 功率和转矩计算如下 湖南工业大学本科毕业设计 23 轴 电动机轴 n0 970r min P0 7 28Kw T0 72 42N m9550 960 28 7 1 轴 减速器高速轴 n 485 r min 1 0 i n 2 970 6 9888 Kw 101 PP96 0 28 7 137 61 N m 485 9888 6 95509550 1 1 1 n P T 2 轴 减速器中速轴 161 67 r min 3 485 12 1 2 i n n 6 9888 0 99 0 97 6 71 Kw 3212 PP 396 37 N m 67 161 71 6 95509550 2 2 2 n P T 3 轴 减速器低速轴 73 486 r min 4 2 161 67 23 2 3 i n n 6 71 0 99 0 97 6 44 Kw 4223 PP 836 92 N m 73 486 6 44 95509550 3 3 3 n P T 4 轴 滚筒轴 n4 n3 64 688 r min 6 44 0 99 0 99 6 31 Kw 5434 PP 931 56 N m 64 688 6 31 95509550 4 4 4 n P T 标准直齿圆柱齿轮的设计计算 根据工作条件 一般用途的减速器采用闭式软齿面传动 提升机为一般工作 机械 速度不高 选用 级精度 此减速器采用二级传动 两对齿轮的传动比都 不大 所以选用小齿轮用同一种材料 大齿轮用同一种材料 材料选择 小齿轮 40cr 调质处理 HBS 280 1 大齿轮 45 钢 调质处理 HBS 240 2 两齿轮齿面硬度差为 40HBS 符合软齿面传动的设计要求 湖南工业大学本科毕业设计 24 小齿轮 40cr 大齿轮 45 钢 根据设计要求 高速级齿轮 输入功率为 6 9888KW 小齿轮转速为 480r min 传动比为 3 低速级齿轮 输入功率为 6 44KW 小齿轮转速为 192r min 传动比为 2 2 工作寿命 15 年 每年工作 300 天 两班制 3 3 1 高速级齿轮的设计 确定齿数 小齿轮齿数 20 大齿轮齿数 i 3 20 60 取 Z2 60 1 Z 2 Z 1 Z 2 按按齿面接触强度设计 d 2 32 1 3 2 1 1 H E d Z u uTKt 1 确定公式内的计算值 1 载荷系数 Kt 1 3 2 小齿轮的传递的转矩 T 9 55 10 9 55 10 7 361 10 N mm 1 6 1 1 n p 6 480 7 3 5 3 选取齿宽系数 1 d 4 得材料的弹性影响系数弹性系数 Z 189 8 E MPa 5 查 机械设计 得两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为 小齿轮 的接触疲劳极限 600 MPa 大齿轮的接触疲劳极限 550 MPa 1limH 2limH 6 计算应力循环次数 N1 60 j Lh 60 480 1 2 8 300 15 2 073 109 1 n N2 2 073 10 2 5 8 094 10 88 7 得接触疲劳寿命系数 0 90 0 95 1HN K 2HN K 8 按失效概率为 1 接触疲劳强度的最小安全系数 S 1 0 则两齿轮材 料的许用接触应力分别为 1 550MPa H 1HN K S H1lim 1 600 090 2 542 5 MPa H 2HN K S H2lim 1 550 95 0 2 计算 1 试计算小齿轮分度圆直径 以较小值 522 5 MPa 代入 t d1 H 2H 湖南工业大学本科毕业设计 25 d 2 32 t 1 3 2 1 1 H E d t Z u uTK 2 32 60 44 mm 3 2 5 5 522 8 189 5 2 15 2 1 107 3613 1 2 计算圆周速度 v V d1 n1 60 1000 3 14 60 44 480 60 1000 1 52m s 3 齿宽 b d 1 60 44 60 44 mm d t 1 4 齿宽与齿高之比 b h 模数 m d Z 60 44 24 2 52 1t 11 齿高 h 2 25 m 2 25 2 52 5 67 b h 60 44 5 67 10 67 1 5 载荷系数 根据 v 1 52 m s 8 级精度 得动载系数 Kv 1 12 直齿轮 假设 Ka Ft b 100 N mm 得 Kha Kfa 1 2 得使用系数 Ka 1 有 8 级精度 小齿轮相对支承对称布置时 KH 1 12 0 18 1 0 6 2 2 0 23 10 b d d 3 1 12 0 18 1 0 6 12 12 0 23 10 60 44 1 514 3 由 b h 10 67 KH 1 514 得 KF 1 35 故载荷系数 K Ka Kv Kha KH 1 1 12 1 2 1 514 2 034 按实际的载荷系数校正所的分度圆直径 d d 60 44 66 99 1t 1 3 kt k 3 3 1 1 766 计算模数 m d1 Z 66 99 24 2 79 1 3 按齿根弯曲强度设计 m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT 1 确定公式内各值 1 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 380MPa FE2 2 有弯曲疲劳寿命系数 0 85 0 88 1FN K 2FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 湖南工业大学本科毕业设计 26 弯曲疲劳安全系数 S 1 4 1 303 57 MPa F 1FN K S FE1 4 1 500 85 0 2 KFN2 238 86 MPa F S FE2 4 1 380 88 0 4 计算载荷系数 K K Ka Kv KFa kF 1 1 12 1 2 1 35 1 814 5 查取齿形系数 得 2 86 2 226 1Fa Y 2Fa Y 6 查取应力校正系数 得 1 58 1 764 1Sa Y 2Sa Y 7 计算大 小齿轮的并加以比较 F YsaYfa 2 86 1 58 303 57 0 0148 1 11 F SaFa YY 2 226 1 764 238 86 0 01644 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数据大 2 设计计算 m 1 963 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT 3 2 5 01644 0 241 01 7 3611 814 2 对比计算结果 有齿面接触疲劳强度计算的模数 m 小于齿根弯曲疲劳强度 计算的模数 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿面接触疲劳强度所确定的承载能力 仅与齿轮直径有关 可取由齿面接触 强度算得的模数 并就近圆整为标准值 m 2 2mm 按接触疲劳强度算得的分 度圆直径 d1 66 99 mm 算出小齿轮的齿数 Z1 d1 2 2 66 99 2 2 30 45 30 Z2 u Z1 2 2 30 66 4 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d mz 2 2 30 66mm 11 d mz 2 2 66 145 2mm 22 齿顶高 h h m 1 2 2 2 2 mm a a 齿根高 h h c m 1 0 25 2 2 2 75 mm f a 湖南工业大学本科毕业设计 27 全齿高 h h h 2 2 2 75 4 95 mm af 齿顶圆直径 d d 2 h 66 2 2 2 70 4 mm 1a1a d d 2 h 145 2 2 2 2 149 6 mm 2a2a 齿根圆直径 d d 2 h 66 2 2 75 60 5 mm 1f1f d d 2 h 145 2 2 2 2 75 139 15mm 2f2f 中心距 a d d 2 105 6 mm 12 齿宽 b d 66 mm B1 72 B2 68 d 1 5 验算 Ft 2T1 d1 2 7 361 104 66N 2265N Ka Ft b 1 2265 68 33 31N mm 100 N mm 符合要求 3 3 2 低速级齿轮的设计 1 确定齿数 小齿轮齿数 z1 20 大齿轮齿数 Z2 u z1 2 4 20 44 取 Z2 44 2 按按齿面接触强度设计 d 2 32 1 3 2 1 1 H E d Z u uTKt 1 确定公式内的计算值 1 载荷系数 Kt 1 3 2 小齿轮的传递的转矩 T 9 55 10 9 55 10 17 90 10 N mm 1 6 1 1 n p 6 192 6 3 5 3 选取齿宽系数 1 d 4 得材料的弹性影响系数弹性系数 Z 189 8 E MPa 5 查 机械设计 得两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为 小齿轮 的接触疲劳极限 600 MPa 大齿轮的接触疲劳极限 550 MPa 1limH 2limH 6 计算应力循环次数 N1 60 j Lh 60 192 1 2 8 300 15 0 83 109 1 n N2 0 83 10 1 8 4 608 10 88 7 得接触疲劳寿命系数 0 90 0 95 1HN K 2HN K 8 按失效概率为 1 接触疲劳强度的最小安全系数 S 1 0 则两齿轮材 料的许用接触应力分别为 湖南工业大学本科毕业设计 28 1 540 MPa H 1HN K S H1lim 1 600 090 2 522 5 MPa H 2HN K S H2lim 1 550 95 0 2 计算 1 试计算小齿轮分度圆直径 以较小值 522 5 MPa 代入 t d1 H 2H d 2 32 t 1 3 2 1 1 H E d t Z u uTK 2 32 84 2 mm 3 2 5 5 522 8 189 2 2 12 2 1 1017 903 1 2 计算圆周速度 v V d1 n1 60 1000 3 14 84 2 192 60 1000 0 846m s 3 齿宽 b d 1 84 2 84 2 mm d t 1 4 齿宽与齿高之比 b h 模数 m d Z 84 2 20 4 21 1t 11 齿高 h 2 25 m 2 25 4 21 9 5 b h 84 2 9 5 8 87 1 5 载荷系数 根据 v 0 864 m s 8 级精度 得动载系数 Kv 1 12 直齿轮 假设 Ka Ft b 100 N mm 得 Kha Kfa 1 2 得使用系数 Ka 1 8 级精度时 小齿轮相对支承对称布置时 KH 1 12 0 18 1 0 6 2 2 0 23 10 b d d 3 1 12 0 18 1 0 6 12 12 0 23 10 84 2 1 487 3 由 b h 8 87 KH 1 427 得 KF 1 35 故载荷系数 K Ka Kv Kha KH 1 1 12 1 2 1 427 1 875 按实际的载荷系数校正所的分度圆直径 d d 84 2 95 55 1t 1 3 kt k 3 3 1 1 918 计算模数 m d1 Z 95 55 20 4 77 1 3 按齿根弯曲强度设计 湖南工业大学本科毕业设计 29 m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT 1 确定公式内各值 1 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 380MPa FE2 2 有弯曲疲劳寿命系数 0 85 0 88 1FN K 2FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 弯曲疲劳安全系数 S 1 4 1 303 57 MPa F 1FN K S FE1 4 1 500 85 0 2 KFN2 238 86 MPa F S FE2 4 1 380 88 0 4 计算载荷系数 K K Ka Kv KFa kF 1 1 12 1 2 1 35 1 854 5 查取齿形系数 得 2 65 2 226 1Fa Y 2Fa Y 6 查取应力校正系数 得 1 58 1 764 1Sa Y 2Sa Y 7 计算大 小齿轮的并加以比较 F YsaYfa 2 65 1 58 303 57 0 0137 1 11 F SaFa YY 2 226 1 764 238 86 0 0164 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数据大 2 设计计算 m 2 753 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT 3 2 5 01644 0 201 01 17 9 1 917 2 对比计算结果 有齿面接触疲劳强度计算的模数 m 小于齿根弯曲疲劳强度 计算的模数 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿面接触疲劳强度所确定的承载能力 仅与齿轮直径有关 可取由齿面接触 强度算得的模数 并就近圆整为标准值 m 4 mm 按接触疲劳强度算得的分度 圆直径 d1 95 77 mm 算出小齿轮的齿数 湖南工业大学本科毕业设计 30 Z1 d1 m 95 77 4 25 Z2 u Z1 2 2 25 55 4 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d mz 4 25 100mm 11 d mz 4 55 220mm 22 齿顶高 h h m 1 4 4mm a a 齿根高 h h c m 1 0 25 4 5 mm f a 全齿高 h h h 4 5 9 mm af 齿顶圆直径 d d 2 h 100 2 4 108 mm 1a1a d d 2 h 180 2 4 188 mm 2a2a 齿根圆直径 d d 2 h 100 2 5 90 mm 1f1f d d 2 h 180 2 5 170mm 2f2f 中心距 a d d 2 140 mm 12 齿宽 b d 100 mm B1 100 B2 105 d 1 5 验算 Ft 2T1 d1 2 17 9 104 100N 3580N Ka Ft b 1 3580 100 38 80N mm 100 N mm 符合要求 3 3 3 齿轮结构的设计 齿轮的结构设计与齿轮的几何设计尺寸 毛坯 材料 加工方法 使用要求及 经济性等因素有关 进行齿轮的结构设计时 必须综合地考虑上述各方面的因 素 通常是先按齿轮的直径大小 选定合适的结构形式 然后再根据经验数据 进行结构设计 当齿顶圆直径小于 160mm 时 可以做成实心结构的齿轮 但航空产品中的 齿轮 虽齿顶圆直径小于 160mm 也可以做成腹板式的 当齿顶圆直径小于 500mm 时 可以做成腹板式的 腹板上开孔的数目按结构尺寸大小及需要而定 根据齿顶圆直径大齿轮都做成腹板式的结构 而小齿轮都采用实心式的结 构 湖南工业大学本科毕业设计 31 3 3 4 轴的设计 3 3 4 1 选材和确定轴材料的许用应力 选用 45 钢调质处理 根据材料的种类得 590 MPa 55 MPa b b 1 3 3 4 2 低速轴设计 1 估算轴的最小直径 由表 15 3 查取 110 根据公式 15 1 得 0 A d 110 34 91 mm 0 A3 n P 3 67 106 41 3 考虑轴端有一键槽 将上述轴径增大 5 即 34 91 1 05 36 66 mm 2 确定轴的各段直径 外伸端直径 d 42 mm 一般应符合所选联轴器轴孔标准 这里选用 TL7 弹 1 性柱销联轴器 按工艺和强度要求把轴制成阶梯形 有一个阶梯轴 取通过轴承盖轴段的 直径为 d2 48mm 考虑轴承的内孔标准 取 d d 60 mm 两轴承同型号 根据机械设计表 37 15 4 初选深沟球轴承的型号为 6212 直径为 d 的轴段为轴头 且应符合轴径标准系列 取 d 68mm 44 轴环直径 d d 2h 80mm 54 根据轴承安装直径 查手册得 d 68 mm 6 3 3 4 3 高速轴的设计 湖南工业大学本科毕业设计 32 1 估算轴的最小直径 由表 15 3 查取 110 根据公式 15 1 得 0 A d 110 22 72 mm 0 A3 n P 3 480 7 3 考虑轴端有一键槽 将上述轴径增大 5 即 21 72 1 05 24 mm 根据 V 带轮孔径可知最好轴径为 d 26mm 1 2 确定轴的各段直径 按工艺和强度要求把轴制成阶梯形 有一个阶梯轴 取通过轴承盖轴段的 直径为 1 0 07 0 1 2 30 mm 2 d 1 d 考虑轴承的内孔标准 取 d d 45mm 两轴承同型号 初选两端深沟 35 球轴承的型号为 6209 直径为 d 的轴段为轴头 取 d d5 50mm 应符合轴径标准系列 44 3 3 4 4 中速轴的设计 1 估算轴的最小直径 由表 15 3 查取 110 根据公式 15 1 得 0 A d