垂直斗式提升机传动装置方案

1、攀枝花学院本科学生课程设计任务书题目15垂直斗式提升机传动装置设计1、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。2、课程设计的内容和要求传动装置简图：i垂宜斗式提升机1一料斗*2减速器*3滚筒*4一带传动丰5电动机1)、己知条件机器功用由料斗把散状物料提升到一定高度。工作情况单向工作，有轻微振动。运转要求滚筒转速误差不超过7%。使用寿命8年，每年300天，每天16小时。检修周期半年小修，两年大修。生产厂型中小

2、型机械制造厂。生产批量中批生产。2)设计原始数据见下表3)要求：设计题目号12345678910滚筒圆周力/kN4455566688滚筒圆周速度/(m/s)1.11.30.91.11.30.91.11.30.91.1滚筒直径/mm350350360360360380380380400400完成传动系统与传动装置的设计计算。完成各类零件的设计、选择计算。认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。按预定计划循序完成任务。按学校规定格式书写说明书，交电子和纸质文档3、主要参考文献所学相关课程的教材机械设计课程设计机械设计手册电动机手册4、课程设计工作进度计划准备阶段(1天)设计计算阶段(3天)减速器的

3、装配图一张(4天)绘零件图三张(3天)编写设计说明书(3天)答辩或考察阶段。(1天)注：任务书由指导教师填写指导教师(签字)日期年月日教研室意见:年月日学生(签字)接受任务时间：年月日程设计（论文）指导教师成绩评定表题目名称圆锥-圆柱双级减速器评分项目分值得分评价内涵工作表现20%01学习态度6遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有艮好的科学工作态度。02科学实践、调研7通过实验、试验、查阅文献、深人生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。03课题工作量7按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。能力水平35%04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解決实际问题，能正确处理实验数据，能对课题

4、进行理论分析，得岀有价值的结论。05应用文献的能力5能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提岀并较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。06设计（实验）能力，方案的设计能力5能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、操作等实验工作，数据正确、可靠；研究思路清晰、完整。07计算及计算机应用能力5具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。08对计算或实验结果的分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力）10具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。45%09插图（或图纸）质量、篇幅、设计（论文）规范化程度5符合本专业相关规范或规定要求

5、；规范化符合本文件第五条要求。10设计说明书（论文）质量30综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。11创新10对前人工作有改进或突破，或有独特见解。成绩指导教师评语指导教师签名：年月曰目录TOCo1-5hz设计题目2系统中体方案的确定2电动机的选择3传动比的分配3各轴的转速,功率和转矩4V带的设计计算5齿轮的设计计算6轴的设计计算13轴的校核16十轴承的校核21十一键的选择和校核23十二减速器箱体的设计25十三联轴器的选择和润滑26十四参考文献26设计心得体会集设计小结二级圆柱齿齿轮轮减速器设计题目：垂直斗式提升机传动装置设计原始数据：运输带工作拉力F

6、=4000N运输带工作速度V=1.1m/s卷筒直径D=350mm工作条件：一班制，连续单向运转，有轻微振动。使用期限：八年，大修期两年，小修期半年（每年300天，每天16小时）。生产厂型：中小型机械制造厂。生产批量：中批生产。动力来源：电力，三相交流（220V/380V）。运输带速度允许误差：7%设计工作量：1、减速器装配图一张；2、零件图三张（一张轴零件，一张齿轮零件，一张箱盖零件）；3、设计说明书一份。系统中体方案的确定系统中方案：电动机传动系统执行机构初选传动方案,如下：系统方案总体评价：方案是二级展开式圆柱齿轮的减速装置，由于齿轮相对于支承不对称布置，轴应具有较大的刚度，用于载荷平稳的

7、场合。齿轮容易加工，精度也容易把握，应用广泛。轴向尺寸和径向尺寸都比较合理，工艺性比较好，传动比比较合适！工作过程：首先由电动机输出转矩，通过带传动将转矩传递到齿轮一上，再通过高速级齿轮啮合减速后将动力传到齿轮三上，再由下一级齿轮啮合减速后将动力传递到卷筒上，最后卷筒带动运输带工作。在此过程中，两对齿轮啮合时速度的变化是最关键的，正确啮合以及传动比稳定是影响工作性能和精度的决定性条件！结构分析：本机构由一个电动机，传动带，四个齿轮，联轴器，卷筒，运输工作带主要构成，其中还包括三根轴和八个轴承。三电动机的选择确定电动机的有效功率工作机所需的有效功率为P=F*V=400(X1.1=4400w电动所

8、需功率Pd=P/nV带传动效率：S=06齿轮的效率为：n2=0.98联轴器的效率：5=0.99滚筒的效率：5=0.96滚动轴承的效率：匕=0.98所以估计传动系统的总效率为口=y224=0808则pd=pri=5.446(KW)确定电动机的转速由公式nw=60000v/兀d=60.024r/min推算电动机的转速的范围nd取带的传动比为2-4，二级减速器的传动比为8-40。则电动机转速的可选范围为：nd=i带*i减*入=960.386r/min-9603.864r/min查机械设计课程设计表9-39选择电动机型号选择方案1四传动比的分配P=4.4KWn=0.808Pd=5.446KWi=23.

9、99i带=2.4亠额定功率电动机转速r/min万电动机型质量kg案号Ped/kW同步满载g1Y112S-45.515001440682Y112S1-25.53000290064计算总的传动比i=nd/nw=1440/60.024=23.99传动比的分配取i带=2.4，i齿=i/i带=10,h=3.61.i2=i齿/h=2.77五各轴的转速，功率和转矩转速：nm=1440r/min厲=nm/i带=600r/minn2=ni/i1=166.20r/minn3=n2/i2=60.00r/min功率：R二巳1=5.4460.96=5.228KWP2=P125=5.2280.980.98=5.021KW

10、P3二P225=5.0210.980.98=4.822KWp4二p335=i1i2二nm门1-n2二n3=P二P2:P3=巳：二1440r/min600r/min166.2r/min:60r/min扭矩:T49550R95505.228_,66009550P2=95505.021,n2A166.29550P395504.822n3-609550P495504.678T1T2二T3N.MT1T2T3T4六V带的设计计算i带=2.4计算功率Pca=KaP,由教材表87查得工作情况系数Ka=1.3,又有电动机功率P=5.5KW，Pca-1.35.5=7.15KW，电动机满载转速为1440r/min.

11、参照教材图811,选取A型V带，取主动轮dd112mm，所以从动轮dd2“带dd1=2.4112=268.8mm取dd2=269PCadd1dd2-7.15KW=112mm二269mm检验速度V二dd1nd.1dd.28=1.76（2）查取齿形系数由教材表10-5查得YFa1=2.72,YFa2=2.22（3）查取应力校正系数由教材表10-5查得Ysa1=1.57,Ysa2=1.77（4）由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa，大齿轮为fE2=380Mpa由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.88，Kfn2=0.90；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安

12、全系数S=1.4,由教材式10-12得JKFNFE10.88X：500n”fc,ccnf占F，-MPa314.28MPaS1.4riKfn2fe20.9汉380屛2FN2FE2MPa244.29MPaS1.4（7）计算大小齿轮的FaSaQfYFa1YSa1-Fa1-Sa1-0.01359竹1314.28YFa2Ysa22.221.77Sa-0.01608f】2244.29大齿轮数值大设计计算mn=3.16K=1.76F1-314.28MPaF2=244.29MPaYFa1YSa1E=0.01359YFa2YSa2心2=0.01608276x83212x10mn翠2X0.016082.13mm仆

13、222对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由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决定的承载能力，仅与齿轮直径mz有关，可取弯曲强度算得摸数2.5mm可满足弯曲强度，按接触强度得的分度圆直径dr=69.56mm。算出小齿轮齿数d169.56廿zi=27.82取Zr=28mn2.572=1=3.5928=100.52取z2=1013.几何尺寸计算计算中心距a=（乙+z2）疋mn/2=（28+101）汉2.5/2=161.25mm（1）计算大小齿轮的分度圆直径d1=z）x;mn=28J2.5=70mmd2=z2Hmn=1

14、01汉2.5=252.5mm（2）计算齿轮宽度b=0（=仆70=70mm圆整后取B2=70mm,B!=75mm计算第二对齿轮：（一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数类型：圆柱直齿轮精度：7级材料：由教材表10-1选择，小齿轮均选用40Cr（调质），小齿轮硬度为280HBS大齿轮材料45钢（调质），硬度为240HBS二者相差40HBS4选择小齿轮的齿数乙=26，大齿轮齿数Z2=267.77=72.02，取z2=72。（二）按齿面接触强度设计由教材设计计算公式10-9a进行计算mn=2.5mm乙=28Z2=101a=161.25mmd1=70mmd2=252.5mmB2=70mmB!=75mm乙

15、=26z2=72dit_2.32KtT2dLU（三）2”Hiin1=600MPa；H|im2=550MPaN1=3.8294108N2=1.3824108KHN1二Hlim1S二0.96600二576Mparht=576MpaL_H12=539Mpai确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数Kt=1.3（2）计算小齿轮转速由前面的计算可知T1（3）查教材表10-7得d-1（4）查教表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa虫（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二出山1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限-hlim2=550MPa（6）由教材式10-13计

16、算应力循环次数N60n1jLh=60166.21（1830016）=3.82941082=/2.77=3.8294108/2.77=1.3824108（7）由教材图10-19查得接触疲劳寿命系数，Khn1=0.96，Khn2二0.98（8）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d1t=92.46mmv二1.40m/s=Khnqh2=0.98550=539MpaS2计算（1）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得11.6411.64d1t-2.3231.3观51032771（189539（2）计算圆周速度“如J92.46288.5讥十。认60100060

17、1000（3）计算齿宽b及模数mntb=ddit=192.46=92.46mmmnt=d1t/乙=92.46/26=3.56mmh=2.25m”=2.253.56=8.01mmb/h=92.46/8.01=11.54（5）计算载荷系数K根据v=1.40m/s,7级精度，由教材图10-8查得动载系数Kv=1.06;直齿轮KhKf：.=1;由教材表10-2查得使用系数Ka=1.25;由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.43；由教材表10-13查得=1.4所以载荷系数K=KaKvKh-Kh广1.251.0611.43=1.89（6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直

18、径由教材（10-10a）得d1=d1t（%丁=92.46气：18%3=104.83mm（7）计算模数mn二djz1=104.83/26=4.03（三）按齿根弯曲强度设计b=92.46mmmnt二3.56mmh=8.01mmb/h=11.54Ka=1.25KV=1.06Kh：.-Kf：.二1Kh：=1.43Kf1.4K=1.89di=104.83mmmn二4.032KT1YYf：Ys：mn-3dZ12；十确定计算参数（1）计算载荷系数K二KaKVKf：Kf1.251.0611.4=1.86（2）查取齿形系数由教材表10-5查得YFa1=2.60,YFa2=2.24K=1.86（3）查取应力校正系

19、数由教材表10-5查得YSa1=1.60,YSa2=1.75（4）由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fe1=500Mpa，大齿轮为二fe2=380Mpa由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFNi=0.90,KFN2=.91;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-F1-F1KFN1FE1S0.95001.4MPa=321MPa匸f1=321MPaKFN2；-FE2S0.91380MPa=247MPa1.460MPa，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:=0.6-ca|22Mi(T2

20、)2W9069772(0.6767500)20.1x723=27.25MPa60MPa结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够十轴承的校核轴承的预期计算寿命Lh=230016=9600h1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Fnh1=944.7N,Fnh2T432.3NFnv1=344N,Fnv2=521N所以Fr1F2NH1FNV1二944.723442=1005.4NFr2二.F2nh2FnV2二J432.325212=1524.1N（2）计算轴承的轴向力又因为Fa=0，所以就有X=1,0C=56800N查教材表13-6取冲击载荷因数fp=1.2（3）计

21、算轴的寿命R二彳卩以汗“Fa1）=1.211005.4=1206.5NP2=fp(X2Fr2丫2Fa2)=1.211524.1=1828.9N所以Lh110660n106(56800f60600(1206.5)=2898414!-LhLh210660n（C宀代（畿宀832094Lh二9600hFr1=1005.4NFr2=1524.1NP=1206.5NP2=1828.9NLh1=2898414hLh2=832094h所以轴承满足寿命要求。2中间轴上轴承的校核（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知FNH1=7250N,FnH2=5863.7NFnvi=-2638N,Fnv2=-213

22、4.5N所以Fri二.F2nhifNVi二.725022638?=7715.0NFr2=F2nh2fNv2二5863.722134.56240.1N计算轴承的轴向力又因为Fa=0，所以就有X=1,0C=56800N查教材表13-6取冲击载荷因数fp=1.2计算轴的寿命R二,Fa1)=1.217715=9258NFNH1=7250N,FnH2=5863.7NFnvi=-2638N,Fnv2=-2134.5N所以Fri二.F2nhifNVi二.725022638?=7715.0NFr2=F2nh2fNv2二5863.722134.56240.1N计算轴承的轴向力又因为Fa=0，所以就有X=1,0C

23、=56800N查教材表13-6取冲击载荷因数fp=1.2计算轴的寿命R二,Fa1)=1.217715=9258NP2=fP(X2Fr2丫2Fa2)=1.216240.1=7488.1N所以Lh1106(C106(56800)360n_(P1)-60166.2(9258)=23158.5h-LhLh210660n106(56800f60166.2(7488.1)=43767.1h-LhFr1=7715NFr2二624Q1NP=9258NP2二7488.1NLh1=23158.5hLh2=43767.1h所以轴承满足寿命要求。（三）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

24、Fnh1=8441N,Fnh2=4672.7NFNV1=5093N,FNv2-320.5N所以Fr2二F2NH2FNV24672.72320.52二4683.7NFr1=9858.5N巳二4683.7NFr1fF2NH1fN/1八8441250932=9858.5N（2）计算轴承的轴向力又因为Fa=0，所以就有X=1,Y=0C=81800N查教材表13-6取冲击载荷因数fp=1.2（3）计算轴的寿命P=11830.2NP=11830.2NR=fp（X1Fr1Fa1）=1.219858.5=11830.2Np2二fp(X2Fr2丫2Fa2)=1.214683.7=5620.4Np2二fp(X2F

25、r2丫2Fa2)=1.214683.7=5620.4NLhi10660n10(81800)3=91829.3h-Lh606011830.2P2二5620.4NLh1=91829.3hLh2=856358.7hLh210660n106(818006060(5620.4)3=856358.7h-Lh所以轴承满足寿命要求。十一键的选择和校核1输入轴上联轴器处的键（1）确定键的类型和尺寸bh=87L=63mmbh=87L=63mm由于是静连接，选用A型普通平键。由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径d=25mm时键取为bh=87。参照普通平键的长度系列，取键长L=63m

26、m（2）强度验算2T由教材式（6-1）cp=一_；pdlk式中T=8.321104Nmmd=25mm丨=Lb=638=55mmk=0.5h二0.57=3.5；p=110MPa；F=34.53MPabh=149L=56mm；p=110MPa；F=34.53MPabh=149L=56mm由教材表15-1查取许用挤压应力为二p=110MPa2X8.321X10r1、/卄口沖弄赶+匚f：MPa=34.53MPa：tp1,满足强度要求。3.5汽55汉252中间轴上键键1（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用A型普通平键。由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径d=44m

27、m时键取为bh=149。参照普通平键的长度系列，取键长L=56mm（2）强度验算2T由教材式（6-1）=-；.dlk式中T=2.885105Nmmd=44mm丨=L-b=56-14=42mmk=0.5h=0.59=4.5；p=110MPa；p=110MPa由教材表15-1查取许用挤压应力为；p=110MPa22.8851054.54244=69.38MPa：!p1,满足强度要求。键2（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用A型普通平键。由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径d=44mm时键取为bh=149。参照普通平键的长度系列，取键长L=90mmd0。参照普

28、通平键的长度系列，取键长L=80mm。(2)强度验算2T由教材式(6-1)CTp=乞bppdlkp式中T=7.67505Nmmd=50mm丨=Lb=8016=64mmk=0.5h=0.5疋10=5由教材表15-1查取许用挤压应力为rp=110MPa5=27.67510MPa=95.94MPabp】,满足强度要求。5x64x50p十二减速器箱体的设计由机械设计课程设计表4-17箱座壁厚：取3=12mm箱盖壁厚：=12mm箱座凸缘厚度：b=1.56=18mm箱盖凸缘厚度：b2=1.5=1.5x12=18mm箱座底凸缘厚度：b2=2.56=2.5x12=30mm地脚螺钉直径：df=20mm地脚螺钉通孔直径：df=22mm地脚螺钉数目：n=6沉头座直径：D。-40mm底座凸缘尺寸=q+9=46mm箱体箱盖连接处凸缘尺寸Bx=54mm轴承旁凸台处的半径R=0=20mm轴承旁联接螺栓直径：di=0.75df=0.75汉20=15mm取d16mm机盖与机座联接螺栓直径：d2=(0.50.6)df=10-12mm取d2=12mmbxh=16x10L=80mmp=110MParF=95.94MPa6=12mm6=12mmb=18mmd=18mmb2=30mmdf=20mmdf=22mmn=6D0=40mmG+o=46mmB=54mmR1=G=20mmd16mmd2=12mm定位销