设计一斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器（可编辑）

1、设计一斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器设计参数题 号参数3-a 3-b 3-c 3-d生产率 q th15 16 20 24 提升带的速度ums18 20 23 25提升带的高度hm 32 28 2722提升机鼓轮的直径d mm 400 400 450 500 说明1斗式提升机提升物 料谷物而粉水泥型沙等物品2提升机驱动鼓轮图27中的件5所需功率为3斗式提升机运转方向不变工作载荷稳定传动机构屮有保安装置安全联轴 器4工作寿命为8年每年300个工作日每日工作16小吋传动简图设计内容电动机的选择与运动参数计算斜齿轮传动设计计算轴的设计滚动轴承的选择键和连轴器的选择与校核装配图零件图的绘

2、制设计计算说明书的编写设计任务减速器总装配图一张齿轮轴零件图各一张设计说明书一份设计进度第一阶段总体计算和传动件参数计算第二阶段轴与轴系零件的设计第三阶段轴轴承联轴器键的校核及草图绘制第四阶段装配图零件图的绘制及计算说明书的编写电动机的选择屯动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是载荷平稳单向旋传所以选用常用的封闭式yip44 系列的电动机电动机容量的选择工作机所需功率pw屯动机的输出功率pd=pwnn =pd = 353kw电动机转速的选择nd=il i2irmw初选为同步转速为looormin的电动机4.电动机型号的确定由表20 1查岀电动机型号为y132m1-6其额定功率为4kw满载转

3、速960rmin 基本符合题目所需的要求计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nv可确定传动装置应有的总传 动比为i = nmnwnw=8594i = 1117合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置所以il = i2齐轴转速输入功率输入转矩项目电动机轴高速轴i中间轴ii低速轴iii鼓轮rmin 960 960 2874861 861功率kw 4396 384 372 369398 394 127641264093传动比11334 334 11099 097 097 099传动件设计计算选精度等级材料及齿数材料及热处理选择小齿

4、轮材料为40cr调质硕度为280hbs大齿轮材料为45钢调质硬度为2401 ibs二者材料硬度差为40i1bs精度等级选用7级精度试选小齿轮齿数zl=20大齿轮齿数z2 = 67的选取螺旋角初选螺旋角b =14°按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷所以通过低速级的数据进行计算按式1021试算即确定公式内的各计算数值试选kt = 16由图10-30选取区域系数zh = 2433由表10-7选取尺宽系数”d=l由图 10-26 查得 £ a 1=075 £ a 2 = 085 贝lj e a = e a 1+ e a 2 = 160由表10-6查得材料的

5、弹性影响系数ze=1898mpa由图10-21d按齿而硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ohlinil=600mpa 大齿轮的接触疲劳强度极限o hlim2 = 550mpa由式10-13计算应力循环次数n1 = 60n 1 j lh = 60 x 2874 x 1 x 16 x 300 x 8 = 662 x 10e8n2=n1334=198x10e8由图10-19查得接触疲劳寿命系数khnl=095khn2 = 098计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数s=1由式10-12得。h 1 = = 095 x 600mpa = 570mpa0 ii 2 = = 098 x 550mpa=5

6、39mpao h = o h 1 + o h 22 = 5545mpa计算试算小齿轮分度圆直径dltdltmm 6127mm计算圆周速度v 092ms计算齿宽b及模数计算纵向重合度e b 0318xlx20xtanl4 159计算载荷系数k已知载荷平稳所以取ka 1根据v 092ms7级精度由图108查得动载系数103由表104查的的计算公式 和直齿轮的相同故 142由表1013查得由表103查得故载荷系数1x 103x 14x 142 205按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式1010a得mm 6655mm7计算模数mm 323mm按齿根弯曲强度设计由式1017mn确定计算参数计算载荷系

7、数1x 103x 14x 136 196根据纵向重合度159从图10-28查得螺旋角影响系数 =088计算当量齿数zl zlcos p 20cosl4 2189z2 z2cos p 67cosl4 7334查取齿型系数由表 10-5 查得 yfal 2724yfa2 2233查取应力校正系数由表 10-5 查得 ysal 1569ysa2 1757计算of由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮弯曲强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数s 14由10-12得计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大设计计算取25mm已可满足弯曲强度但为了同时满足接触疲劳强度需按接触疲

8、劳强度算得分度圆直径6655mm来计算应有的齿数于是由取则几何尺寸计算计算屮心距a圆整后取146mm按圆整后的中心距修正螺旋角因b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计算齿轮宽度圆整后取b2 70mmbl 75mm结构设计以大齿轮为例因齿轮齿顶圆直径大于160俪而又小于500価故以选用腹板式为宜其他有关尺寸参看大齿轮零件图轴的设计计算11轴初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112 于是得求作用在齿轮上的受力已知大齿轮分度圆直径小齿轮分度圆直径而轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案t-tt段轴用于安装轴承30306故取直径为30mmii- iii段安装套

9、筒直径30価iii- iv段安装小齿轮直径35mmiv- v段分隔两齿轮直径为45mmv- v1段安装大齿轮直径为35mmvt-vttt段安装套筒和轴承直径为30mm根据轴向定位的要求确定轴的齐段直径和长度i-iii长度为42mmiii-iv段用于安装小齿轮长度略小于小齿轮宽度为73mmiv- v段用于隔开两个齿轮长度为llonrniv- vt段用于安装大齿轮长度略小于齿轮的宽度为67mmvi-viii长度为42価求轴上的载荷ab6221825fnvafxvdft3mvd587fnha mvbft2mvcfa2fnhdfr2fr3fa3mht如图受力简图按脉动循环应力考虑取a 06按弯扭合成应

10、力校核轴的强度校核截面bc 校核b截而由d 35 mm可得 校核c截面轴的材料为45钢调质处理由表15-1得故安全5.精确校核轴的疲劳强度1由于截面iii处受的载荷较大直径较小所以为危险截面2截面iii的左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截而iii左侧的弯矩m为截面iii上的扭矩为截面iii上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢调质处理由表15-1查得截面iii上由于轴肩而形成的理论应 力集中系数及按附表3-2查取因经插值后得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系 数故有效应力集中系数按式附表3-4为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工由附图3-4得表面质量系数为轴未经表

11、面强化处理即则按式3-12及式3-128得综合系数为碳钢的特性系数取于是计算安全系数值按式15-615-8则得故可知其安全3截面iii的右侧抗弯截面系数w按表15-4的公式计算抗扭截面系数弯矩m及弯曲应力为扭转切应力为过盈配合处的由附表3-8用插值法求出并取于是得 轴按磨削加工由附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为所以轴在截而iii右侧的安全系数为故该轴在截面iii右侧的强度也是足够的i轴作用在齿轮上的力初步确定轴的最小直径轴的结构设计确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径和长度a由于联轴器一端连接电动机另一端连接输入轴所以该段直径尺寸受到电 动机外仲轴直径尺寸的限制选

12、为25mmb考虑到联轴器的轴向定位可靠定位轴肩高度应达25mm所以该段直径选为30c该段轴要安装轴承考虑到轴肩要有2ii)m的圆角则轴承选用30207型即该段 直径定为35mmd该段轴要安装齿轮考虑到轴肩要有2mm的圆角经标准化定为40mme为了齿轮轴向定位可靠定位轴肩高度应达5mm所以该段直径选为46mmf轴肩固定轴承直径为42mmg该段轴要安装轴承直径定为35mm各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下a该段轴安装轴承和挡油盘轴承宽1825mm该段长度定为1825mmb该段为轴环宽度不小于7mm定为11mmc该段安装齿轮要求长度要比轮毂短2mm齿轮宽为75mm定为73mmd该段综合考虑

13、齿轮与箱体内壁的距离取135mm轴承与箱体内壁距离取4n)m 采用油润滑轴承宽1825mm定为4125mme该段综合考虑箱体突缘厚度调整敖片厚度端盖厚度及联轴器安装尺寸定为 57mmf该段由联轴器孔长决定为42mm按弯扭合成应力校核轴的强度扭转切应力为脉动循环变应力取a 06轴的计算应力查表15-1得因此故安全iii轴作用在齿轮上的力初步确定轴的最小直径轴的结构设计轴上零件的装配方案直径 45 52 554按弯扭合成应力据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度i -ii ii-iii iii-1v iv-v v-vi vi-v1160 72 55 长度 82 50 45 67 12 2275 校

14、核轴的强度查表15-1得因此故安全滚动轴承的选择及计算i轴求两轴承受到的径向载荷轴承30206的校核径向力 派生力查设计手册得y 16轴向力由于所以轴向力为当量载荷查设计手册e 037由于所以由于为一般载荷所以载荷系数为故当量载荷为轴承寿命的校核查设计手册得cr 54200nii轴轴承30306的校核径向力派生力查设计手册得y 19轴向力由于所以轴向力为当量载荷查设计手册得e 031由于所以由于为一般载荷所以载荷系数为故当量载荷为 轴承寿命的校核查设计手册得cr 59000nill轴轴承30211的校核径向力派生力查设计手册得y 14轴向力由于所以轴向力为当量载荷查设计手册得c 042由于所以

15、由于为一般载荷所以载荷系数为故当量载荷为轴承寿命的校核查设计手册得cr 132000n键联接的选择及校核计算高速轴上的键联接由轴的设计计算可知所选平键分别为bxhxl 8x7x40由公式6-1取有轻微冲击bxhxl 12x8x70二中速轴上的键联接由轴的设计计算可知所选平键分别为bxhxl 10x8x70bxhxl 10x8x63三低速轴上的键联接由轴的设计计算可知所选平键分别为bxhxl 14x9x80bxhxl 18x11x63连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点所以考虑选用它高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机原动机为电动机所以工作情况系数为计算转矩为所以考虑选用弹性柱销联轴器tl

16、4gb4323-84但由于联轴器一端与电动机相 连其孔径受电动机外仲轴径限制所以选用tl5gb4323-84其主要参数如下材料ht200公称转矩轴孔直径轴孔长装配尺寸半联轴器厚11p163 表 17-3gb4323-84第二个联轴器的设计计算由于装置用于运输机原动机为电动机所以工作情况系数为计算转矩为所以选用弹性柱销联轴器tl10gb4323-84其主要参数如下材料ht200公称转矩轴孔直径轴孔长装配尺寸半联轴器厚1 p163 表 17-3gb4323-84减速器附件的选择通气器由于在室内使用选通气器一次过滤采用m18x 15油而指示器选用游标尺m16起吊装置采用箱盖吊耳箱座吊耳放油螺塞选用外

17、六角油塞及垫片m16x 15润滑与密封齿轮的润滑采用浸油润滑由于低速级周向速度为所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径取为35mm滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为所以宜开设油沟飞溅润滑润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利考虑到该装置用于小型设备选用l-an15 润滑油密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封密封圈型号按所装配轴的直径确定为fb25-42-7-acmfb70-90-10-acm轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定设计小结由于时间紧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参考资料目录1 机械设计课程