机械设计课程设计斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器全套图纸HVD

题目要求及设计时间安排未找到目录项。设计参数` 题 号 参 数生产率Q(t/h) 12提升带的速度υ,(m/s)提升带的高度H,(m) 27提升机鼓轮的直径D,(mm) 450说明:1.斗式提升机提升物料：谷物、面粉、水泥、型沙等物品。2.75)所需功率为

滚动轴承的选择键和连轴器的选择与校核；装配图、零件图的绘制设计计算说明书的编写(二) 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(三) 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P QHW

(10.8)kW

第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制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)。8300165．5%。传动简图

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电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、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。电动机容量的选择1）工作机所需功率PwP QHW

0.8v)

15367

(11.82.3)2.5kw电动机的输出功率Pd＝Pw/η

0.990.9930.9820.990.990.904联轴承齿联轴承PdkW电动机2-联轴器3-减速器4-联轴器 5-驱动鼓轮6-运料斗 7-提升带(一) 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

1．电动机转速的选择nd＝（i1’·i2’…in’）nw初选为同步转速为1000r/min的电动机4．电动机型号的确定12－1查出电动机型号为Y132S-6,3kW960r/min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1．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nw可确定传动装置应有的总传动比为：i＝nm/nwnw＝60v/∏i2由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2=各轴转速、输入功率、输入转矩

3.14。

2）计算32KTtφ32KTtφε1·u1Z ZuH E2dασHd1t≥9.83321.69.83321.689.91034.142.433189.8211.60· 3.14622项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮转速（r/min）960960功率（kW）3转矩（N·m）2271传动比111效率19（2）计算圆周速度πdnv=601t 2

π58233.6=

=m/s1000 601000传动件设计计算1．选精度等级、材料及齿数

计算齿宽b及模数bd 154.78mm54.78mmd 材料及热处理；40Cr（调质），280HBS45钢（调质），40HBS。

d cosm nt z1

54.78cos1420

2.66mm7级精度；试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝63的；选取螺旋角。初选螺旋角1．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

h2.25m 2.252.665.98mmntb/h54.785.98计算纵向重合度按式试算，即

ε=zβd1β

tan×1×20×tan1432KTt32KTtφε u1·u1Z ZσH E2dαHd1t 已知载荷平稳，所以取KA=11）确定公式内的各计算数值10－30选取区域系数ZH＝10－7选取尺宽系数（4）10－26查得εα1＝，εα2＝5，则εα＝εα1＋εα2＝010－6查得材料的弹性影响系数ZE＝18Mpa

根据v=m/s,7级精度，由图10—8查得动载系=1.03；由表10—4查的K 的计算公式和直齿H轮的相同，故KH由表10—13查得KF1.3510－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限度极限σHlim2＝610MPa；10－13计算应力循环次数

由表10—3查得KH

K F

。故载荷系数N1＝60n1jLh＝60××1×（16×300××10e8N2＝N1/×10e810－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝；KHN2＝

KKKK K =1×××A V H H31.335/1.6（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a31.335/1.6（9）计算接触疲劳许用应力

=d =54.783K3K/Kt

mm=mm取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝＝×680MPa＝646MPa

(7)计算模数[σ]2＝＝×610MPa＝598MPa

d51.57cos14。H[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2=622MPa

1z = 20 mm=1按齿根弯曲强度设计由式(10—17)

=51.57mm来计算应有的齿数。于是由mn≥

32KTYcos2

Y

Ya

z d11

cosmn

51.57cos142

25.02z1

25，则z2

uz1

3.1425791φzε σ1d1 F确定计算参数计算载荷系数

几何尺寸计算1）计算中心距z

z

(2579)2KKKK

=1×××

a 1 2 n

106.93mmA V F F

2cosβ

2cos1410－28查得螺旋角影响系数计算当量齿数

a107mm2）z1=z1/cosβ=20/cos14z2=z2/cosβ=63/cos14=

arccos(z

z)m2

arccos

(2579)

13.61查取齿型系数1由表10－5查得YFa1=2.83；Yfa2=2.3查取应力校正系数

2a因β值改变不多，故参数、、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径

2107由表10－5查得；4计算[σF]10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE1

300MPa；大齿轮弯曲强度极限

zmd 1 n1

252cos13.6

51.44mmzm d 2 n

79

162.55mmFE2

250MPa；由图5-19,Yn1=Yn2=1，Yst=2,Yx1=Yx21.0。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由（10-

2

cos13.6得F1

YstS

FE1

0.951.4

428MPa

计算齿轮宽度bd 151.4451.44mm，圆整后取B2=52mm，B1=60mm。d 1齿轮主要几何参数]F2

YstYn2Yx2 FES

0.981.4

357MPa

, =79, u=3.14, m=2,,

YFa

Ya

并加以比较σFY Y 2.831.56

d , dd , dFa1σF

S11

=428YFa2

YSa

2.31.74= 12357

a= , ,σF2 轴的设计计算大齿轮的数值大。2）设计计算

轴：初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为4515-3=110于是得m

2KTY1

cos2Y Y. Fa

321.9689.91030.88(cos14)2

0.0112mm1.72mm取

P 2.88n z2d1

] 12021.6F

d A

21103 mm23.2mm=2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径

min 0 n2

305.7求作用在齿轮上的受力zm

792已知大齿轮分度圆直径d 2 n

162.55mm，小齿轮分度圆直径 F

FNVD2zm 252

cos13.6

289.9

NVA

Ft3 Ft2d 1 n

51.44mm，

20，13.6。而F

N1106N，1 cos

cos13.6 n

t1 d2

162.55

MV MVCF

tann

1106

tan

N414N,

FNHA MVB Fa2 FNHDFr2r1 t1cos

cos13.6

289.9

Fr3

Fa3F Fa1

tan1106tan13.6N267N；F t2 d1

N3305N，MHF

tann

3305

tan

N1238N，

F tan3305tan13.6N800N Tr2 t2cos

cos13.6

a2 t2轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案

如图受力简图，FNVA

F t

BDFt2AD

CD3305218.21106277.4

2620NFNVD

F Ft3 t

FNVA

3305110626201791NM F AB261059.2Nmm155104NmmVB NVAM F CD179153.7Nmm96176NmmVC NVDF ABF

AC

d2F d3FNHD

r

r2 a2AD

a32123859.2414223.7267162.5580051.44I-II30305。II-III。III-IV。

2 2 N30077NIV-V。

F BD

CDF

d2F d3V-VI。VI-VIII。

F rNHA

r2 a2AD

a32根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I。III-IV段用于安装小齿轮，长度略小于小齿轮宽度，为。IV-V。

1238218.241453.7267162.5580051.44 2 2 N3001115NV-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为。VI-VIII。

M HB

NHA

AD111559.2Nmm66034Nmm1．求轴上的载荷A B C D

M F

ABF

d3111559.2800

51.44

86584NmmHB NHA

a32 2M HC

NHD

CD7753.7Nmm4135NmmM

d2F CD267

162.55

7753.739266NmmHC a22 NHD 2M M2B

M2HB

1551042

66034216857NmmM M2 M2 1551042865842177635NmmVB HBM M2 M2 8789124135287988NmmVC HC

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。M M2 M2 87891239266296263NmmC VC HC按脉动循环应力考虑，取αM (M)2T)2 177.62(0.689.9)2Nm186NmcaB BM M2T2 96.320.689.92Nm110NmcaC C按弯扭合成应力校核轴的强度，校核截面B、C。①校核B截面

考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达，所以该段直径选为。该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm30207d.该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm40mm。e.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46mm。f.轴肩固定轴承，直径为42mm。g.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17mm，该段长度定为17mm。b.该段为轴环，宽度不小于7mm，定为10mm。由d=35mm，可得，WB

0.13534287.5mm3

c.该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短3mm，齿轮宽为60mm，定为57mm。M caB WB

4287.5

MPa45.24MPa

M 106000

1mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽17mm，定为4mm。e.该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。44mm轴C截面，W

4287.5mm3， caC

MPa24.72MPa

作用在齿轮上的力C caC WC

4287.5

F F 3305N1652.5N;F

1238N619N4515-1

54MPa，

。

NH1

NH2 2

NV1

NV2 2caC

caB

初步确定轴的最小直径故安全I轴：1

dmin

PA3 0 n3

110

32.7997.4

33.7mmF F

1106N553N,F F

414N207N

轴的结构设计NH

NH2 2

NV

NV2 2

2）轴上零件的装配方案2．初步确定轴的最小直径dmin

PA3 0 n1

110

32.97960

16.0mm轴的结构设计1）确定轴上零件的装配方案3）

F rA712N，F

Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅠ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ直径445755497255长度8250456712FrBdA dB FrB3）轴向力滚动轴承的选择及计算轴：

由于F Fa1

533448981NF ，dA1．求两轴承受到的径向载荷

所以轴向力为FaA

981N，FaB

448N130207的校核1）径向力

4）FF2 F2 F2NH1 NV1

0.34e，FaBaB

0.25e，F 590N F Fr rA rB2）FF F

184.5N，

F F

184.5N

所以XA

0.4，YA

2，XB

1，YB

0。dA

dB

由于为一般载荷，所以载荷系数为fp

1.2，故当量载荷为3）轴向力由于F Fa1 dB

267184.5451.5NF ，dA

P f (X FA p A P f(X F

YFYF

)1.2284723721N)1.2117930448N2152N

451.5N，

184.5N

B p B

aBaA aB4）

5）轴承寿命的校核,查设计手册得Cr=59000N106 Cr

106

590003.3FF

0.76e，FaBFaB

0.31e，

L h 60n2

( )PA

60305.7372160

h4.9105

38400hrA rB

III轴：所以XA

0.4，YA

1.6，XB

1，YB

0。

3、轴承30211的校核1）径向力由于为一般载荷，所以载荷系数为fp

1.2，故当量载荷为

F 2029NF2F2F2H1 V1P f (A pP f (B p

FF

YFYF

)1.25901.6451.5N1150.1N)1.215900184.5N708

F 2029NFF2 F2H2 V22）5）轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=54200N

F rAFdA F

724.6N，FdB

rBFF

724.6N106 CrL ( )h 60n P

10660

3.354200 h5.8106h54200

3）轴向力

1 A2、轴承30305的校核

9601150.1

由于F Fa1

993724.61717.6NF ，dA1）

所以轴向力为FaA

1717.6N，FaB

724.6NF2 F2F2 F2NH1 NV1rA

4）F由于aA0.85e，FFaBaB

0.36e，F2 F2F2 F2NH2 NV2rB2）

F FrA rB所以XA

0.4，YA

1.4，XB

1，YB

0。

二、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KA

1.5，由于为一般载荷，所以载荷系数为fp

1.2，故当量载荷为

计算转矩为T

K

1.539.859.7NmP f(X

Y

)1.220291.41717.6N3859.4N

ca A1A pP f(B pF

aAYF

)1.2120290724.6N2434.8N

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下：5）轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=132000N 材料HT200106 Cr

106

1320003.3

公称转矩T

125NmL ( )

h2.23107

38400h nh 60n P3 A

6086.13859.4

轴孔直径d

38mm，

25mm键联接的选择及校核计算（一）高速轴上的键联接由轴的设计计算可知所选平键分别为b×h×L=8×7×40

1L82mmL1装配尺寸A45mm半联轴器厚b38mm

260mm由公式6-，取有轻微冲击

110MPap

（[1]P163表17-3）（GB4323-84）三、第二个联轴器的设计计算

103

239.4103

MPa28.1MPa

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KA

1.5，p1 kld

0.573225 p

计算转矩为T

K

1.5925.21387.8Nm2T103

239.4103

ca A3b×h×L=12×8×70 1 p2 kld(二)中速轴上的键联接

MPa8.5MPa0.585840 p

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200由轴的设计计算可知所选平键分别为

公称转矩T

2000Nmb×h×L=10×8×70

2 1032127.6103

MPa30.4MPa

nd