機械設計課程設計斗式提升機傳動用二級斜齒圓柱齒輪同軸式減速器全套圖紙HVD

題目要求及設計時間安排未找到目錄項。設計參數` 題 號 參 數生產率Q(t/h) 12提升帶的速度υ,(m/s)提升帶的高度H,(m) 27提升機鼓輪的直徑D,(mm) 450說明:1.斗式提升機提升物料：谷物、面粉、水泥、型沙等物品。2.75)所需功率為

滾動軸承的選擇鍵和連軸器的選擇與校核；裝配圖、零件圖的繪制設計計算說明書的編寫(二) 設計任務減速器總裝配圖一張齒輪、軸零件圖各一張設計說明書一份(三) 設計進度第一階段：總體計算和傳動件參數計算第二階段：軸與軸系零件的設計P QHW

(10.8)kW

第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制斗式提升機運轉方向不變，工作載荷穩(wěn)定，傳動機構中有保安裝置(安全聯軸器)。8300165．5%。傳動簡圖

第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫電動機的選擇電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。電動機容量的選擇1）工作機所需功率PwP QHW

0.8v)

15367

(11.82.3)2.5kw電動機的輸出功率Pd＝Pw/η

0.990.9930.9820.990.990.904聯軸承齒聯軸承PdkW電動機2-聯軸器3-減速器4-聯軸器 5-驅動鼓輪6-運料斗 7-提升帶(一) 設計內容電動機的選擇與運動參數計算；斜齒輪傳動設計計算軸的設計

1．電動機轉速的選擇nd＝（i1’·i2’…in’）nw初選為同步轉速為1000r/min的電動機4．電動機型號的確定12－1查出電動機型號為Y132S-6,3kW960r/min求。計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比及其分配1．計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：i＝nm/nwnw＝60v/∏i2由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2=各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩

3.14。

2）計算32KTtφ32KTtφε1·u1Z ZuH E2dασHd1t≥9.83321.69.83321.689.91034.142.433189.8211.60· 3.14622項目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III鼓輪轉速（r/min）960960功率（kW）3轉矩（N·m）2271傳動比111效率19（2）計算圓周速度πdnv=601t 2

π58233.6=

=m/s1000 601000傳動件設計計算1．選精度等級、材料及齒數

計算齒寬b及模數bd 154.78mm54.78mmd 材料及熱處理；40Cr（調質），280HBS45鋼（調質），40HBS。

d cosm nt z1

54.78cos1420

2.66mm7級精度；試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝63的；選取螺旋角。初選螺旋角1．按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算

h2.25m 2.252.665.98mmntb/h54.785.98計算縱向重合度按式試算，即

ε=zβd1β

tan×1×20×tan1432KTt32KTtφε u1·u1Z ZσH E2dαHd1t 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=11）確定公式內的各計算數值10－30選取區(qū)域系數ZH＝10－7選取尺寬系數（4）10－26查得εα1＝，εα2＝5，則εα＝εα1＋εα2＝010－6查得材料的彈性影響系數ZE＝18Mpa

根據v=m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系=1.03；由表10—4查的K 的計算公式和直齒H輪的相同，故KH由表10—13查得KF1.3510－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限度極限σHlim2＝610MPa；10－13計算應力循環(huán)次數

由表10—3查得KH

K F

。故載荷系數N1＝60n1jLh＝60××1×（16×300××10e8N2＝N1/×10e810－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝；KHN2＝

KKKK K =1×××A V H H31.335/1.6（6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a31.335/1.6（9）計算接觸疲勞許用應力

=d =54.783K3K/Kt

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

(7)計算模數[σ]2＝＝×610MPa＝598MPa

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

1z = 20 mm=1按齒根彎曲強度設計由式(10—17)

=51.57mm來計算應有的齒數。于是由mn≥

32KTYcos2

Y

Ya

z d11

cosmn

51.57cos142

25.02z1

25，則z2

uz1

3.1425791φzε σ1d1 F確定計算參數計算載荷系數

幾何尺寸計算1）計算中心距z

z

(2579)2KKKK

=1×××

a 1 2 n

106.93mmA V F F

2cosβ

2cos1410－28查得螺旋角影響系數計算當量齒數

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

arccos(z

z)m2

arccos

(2579)

13.61查取齒型系數1由表10－5查得YFa1=2.83；Yfa2=2.3查取應力校正系數

2a因β值改變不多，故參數、、等不必修正。3）計算大、小齒輪的分度圓直徑

2107由表10－5查得；4計算[σF]10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限

FE1

300MPa；大齒輪彎曲強度極限

zmd 1 n1

252cos13.6

51.44mmzm d 2 n

79

162.55mmFE2

250MPa；由圖5-19,Yn1=Yn2=1，Yst=2,Yx1=Yx21.0。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由（10-

2

cos13.6得F1

YstS

FE1

0.951.4

428MPa

計算齒輪寬度bd 151.4451.44mm，圓整后取B2=52mm，B1=60mm。d 1齒輪主要幾何參數]F2

YstYn2Yx2 FES

0.981.4

357MPa

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

YFa

Ya

并加以比較σFY Y 2.831.56

d , dd , dFa1σF

S11

=428YFa2

YSa

2.31.74= 12357

a= , ,σF2 軸的設計計算大齒輪的數值大。2）設計計算

軸：初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為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，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑

min 0 n2

305.7求作用在齒輪上的受力zm

792已知大齒輪分度圓直徑d 2 n

162.55mm，小齒輪分度圓直徑 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軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案

如圖受力簡圖，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根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I。III-IV段用于安裝小齒輪，長度略小于小齒輪寬度，為。IV-V。

1238218.241453.7267162.5580051.44 2 2 N3001115NV-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為。VI-VIII。

M HB

NHA

AD111559.2Nmm66034Nmm1．求軸上的載荷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）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。M M2 M2 87891239266296263NmmC VC HC按脈動循環(huán)應力考慮，取αM (M)2T)2 177.62(0.689.9)2Nm186NmcaB BM M2T2 96.320.689.92Nm110NmcaC C按彎扭合成應力校核軸的強度，校核截面B、C。①校核B截面

考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達，所以該段直徑選為。該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm30207d.該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm40mm。e.為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。f.軸肩固定軸承，直徑為42mm。g.該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。各段長度的確定：各段長度的確定從左到右分述如下：a.該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬17mm，該段長度定為17mm。b.該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為10mm。由d=35mm，可得，WB

0.13534287.5mm3

c.該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短3mm，齒輪寬為60mm，定為57mm。M caB WB

4287.5

MPa45.24MPa

M 106000

1mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬17mm，定為4mm。e.該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。44mm軸C截面，W

4287.5mm3， caC

MPa24.72MPa

作用在齒輪上的力C caC WC

4287.5

F F 3305N1652.5N;F

1238N619N4515-1

54MPa，

。

NH1

NH2 2

NV1

NV2 2caC

caB

初步確定軸的最小直徑故安全I軸：1

dmin

PA3 0 n3

110

32.7997.4

33.7mmF F

1106N553N,F F

414N207N

軸的結構設計NH

NH2 2

NV

NV2 2

2）軸上零件的裝配方案2．初步確定軸的最小直徑dmin

PA3 0 n1

110

32.97960

16.0mm軸的結構設計1）確定軸上零件的裝配方案3）

F rA712N，F

Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅠ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ直徑445755497255長度8250456712FrBdA dB FrB3）軸向力滾動軸承的選擇及計算軸：

由于F Fa1

533448981NF ，dA1．求兩軸承受到的徑向載荷

所以軸向力為FaA

981N，FaB

448N130207的校核1）徑向力

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

由于為一般載荷，所以載荷系數為fp

1.2，故當量載荷為3）軸向力由于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）軸承壽命的校核,查設計手冊得Cr=59000N106 Cr

106

590003.3FF

0.76e，FaBFaB

0.31e，

L h 60n2

( )PA

60305.7372160

h4.9105

38400hrA rB

III軸：所以XA

0.4，YA

1.6，XB

1，YB

0。

3、軸承30211的校核1）徑向力由于為一般載荷，所以載荷系數為fp

1.2，故當量載荷為

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

FF

YFYF

)1.25901.6451.5N1150.1N)1.215900184.5N708

F 2029NFF2 F2H2 V22）5）軸承壽命的校核，查設計手冊得Cr=54200N

F rAFdA F

724.6N，FdB

rBFF

724.6N106 CrL ( )h 60n P

10660

3.354200 h5.8106h54200

3）軸向力

1 A2、軸承30305的校核

9601150.1

由于F Fa1

993724.61717.6NF ，dA1）

所以軸向力為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、高速軸用聯軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為KA

1.5，由于為一般載荷，所以載荷系數為fp

1.2，故當量載荷為

計算轉矩為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

所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由于聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）其主要參數如下：5）軸承壽命的校核，查設計手冊得Cr=132000N 材料HT200106 Cr

106

1320003.3

公稱轉矩T

125NmL ( )

h2.23107

38400h nh 60n P3 A

6086.13859.4

軸孔直徑d

38mm，

25mm鍵聯接的選擇及校核計算（一）高速軸上的鍵聯接由軸的設計計算可知所選平鍵分別為b×h×L=8×7×40

1L82mmL1裝配尺寸A45mm半聯軸器厚b38mm

260mm由公式6-，取有輕微沖擊

110MPap

（[1]P163表17-3）（GB4323-84）三、第二個聯軸器的設計計算

103

239.4103

MPa28.1MPa

由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為KA

1.5，p1 kld

0.573225 p

計算轉矩為T

K

1.5925.21387.8Nm2T103

239.4103

ca A3b×h×L=12×8×70 1 p2 kld(二)中速軸上的鍵聯接

MPa8.5MPa0.585840 p

所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）其主要參數如下：材料HT200由軸的設計計算可知所選平鍵分別為

公稱轉矩T

2000Nmb×h×L=10×8×70

2 1032127.6103

MPa30.4MPa

nd