机械课程设计-斗式提升机传动装置计

1、设计题目 : 斗式提升机传动装置计专 业 : 机械设计制造及其自动化班 级 : A08 机械 （2）班设 计 者 ： 学 号 ： 指导教师 ： 目 录第一章 设计任务-3第二章 电动机的选择和计算-4第三章 齿轮的设计和计算-7第四章 轴的设计和校核-15第五章 轴承的校核计算-25第六章 键的校核计算-27第七章 箱体的设计计算- 27 第八章 减速器附件设计及计算-29 结束语 -30参考资料-30第一章 设计任务斗式提升机的原理是通过运输带传动装置给运输机传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下：1、 原始数据 生产率Q（t/h）Q=25 提

2、升带的速度，（m/s）V=2.0提升带的高度H，（m）H=20提升机鼓轮的直D，（mm）D=500 2、 已知条件1） 斗式提升机的提升物料，谷物，面粉，水泥等提升机驱动鼓轮所需要的功率为PW=QH(1+0.8V)/3672） 斗式提升机运转方向不变，工作载荷稳定，传动机构中有保安装置（安全联轴器）；3） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35左右；4） 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时；5） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3、参考传动方案第二章 电动机的选择和计算第一节 电动机的选择1.选择电动机类型 由于电动机工作环境为室内，灰尘较大，环境做高温度

3、35左右，故选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2.选择电动机容量 电动机所需工作功率按式为 因为 PW=QH(1+0.8V)/367 所以 PW=QH(1+0.8V)/367=25*20(1+0.8*2.0)/367=3.54KW 有电动机至运输带的传动总功率为 式中：1、2、3、4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率。 取 1=0.99（齿轮联轴器），2=0.98（滚子轴承），3=0.97（齿轮精度7级，不包括轴承效率），4=0.98 则=0.96=0. 因此，PP/3.54kw/0.=3.94kw3.确定电动机转速 卷筒工作速度为 n=60*1000*2.0/3.

4、14*450=84.93r/min 按表1（）的传动比合理范围，取二级圆柱齿轮减速器传动比i=840， 故电动机转速的可选范围为 nin(840)X84.93=679.413397符合这一范围的同步转速有1000,1500和3000r/min根据容量和转速，根据容量和转速，根据参考文献机械零件设计课程设计 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社 第339-340页表附表15-1可查得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，其性能见下表表.1方案电动机型号额定功率Ped kw电动机转速 r/min额定转矩同步转速满载转速1Y132S1-25

5、.5300029002.02Y132S-45.5150014402.23Y132M2-65.510009602.04Y132s-15.5150014402.04.电动机的外型和安装尺寸图.2表.2中心高H外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓空直径轴伸尺寸装键部位尺寸13238x8010x33第二节 计算传动装置的总传动比，并分配各级传动比电动机型号为Y132S1-2，满载转速n=2900r/min（1）总传动比 V=2.0m/s,n=vx60x1000/2x3.14r=84.92r/min n/n2900/84.9234.15（2）分配各级传动比 =5.84式中，分别为高速轴齿轮传动和低速轴齿轮传动的

6、传动比同轴式二级齿轮减速器的传动比这样取，其减速器外廓尺寸会比较大第三节 计算传动装置各轴的运动和运动参数 （1）各轴转速 轴 2900r/min轴 2900/5.84497r/min轴 /497/5.84=85.03 r/min卷筒轴 =85.03 r/min(2)各轴输入功率 轴 3.940.993.90kW 轴 23.900.980.973.71kW 轴 23.710.973.52kW 卷筒轴 12=3.520.990.983.42kW各轴输出功率 轴 0.98=3.82 kW 轴 0.98=3.64kW 轴 0.98=3.45kW 卷筒轴 0.98=3.35kW（3）各轴输入转矩 电动

7、机输出转矩 =9550 =95503.94/2900=12.97 Nm 轴输入转矩 轴 =12.970.99=12.85 NmII轴 =12.855.840.980.97=71.31 Nm轴 =71.315.840.980.97=395.88N.m卷筒轴输入转矩 =395.880.98=384.08Nm轴输出转矩 轴 0.98=12.59 Nm轴 0.98=69.88Nm轴 0.98=387.96Nm卷筒轴输出转矩 0.98=376.40Nm运动和动力参数计算结果整理于下表轴名参数 电动机轴 轴轴轴卷筒轴转速（r/min）2900290049785.0385.03功率P(kw)3.543.90

8、3.713.523.42转距T(Nm)12.9712.8571.31395.88384.08传动比i15.845.841效率0.990.95060.94100.9604第三章 齿轮的设计与校核（一）高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=18高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=iZ=5.4518=98.1取Z=99 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的

9、主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则计算应力值环数N=60nj =6029001（163008）=6.681610hN= =60nj =605321(163008) =1.225710h查课本10-19图得：K=0.92 K=0.98齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1:=0.92550=506 =0.98450=441 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95.5104.5837/2900=1.50910N.m3.设计计算小齿轮的

10、分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=32.32mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.251.74=3.915 = =8.255计算纵向重合度=0.318=1.427计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数K=1.1,查课本由表10-4得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231032.32=1.415查课本由表10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =11.11.21.415=1.8678按实际载荷系数校

11、正所算得的分度圆直径d=d=32.32=34计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩15.09kNm 确定齿数z因为是硬齿面，故取z18，zi z5.451898.1传动比误差 iuz/ z98.1/185.45i0.0325，允许计算当量齿数zz/cos18/ cos1419.7 zz/cos99/ cos14108.37 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数KKK K K K=11.11.21.351.782 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.91 Y2.18应力

12、校正系数Y1.53 Y1.79 重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/181/99）cos141.676arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数Y轴向重合度 1.386Y10.84 计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt6.681610h大齿轮应力循环次数N2N1/u1.10 h查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由表10-18得弯曲疲

13、劳寿命系数:K=0.86 K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=34来计算应有的齿数.于是由:z=16.49 取z=17那么z=1725=93 几何尺寸计算计算中心距 a=113.4将中心距圆整为114按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=35.236d=192.766计算齿轮宽度B=圆整的 （二）

14、低速级齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按任务书中所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3）材料选择 由表10-1（） 低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS 3）按第一组齿轮计算结果得出中心距离，因为此减速器是同轴式的所以可以确定中心距离a=114，又因为传动比相同，所以大小齿轮的分度圆直径与第一组齿轮的相同,即d3=d1=36mm,d4=d2=193mm。 4）初选Z3=24,Z4=Z3X5.45=130.8 取130 3.按齿根弯曲强度设计计算

15、模数 弯曲强度的设计公式为 m1） 确定公式内的各计算数值(1)小齿轮传递的转矩76.636kNm(2) 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1(3) 初选螺旋角 初定螺旋角 14（4） 重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/241/130）cos141.65537（5） 螺旋角系数YY10.84（6）由图10-20（）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限（7）由图10-18（）查得小齿轮的弯曲疲劳寿命系数 K=0.86 K=0.91 （8） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得 = （9）计算载荷系数 KK K K K=11.

16、11.21.351.782 （10）查取齿形系数 由表10-5（）查得 Y2.65 Y2.156 查取应力校正系数 由表10-5（）查得 Y1.58 Y1.806（11）计算大、小齿轮的大小，并加以比较 大齿轮的数值较大2） 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，可取弯曲强度算得的模数1.516，并就近圆整为标准值m=1.5，按d3=d1=35，算出小齿轮齿数z3=d1/m=35xcos14/1.5=22.6，取整23，大齿轮齿数z4=5.45x23=125.35,取125。这样计算出的齿轮传

17、动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。1. 几何尺寸计算中心距 a=114.43将中心距圆整为114按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 因值改变不多,故参数,等不必修正.2.1） 计算分度圆直径 =35.43 圆整为35mmd=192.562）计算齿轮宽度 B=圆整的 所以，计算得齿轮的参数为： 高速级大193 2 93 11435 14小351740低速级大193 1.5 12535小352340 第四章 轴的设计和校核第一节 高速轴的设计1.确定轴上的输出功率，输出转矩和转速 2.求作用在轴上的力 因已知圆锥齿轮的分度圆直径为： ,则 3.初

18、步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3（）取，于是得 取联轴器处轴的直径为最小直径，为了使所选的轴直径与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1（），考虑到转矩变化小，故取，则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，又由于所选电动机的轴直径为，因此选用的联轴器轴孔直径为，查机械设计电子手册选用TL6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取；半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度3. 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的2）根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度（1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，右端需制出一轴肩，故

19、取段的直径为；半联轴器与轴的毂孔配合的毂孔长度，为了保证轴段挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故取段的长度应比略短一些，现取。（2） 初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承手册中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30305型，其尺寸为，故取，。根据表13-10（），由于滚动轴承的值小于，因此轴承润滑采用脂润滑，故在段采用一挡油环，根据轴承长度和挡油环宽度，取。（3） 取安装齿轮出轴段IV-V的直径=30，齿轮的左端与左边轴承之间用套筒定位。，轮毂的宽度为50。为了使套筒端面可靠的定位此轴段要略短。取齿轮

20、右边用轴肩定位高度为小于0.1d。所以。（4） 轴承短盖的总宽度为（由减素器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离，故取。（5） 取齿轮距离箱体内壁的距离为a=10。考虑到箱体的铸造误差滚动轴承应该距离内壁一段距离S=5，已知滚动轴承规格则 3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按由手册查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，（标准键长见（GB1096-79 1990），半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为。（4）确定轴上倒角和圆角尺寸 参考表15-2（），

21、取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径取为4. 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图，作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查取，因此作为悬臂梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出，截面1是轴的危险截面。现将计算出的截面处的的值列与下表载荷水平面H垂直面V支反力F，弯矩M总弯矩扭矩T6.按弯曲合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据公式和表中数据，并取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1（）查得。因此，故安全。第三节 中速

22、轴的设计1.确定轴上的输出功率，输出转矩和转速 2.求作用在齿轮上的力 1）圆柱大齿轮 2）圆柱小齿轮 3.初步确定轴的最小直径先根据公式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3（），取，于是 轴的最小直径显然是安装滚动轴承处的轴的直径，为了使所选的轴的直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承型号。因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，有轴承手册中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，T取整为21mm故取轴承处轴的直径。4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直

23、径和长度 （1）为了满足轴承与轴的配合，取轴承处轴的直径，同理。查表13-10（），由于圆锥滚动轴承的，故轴承采用脂润滑，因此在段，轴承右端添加档油环，根据轴承宽度，和挡油环宽度，取。（2）由于圆锥齿轮的轴向定位要求，要求挡油环端面可靠的压紧齿轮，需使齿轮轮毂宽度比段长，又因为圆锥齿轮与箱体内壁的的距离为，因箱体壁厚为10mm箱体轴承突台高为48mm ,因此选取挡圈宽度为，故取。齿轮与轴连在一起长度为50mm ,故取。根据齿轮孔孔径大小，取。（3）轴I与II间用套定位，为满足挡油环的轴向定位要求，在段制出一轴肩，根据挡油环的定位高度，取。II-III的轴长要略短于齿轮轮毂宽度取为满足圆柱齿轮的

24、定位要求，取。长度根据第一根轴和第三跟轴中间轴承座的宽度来顶3）轴上零件的周向定位 圆锥齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由手册查得平键截面（GB1096-79-1990），键槽用键槽铣刀加工，长为。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上圆角与倒角的尺寸 参考表15-2（），取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径均为。5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图，作出重油的计算简图。在确定轴承的作用支点时，应从手册中查取值，对于32006型滚子轴承，由手册中查得，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为作

25、出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面2、3中的一处是轴的危险截面。现将计算出的截面2、3处的的值列与下表载荷水平面H垂直面V支反力F截面2处弯矩截面3处弯矩截面2处的总弯矩截面3处的总弯矩扭矩 由此可知3截面处为危险截面6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据公式和表5中的数值，并取，轴的计算应力 前以选定轴承的材料为45钢，调质处理，由表15-1（）查得。因此，故安全。第二节 低速轴的设计1.确定轴上的输出功率，输出转矩和转速 2.求作用在轴上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为： 3.初步确定轴的

26、最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3（），查得，于是得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查表14-1（）考虑到转矩变化很小，故取，则 按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用弹性套柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 （1）用套筒满足半连轴器的轴向定位要求，在左端不需制出一轴肩，故取端的直径；右端用轴端也用套筒定位，按轴端直径取挡

27、圈直径。半联轴器与轴配合的毂空长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而 不压在轴的端面上，故段的长度应比略短一些，现取。 （2）初步选择滚动轴承。因轴受径向力，又要防止轴的轴向窜动，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据，由轴承手册中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承32212，其尺寸为，T圆整取26mm故。由于滚动轴承的dn值小于，查表13-10（）可知，轴承润滑采用脂润滑，因此在轴承前添加一挡油环，又因为轴承宽度，故取。（3）为了保证挡油环只压在齿轮上，而不压在轴肩上，段比齿轮毂孔长度略短一些，因此取。因此。根据齿轮孔径取安装齿轮出的轴段段的直径。齿轮右端采用轴肩定

28、位，轴肩高度，取，则轴环处的直径轴环宽度，取。（4）轴承端盖的总宽度为32mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器左端面见的距离，故取。(5)取齿轮距箱体内壁之距离，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，一直滚动轴承宽度，大圆锥齿轮毂孔长度，则 则至次，已初步确定了轴的各段直径和长度3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按查手册得平键面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm (标准键长见GB1096-79)， 同时为了保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同

29、样，半联轴器与轴的联接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周想定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，各轴肩出的圆角半径为。5.求轴上载荷在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于32212型轴承，由手册中查得，因此，作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面4是轴的危险截面。现将计算出的截面4处的、的值列与下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6.按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据公式

30、及上表中的数值，并取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1（）查得。因此，故安全。第五章 轴承的选择及计算I轴：求两轴承受到的径向载荷1、 轴承30206的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核II轴：2、 轴承30307的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核III轴：3、 轴承32214的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核第六章 键连接的选择及校核计算代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（Nm）极限应力（MPa）高速轴8760（单头）25353.539.826.012880（单头）4068439.87.32中间轴12870（单头）