[毕业设计精品]垂直斗式提升机传动装置设计

1、本科课程设计摘 要机械设计课程设计是高校工科相关专业学生首次进行完整综合的机械设计，通过设计实践，树立正确的设计思想；初步培养学生对机械工程设计的独立工作能力；使学生具有初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；使学生借助于计算机掌握机械运动、动力分析和设计的基本方法和步骤，为今后的设计工作打下良好基础；培养团结合作、相互配合的工作作风。我通过对设计任务分析，综合比较后确定采用二级展开式圆柱斜齿轮传动方案。该传动方案满足工作机的性能要求，适应较差工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。原动机部分为y系列三相交流异步电动机。通过对传动件（如齿轮）、轴和轴承的综合设计，学会

2、选择键和联轴器，考虑润滑条件和成本等因素，培养了设计思想的大局观，提高了设计能力。 关键词 电动机，两级展开式减速器，轴，齿轮目 录 一 课程设计的内容和要求-3二 电动机的选择-4三 各轴的转速,功率和转矩-5四 v带的设计与计算-7五 齿轮的设计计算-9六 轴的设计与计算-16七 键的选择和校核-20八 轴的校核-22九 轴承的校核-28十 联轴器的选择和润滑-30十一 减速器箱体的设计-31十二 参考文献-32一、 课程设计的内容和要求1、题目：垂直斗式提升机传动装置设计2、课程设计的目的本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑，自学，查资料，独立实践的机会。将本学期课本上的理论知识和实际

3、有机的结合起来，锻炼学生实际分析问题和解决问题的能力，提高学生综合运用所学知识的能力，装配图、零件图的设计绘图能力。3、课程设计的内容和要求1.传动装置简图：2己知条件(1)机器功用 由料斗把散状物料提升到一定高度。(2)工作情况 单向工作，有轻微振动。(3)运转要求 滚筒转速误差不超过7。(4)使用寿命 8年，每年300天，每天16小时。(5)检修周期 半年小修，两年大修。(6)生产厂型 中小型机械制造厂。(7)生产批量 中批生产。3.设计原始数据：滚筒圆周力5kn滚筒圆周速度0.9(m/s) 滚筒直径360mm4.要求： (1)完成传动系统与传动装置的设计计算。(2)完成各类零件的设计、选

4、择计算。(3)认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。(4)按预定计划循序完成任务。(5)按学校规定格式书写说明书，交电子和纸质文档。二 电动机的选择已知：滚筒直径d=360mm,滚筒圆周速度速度v=0.9m/s.滚筒圆周力f（n）=5kn 按工作条件和需求，先选用常用的y系列的三相异步电动机。 1确定电动机的有效功率工作机所需的有效功率为p=f*v=5000n0.9m/s=4500w电动所需功率= p/ v带传动效率： =0.96齿轮的效率为：=0.98 联轴器的效率：=0.99滚筒的效率： 滚动轴承的效率：所以估计传动系统的总效率为 =0.808 则=p/=5.569 (kw) 2确定电动

5、机的转速由公式n= =47.77r/min 推算出电动机的转速的范围取带的传动比为24，齿轮的总传动比为840。则电动机转速的可选范围为：n=i i n=764.327643.2 符合这一条件的电动机转速有：1500r/min,1000r/min查表4.12-1得：两种电动机的可选方案如下表示序号电动机型号额定功率/kw同步转速(r/min)满载转速（r/min）总传动比1y132m-47.51500144030.142y160m-67.5100097020.31综上，选择电动机y160m-6，额定功率7.5kw，满载转速n=970r/min,最大转矩2.0；3传动比分配：电动机满载转速n=9

6、70r/min；那么，机构总传动比i=n/nw=970/47.77=20.31； 取带传动传动比= 2.03（i10合理）则齿轮的传动比为 分配齿轮各级的传动比：按展开式布置，高速级传动比i=及i =i/i得两级圆柱齿轮减速器低速器的传动比i=2.77 高速器传动比i=3.61二、 各轴的转速,功率和转矩1、转速 1轴(高速轴) =477.8r/min2轴(中间轴) =132.35r/min3轴(低速轴) =47.78r/min滚筒轴 = = 47.78r/min2、功率：1轴 5.5690.96=5.346kw 2轴 =5.134 kw3轴 =4.931kw滚筒轴 =4.784 kw 3、扭

7、矩=9550 =54.829n.m= = 则运动的动力参数计算结果见下表：轴名功率p（kw）转矩t（nm）转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴5.6954.8299702.033.612.770961轴5.346106.85477.82轴5.134370.45132.350983轴4.931985.5147.78098滚筒轴4.784956.1447.781099四 v带设计与计算1原始数据及设计内容传动比，传递功率p：p=5.569kw，转速：n=970r/min，电动机型号为y160m6；工作条件：单向工作，有轻微振动，使用期限为8年。中等批量生产，单班制工作，滚筒转速误差

8、不超过7。设计内容：确定带的截型，长度，根数，传动中心距，带轮基准直径及结构尺寸等。2设计步骤1确定计算功率计算功率是根据传递的功率p，并考虑到载荷的性质和每天运转的时间长短等因数的影响而确定的。即 式中： 计算功率，单位为kw；传递的额定功率，单位为kw；工作情况系数表，由教材表8-7查得工作情况系数=1.3，=5.5691.3=7.24 kw2选择带型根据计算功率和转速n查教材机械设计表8-11选择带型为普通b型v带型3确定带轮基准直径由教材表8-8取主动轮直径为=125mm则，从动轮的基准直径为=1252.03254mm 因为标准直径，所以就取=250mm验算带的速度=m/s, 带速合适

9、。 4确定窄v带的基准长度的传动中心距根据, 初选取中心距为=125+250=375mm。计算带需的长度=mm查表8-23选取得带的基准长度为=1400 mm则实际中心距a为mm mm 5计算主动轮上的包角= 因为大于1200 满足条件 6计算窄v带的根数z 由，=125mm，i =2.03，查教材表8-4a和表8-4b得：=1.64 kw，=0.3kw 查表8-5得:=0.953， =0.90，则， 取z=5根。7计算预紧力 查表8-3得q=0.18kg/m， 8计算作用在轴上的压轴力=617.94n 五、齿轮的设计与计算1高速级齿轮：1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 由传动简图可选用直

10、齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 材料选择,查表10-1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 选小齿轮齿数=22由=3.61 大齿轮齿数=792按齿面接烛强度设计设计公式： 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩n.m 由查表10-7选取齿宽系数由查表10-6查得材料的弹性影响系数由查教材图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮接触疲劳强度极限；计算应力循环次数 由查教材图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.93；=0.97计算接触疲劳许用应力取失效概率为

11、1%，安全系数s=1，得取失效概率为1%，安全系数s=1，由教材公式10-12得1.试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值=70.15 2.计算圆周速度v 3.计算齿宽b 4. 计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高5.计算载荷系数 根据1.75m/s，7级精度，由查图10-8查得动载荷系=1.03；查教材表10-3得，；由表10-2查得使用系数;由表10-8查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时，查教材表10-13得 所以载荷系数 6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 7.计算模数 3按齿根弯曲强度设计 1.查取齿形系数由教材表10-5查得2.查取应力校正系数由教材表10-5查得3. 由

12、教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮为4.由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ，；5.计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数s=1.4,由教材式10-12得 6.计算载荷系数k 7.计算大小齿轮的大齿轮数值大8.设计计算.对比计算结果,由齿面接舳疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的系数,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决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲强度算得的模数2.36并圆整为标准值2.5,按接触强度算得的分度圆直径.算出小齿轮齿数,取;大齿轮齿数,取 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足

13、了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免破费。4几何尺寸计算1. 分度圆直径2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 圆整后取2计算第二对齿轮：1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 由传动简图可选用直齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 材料选择,查表10-1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 选小齿轮齿数=26由大齿轮齿数=652按齿面接烛强度设计设计公式： 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩n.m 由查表10-7选取齿宽系数由查表10-6查得材料的弹性影响系数由查教材图10-

14、21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮接触疲劳强度极限；计算应力循环次数 由查教材图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.97；=0.99计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由教材公式10-12得 1.试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值=106.97 2.计算圆周速度v 3.计算齿宽b 4. 计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高5.计算载荷系数 根据0.741m/s，7级精度，由查图10-8查得动载荷系=1.03；查教材表10-3得，；由表10-2查得使用系数;由表10-4查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时，查教材表10-13得 所以载荷系数 6.按实际的载荷系数校

15、正所算得的分度圆直径，由式得 7.计算模数 5.2.3按齿根弯曲强度设计 1.查取齿形系数由教材表10-5查得2.查取应力校正系数由教材表10-5查得3. 由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮为4.由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ，；5.计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数s=1.4,由教材式10-12得 6.计算载荷系数k 7.计算大小齿轮的大齿轮数值大8.设计计算.对比计算结果,由齿面接舳疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的系数,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决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲强

16、度算得的模数3.17并圆整为标准值3.5,按接触强度算得的分度圆直径.算出小齿轮齿数,取;大齿轮齿数,取 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免破费。4几何尺寸计算1. 分度圆直径2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 圆整后取验算传动比：所以满足设计要求。六、轴的设计计算1高速轴(齿轮轴)已知，。1选轴的材料与齿轮1的材料相同为调质。2初步估算轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40cr调质处理。根据教材表15-3，取，于是得，由于开了一个键槽，所以，取26mm3.轴的机构设计设计如下图所示：（1）根据轴向定位的

17、要求确定轴上各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在12段的右边加了一个轴套，所以，23段为过度轴，取2）初步选取轴承，由于是直齿轮，所以选用深沟球轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查机械设计手册选用6307型轴承所以，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知，56断的直径为齿轮的齿顶圆直径，所以，。轴段12：与带轮相配处，带轮轮毂长l=75mm.取mm;轴段23：为过度段，；轴34：轴承段，根据查表可知；轴段45：考虑56段齿轮与中间轴上齿轮2啮合：；轴段56：取决于齿轮的尺宽， 轴段67：考虑与箱壁的距离轴段78：装轴承的轴段，查表可得2中间轴已知，。1选轴的材料选用材料为45

18、钢调质。2初步估算轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40cr调质处理。根据教材表15-3，取，于是得。3轴的结构设计如下图所示：（1） 各轴段直径的确定因为轴的最小轴与轴承相配合，所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小值，选用深沟球轴承。查机械设计课程设计表9-16（gb/t297-1994），根据上面计算的，选择轴承的型号为6308，其尺寸为所以，根据查表得台阶处轴的直径，34段装齿轮，取，45段为轴环取（2）各段轴长度的确定轴段12：由轴承宽度和实际位置确定， 轴段23：考虑齿轮三和齿轮四的啮合和齿轮轮毂与轴的安装轴段34：轴环，取轴段45：考虑与齿轮一

19、的啮合和齿轮轮毂与轴的安装取轴段56：由轴承宽度和实际位置确定， 3低速轴已知 1选轴的材料选用材料为45钢调质。2 初步估算轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢，调质处理。根据教材表15-3，取110，于是得，由于开了一个键槽，所以轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查教材表14-1取，又代入数据得查机械设计课程设计表9-21（gb/t4323-1984），选用hl5型弹性柱销联轴器。联轴器的孔径d=55mm,所以2.轴的机构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长

20、度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在78段的左边加了一个轴套，所以2）初步选取轴承，选用深沟球轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查机械设计课程设计表9-16（gb/t297-1994）选用6313型轴承所以，轴承的右端上一个台阶，轴肩的高度 取5mm，34段为轴环，右轴承左端用轴肩定位，查表得67段为过度段取，。 （2）各段轴长度的确定轴段12:取决于轴承的宽度轴承与箱壁的距离，齿轮与箱壁的距离 轴段23: 由齿轮宽度和保证啮合确定轴段34:轴环处轴段45:由其他段决定轴段56: 由轴承宽度确定轴段67：段过度段取轴段78：半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不

21、压在轴的端面上，所以长度应取短些，取。七.键的选择及强度校核1高速轴键选择及校核1确定键的类型及尺寸一般7级精度的齿轮有定心精度要求，应选用a型圆头普通平键联接对于安装带轮以及键处轴径，由机械设计课程设计表9-14（gb/t1095-1979）查得键的截面尺寸：b=8mm,h=7mm.参照带轮轮毂长l=75mm，及普通平键长度系列得键长.2强度验算 由教材式（6-1）式中 由教材表15-1查取许用挤压应力为，满足强度要求。 键标记为：键 860 gb/t 1095-19792中间轴键选择及校核1确定键的类型及尺寸一般7级精度的齿轮有定心精度要求，应选用a型圆头普通平键联接对于安装键处轴径，由，

22、由机械设计课程设计表9-14（gb/t1095-1979）查得键的截面尺寸：b=14mm,h=9mm.普通平键长度系列得键长，2强度验算 由教材式（6-1）式中 由教材表15-1查取许用挤压应力为，满足强度要求。 键标记为：键 14 gb/t 1095-197918 gb/t 1095-19793低速轴键的选择及校核1.齿轮处1确定键的类型及尺寸一般7级精度的齿轮有定心精度要求，应选用a型圆头普通平键联, 对于安装键处轴径，机械设计课程设计表9-14（gb/t1095-1979）查得键的截面尺寸：b=20mm,h=12mm.普通平键长度系列得键长.2强度验算 由教材式（6-1）式中 由教材表1

23、5-1查取许用挤压应力为，满足强度要求。 键标记为：键 20gb/t 1095-19792.联轴器处3确定键的类型及尺寸选用单圆头普通平键联接（a型）对于安装联轴器处轴径,查得键的截面尺寸：b=16mm,h=10mm.,参照轴段长度和键的长度系列取键长l=70mm.4强度验算 由教材式（6-1）式中 由教材表15-1查取许用挤压应力为，满足强度要求。 键标记为：键b 1670 gb/t 1095-1979八 轴的校核1 输入轴的校核1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作

24、用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。将计算出的危险截面处的的值列入下表：载荷水平面h 垂直面v支反力f玩矩m总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为40cr钢调质，由教材表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取轴的计算应力结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。2 中间轴的校核1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。将计算出的危险截面处的的值列入下

25、表：载荷水平面h 垂直面v支反力f玩矩m总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为45钢调质，由教材表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够3 输出轴的校核1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。将计算出的危险截面处的的值列入下表：载荷水平面h 垂直面v支反力f玩矩m总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为

26、45钢调质，由教材表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够九 轴承的校核轴承的预期计算寿命1 输入轴上轴承的校核 （1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以（2）由于轴承只受径向力查教材表13-5得对两个轴承 查教材表13-6取冲击载荷因数（三）计算轴的寿命所以所以轴承满足寿命要求。2 中间轴的校核（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以（2）由于轴承只受径向力查教材表13-5得对两个轴承 查教材表13-6取冲击载荷因数（三）计算轴的寿命所以所以轴承满足寿命

27、要求。3、 输出轴上轴承的校核（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以（2）由于轴承只受径向力查教材表13-5得对两个轴承 查教材表13-6取冲击载荷因数（三）计算轴的寿命所以所以轴承满足寿命要求。十.联轴器的选择和润滑联轴器选择为hl5型弹性柱销联轴器 gb/t 501419851齿轮的润滑因齿轮的圆周速度=(1.5至2)m/s,飞溅润滑3润滑油的选择可选用全损耗系统用油lan186, 开口闪点不于210度,凝点不高于0度.十一 减速器箱体的设计由机械设计课程设计表4得箱座壁厚： 箱盖壁厚：箱座凸缘厚度： 箱盖凸缘厚度： 箱座底凸缘厚度： 地脚螺钉直径： 地脚螺钉通孔直径：地脚螺

28、钉数目：6 沉头座直径：底座凸缘尺寸=箱体箱盖连接处凸缘尺寸=18+18=36轴承旁凸台处的半径轴承旁联接螺栓直径：机盖与机座联接螺栓直径：定位销直径：大齿顶圆与内机壁距离： 齿轮端面与内机壁距离：箱座肋板的尺寸吊耳环直径 油塞窥视孔长宽视孔盖通气孔视孔盖上的螺钉4 直径 压配式圆形油标 视孔 a型压配式箱座的高度十二 参考文献1 机械设计主编：孙桓 陈作模 高等教育出版社2机械设计手册主编：成大先 化学工业出版社3 机械设计课程设计主编：龚溎义 高等教育出版社4 机械设计课程设计主编：巩云鹏 田万禄 张祖立 东北大学出版社5 机械设计基础课程设计主编：黄晓蓉 中国电力出版社设计小结由于时间紧

29、迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。=0.808=47.77 r/mini=20.31i=10i=3.61i=2.77n=477.8r/min=132.35r/min t=54.829n.m=125mm=250mm=375mm=1400 mmz=5n.m=1.03;n.m=1.03 轴承的型号为6307轴承的型号为6308轴承的型号为6013 ut2apodfxxc02gybkskcww97mrqqwhoj5tl15zt6jip

30、yytycummtarp3v1n5luizi3xh3bhwyreko8d9g7nmzqowpjetldrw08gvs8dsdqqygc3ce7moo2tlf0jf1gk74iuxybmtivr97ckrfvqult5fn2t6mpjr6rbzvpsortzvij5nb5ndvvsr4iwr1twlfkglspzuhrjq3cmzu98euouijdlszqpmvrw9zkupxf8wfug9l2g9277g2rtipa1ypczeuqxpkbhtvdcooqozxuz3vjrzmocijym62zchmeootyes8ebmm932tbz2yo09rtszeys8zrd2yktj8l6jeaz

31、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