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)H=27,V=2.3,D=450

1、機械設計課程設計 設計一斗式提升機傳動用二級斜齒圓柱齒輪同軸式減速器 題目要求及設計時間安排 未找到目錄項。 設計參數(shù) 題號 參數(shù) W -3 生產(chǎn)率Qt/h) 12 提升帶的速度u ,(m 2.3 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. 提升機驅動鼓輪(圖2.7中的件5)所需功率為 QH PwQ- (1 0.8 )kW 367 3. 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(lián)軸器)。 4. 工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時。 5. 允許的速度誤差為 5%

2、。 傳動簡圖 1-電動機2-聯(lián)軸器3-減速器4-聯(lián)軸器5-驅動鼓輪6-運料斗7-提升帶 (一) 設計內(nèi)容 i. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算; ii. 斜齒輪傳動設計計算 第1頁共16頁 iii.軸的設計 機械設計課程設計 iv. 滾動軸承的選擇 v. 鍵和連軸器的選擇與校核; vi. 裝配圖、零件圖的繪制 vii. 設計計算說明書的編寫 (二) 設計任務 a) 減速器總裝配圖一張 b) 齒輪、軸零件圖各一張 c) 設計說明書一份 (三) 設計進度 i. 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算 ii. 第二階段：軸與軸系零件的設計 iii. 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制 iv. 第

3、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 1 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。 2. 電動機容量的選擇 1) 工作機所需功率Pw QH15 27 FW(1 0.8v)(1 1.8 2.3) 2.5kw 367367 電動機的輸出功率 Pd= Pw/ n n = n 聯(lián)n 軸承n 齒n 聯(lián)n 軸承 0.99 0.993 0.982 0.99 0.99 0.904 Pd= 2.77kW 3. 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

4、動機 4. 電動機型號的確定 由表12 - 1查出電動機型號為 Y132S-6,其額定功率為3kW，滿載轉速960r/min?；痉?題目所需的要求。 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 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/nw nw = 60v/ n 97.66 i = 9.83 2合理分配各級傳動比 由于減速箱是同軸式布置，所以i1 = i2= .9.833.14。 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩 項目 電動機軸 高速軸1 中間軸II 低速軸III 鼓輪 轉速(r/min) 960 960

5、 305.7 97.4 97.4 功率(kW) 3 2.97 2.88 2.79 2.77 轉矩(N m) 29.8 29.5 89.9 273.7 271 傳動比 1 1 3.14 3.14 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.99 傳動件設計計算 1 選精度等級、材料及齒數(shù) 1) 材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為 40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為 45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度 為240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 2) 精度等級選用7級精度； 3) 試選小齒輪齒數(shù) z1 = 20,大齒輪齒數(shù)z2= 63的； 4) 選取螺旋角。初選螺旋角14 2 按齒面接觸

6、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(shù)據(jù)進行計算 按式試算，即 32 人 |2K u 1 ZhZe d1t| 9 d a UH 1 )確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1) 試選 Kt = 1.6 (2) 由圖10 30選取區(qū)域系數(shù) ZH = 2.433 (3) 由表10 7選取尺寬系數(shù)9 d = 1 (4) 由圖 10 26 杳得a 1 = 0.75,ea 2 = 0.85，則 ea=a 1 +ea 2 = 1.60 (5) 由表10 6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 188.9Mpa (6) 由圖10 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限bHlim1 = 680MP

7、a;大齒輪 的接觸疲勞強度極限bHlim2 = 610MPa; (7) 由式10 13計算應力循環(huán)次數(shù) N1 = 60n 1jLh = 60X 287.4X 1X( 16X 300X 8)= 7.04X 10e8 N2 = N1/3.34 = 2.24 X 10e8 (8) 由圖10 19查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 = 0.95; KHN2 = 0.98 (9) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%,安全系數(shù)S= 1,由式(10- 12)得 d H1 = 0.95X 680MPa = 646MPa d h2 = = 0.98X 610MPa = 598MPa d H = d h1 + d

8、 H2/2=622MPa 2) 計算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t 3 2 2KtT1 u 1 ZH ZE d1t A J 3 2 1.6 89.9 103 4,14 1 1.603.14 _PdaudH 2 2.433 189.8 mm=54.78mm 622 (2) 計算圓周速度 n門2n 58233.6 v=2.75m/s 60 1000 60 1000 (3) 計算齒寬b及模數(shù)mnt bdd1t 1 54.78mm 54.78mm mnt d1t cos 54.78 cos14 20 2.66mm h 2.25mnt 2.25 2.665.98mm b/h 54.78 5.98

9、 9.16 (4) 計算縱向重合度 由表104查的KH 的計算公式和直齒輪的相同， 故 Kh =1.42 由表1013查得Kf 1.35 由表10 3查得Kh Kf1.4。故載荷系數(shù) K KaKvKh Kh =1 X 1.03X 1.4X 1.42=2.05 (6) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式(10 10a)得 3 3 d1 = djt . K / Kt = 54.781.335/1.6 mm=51.57mm 計算模數(shù)mn djcosp 51.57 cos14 mn=mm=2.5mm z120 3 按齒根彎曲強度設計 由式(1017) 1 2 3 2KT cosYFaYsa m

10、n” 2 d Z1 F 1 )確定計算參數(shù) (1 )計算載荷系數(shù) KK aKv Kf Kf =1 X 1.03X 1.4 X 1.36=1.96 (2)根據(jù)縱向重合度 =1.59，從圖10 28查得螺旋角影響系數(shù)Y = 0.88 (3) 計算當量齒數(shù) 33 z仁 z1/cos 3 =20/cos 14。=21.89 z2=z2/cos3 3 =63/cos 314。=68.96 (4) 查取齒型系數(shù) 由表 10 5 查得 YFa1=2.83 ; Yfa2=2.3 (5) 查取應力校正系數(shù) 由表 10 5 查得 Ysa1=1.56 ; Ysa2=1.74 (6) 計算d F 由圖10-20c查得

11、小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 300MPa ；大齒輪彎曲強度極限 fe2 250MPa ；由圖 5-19,Yn1=Yn2=1 , Yst=2,Yx仁丫x21.0。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由(10-12 )得 Yst Yn1 Yx1 FE1 S 0.95 500 1.4 428MPa r Yst Yn2 Yx2 FE2 f2廠 0.98 380 1.4 357MPa （7）計算大、小齒輪的丫FaYsa并加以比較 丫Fa1YSa1 2.83 1.56 428 =0.0103 YFa2Ysa2 F 2 2.3 1.74 357 =0.0112 * 第9頁共16頁 大齒輪的數(shù)值大。 2）設計

12、計算 mn L2 平 KY COSYFaYsa vrzi. f 3 2 1.96 89.9 103 0.88 (cos14 )2 V 1 202 1.6 0.0112mm 1.72mm 取mn=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d1 =51.57mm來計算應有的齒數(shù)。于是由 d1 cos 乙 mn 51.57 cos14 2 25.02，取 Z125，則 Z2uz13.14 25 79 4幾何尺寸計算 1）計算中心距 乙 Z2 mn 2cosB 39106.93mm 2 cos14 a圓整后取107mm 2)按圓整后的中心距修正螺旋角 (Z1

13、 Z2)mn(25 79) 2 arccosarccos13.6 2a2 107 因B值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 dzm25 2 1cosB cos13.6 51.44mm d2 込-212. cosB cos13.6 162.55mm 4）計算齒輪寬度 ddi 1 51.4451.44mm，圓整后取 B2=52mm , B仁60mm 。 5）齒輪主要幾何參數(shù) 錯誤味找到引用源。，錯誤 味找到引用源。=79,u=3.14,m=2 ,錯誤！未找到引用源。 d錯誤！未找到引用源。 d錯誤！未找到引用源。 a=錯誤！未找到引用源。 錯誤!未找到引用源。，

14、錯誤！未找到引用源。 d錯誤！未找到引用源。 d錯誤！未找到引用源。 ，錯誤！未找到引用源。，錯誤!未找到引用源。 軸的設計計算 II軸: 1. 初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取A0=110 于是得 23.2mm 八3叵一c *2.88 %仏匕110305嚴 2求作用在齒輪上的受力 已知大齒輪分度圓直徑d2 Z2mn cosB 79 2 cos13.6 162.55mm ,小齒輪分度圓直徑 d1 z1mn25 2 51.44mm, cos cos13.6 2T 2 89.9 “ 1106N , Fr1 Ft1 Ft1 N d2 162.55 Fa1 F

15、t1 tan1106 tan 13.6 N 267N n 20 13.6 。而 tan tan 20 -1106 N 414N , cos cos13.6 2T 2 89.9 Ft2 N 3305N, d1 0.0544 Fr2Ft2taL 3305 tan20 N 1238N coscos13.6 Fa2Ft2 tan 3305 tan13.6 N 800N 3.軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 機械設計課程設計 第21頁共16頁 i. 1-11段軸用于安裝軸承 30305，故取直徑為25mm。 ii. II-III段安裝套筒，直徑 25mm。 iii. III-IV段安裝小齒輪，直

16、徑 35mm。 iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為 45mm。 v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為 35mm。 vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為 25mm。 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1. I-川長度為16mm。 2. III-IV段用于安裝小齒輪，長度略小于小齒輪寬度，為57mm。 3. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為110mm。 4. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為49mm。 5. VI-VIII 長度為 42mm。 2620 N MH 如圖受力簡圖，F(xiàn)nva牢嚴嚨篤?.；106心 F NVD F t3F t3 F NVA 330

17、5 1106 2620 - 1791N M vb F nva AB 2610 59.2N mm 155104N mm M vc F NVD CD 1791 53.7N mm 96176N mm Fr3AB Fr2 AC F d2 廠a2 Fa3 d3 2 2 1238 59.2 414 223.7 267 162.55 800 51.44 2j 300 77N F NHA Fr3BD Fr2CD Fa2 2 Fa3 da 2 AD 1238 218.2 414 53.7 267 16255 800 5144 300 1115N M hb F NHA AD 1115 59.2 N mm 6603

18、4 N mm M hb M hc F NHA AB Fa3d2 51 44 1115 59.2 80086584 N mm 2 FNHDCD77 53.7N mm 4135N mm M hc d2 2 F NHD CD 267 162.55 2 77 53.7 39266 N mm Mb M B Fa2 155104266034216857N mm 1551042865842177635N mm MC. MVcMHHC、878912 41352 87988N mm Mc.MVc MHC.878912 392662 96263N mm 按脈動循環(huán)應力考慮，取a =0.6 McaB.(Mb)2(

19、T)2 177.62 (0.6 89.9)2 N m 186N m 1 2 2 M caC, M CT 96.32 0.6 89.9 2N m 110N m 按彎扭合成應力校核軸的強度, 校核截面 B、 C。 校核B截面 333 由 d=35mm，可得，WB 0.1d0.1 354287.5mm caB 仏空型MPa WB 4287.5 45.24 MPa 校核C截面，Wc 4287.5mm3 , caC M caC Wc MPa 24.72MPa 4287.5 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 得, 1 54MPa ， caC caB 故安全 I軸： 1 作用在齒輪上的力 1106

20、414 Fnh1 Fnh2N 553N, Fnv1 Fnv2 N 207N 2 2 2初步確定軸的最小直徑 dmin 110 遼9716.0mm 960 3.軸的結構設計 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a.由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直 徑尺寸的限制，選為 25mm。 b. 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。 c. 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用 30207型，即該段直徑定 為 35mm。 d. 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標準化，定為 40

21、mm。 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。 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。 d. 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取19.7mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取 4mm （采用油潤 滑），軸承寬17mm，定為40.7mm。 e. 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊

22、片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。 f. 該段由聯(lián)軸器孔長決定為44mm III軸 1 作用在齒輪上的力 33051238 Fnh1Fnh2N1652.5N;Fnv1Fnv2N 619N 2 2 2初步確定軸的最小直徑 d min 3 P3 :n3 110 3 279 33.7mm 97.4 3.軸的結構設計 2）軸上零件的裝配方案 I、I 廠 IIT III IVV VI VII 3）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 I - n n -川 川-IV V - V V - W W - vn 直徑 44 57 55 49 72 55 長度 82 50 45 67 12 22.7

23、5 滾動軸承的選擇及計算 I軸： 1 求兩軸承受到的徑向載荷 1、軸承30207的校核 1）徑向力 F r F NH 1 F NV1 590N 2） 派生力，查設計手冊得Y=1.6 FdA電 184.5N，F(xiàn)dB空 184.5N dA2YdB2Y 3）軸向力 由于 Fa1 FdB 267 184.5 451.5NFdA， 所以軸向力為FaA 451.5N， F aB 184.5N 4）當量載荷，查設計手冊e=0.37 由于電 0.76 e，金 0.31 F rAF rB 所以 Xa 0.4，Ya1.6，Xb Yb0。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 1.2，故當量載荷為 Pa f p (X a

24、 FrA YaFra)1.2 0.4 590 1.6 451.5 N 1150.1N Pb f p (X B FrB Yb FaB )1.2 1 5900 184.5 N 708 5）軸承壽命的校核, 查設計手冊得 Cr=54200N L106 Lh 106 54200 60厲 pa 60 960 1150.1 3.3 h 5.8 106 38400h II軸: 2、 軸承30305的校核 1）徑向力 F rA FNH 1F NV1 2847N 2 2 rB NH 2 NV2 1793N 2）派生力，查設計手冊得 Y=1.9 FdA fY 712N， 劈 448N 3）軸向力 由于 Fa1Fd

25、B533 448 981N FdA， III 軸: 所以軸向力為FaA 981N , FaB 448N 4）當量載荷，查設計手冊得e=0.31 由于蟲 0.34 e，皂 0.25 e， F rAF rB 所以 Xa 0.4，Ya 2，Xb 1，Yb 0 。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 p 1.2，故當量載荷為 PAf p (X A FrA YaFra)1.2 0.4 28472 981 N 3721N Pb f p (X b FrB Yb FaB)1.2 1 17930 448 N 2152N 軸承壽命的校核 ,查設計手冊得 Cr=59000N Lh 60n2 PA 1上 60 305.7

26、 3721 3.3 59000h 4.9 105 38400h 3、軸承30211的校核 1）徑向力 FrA. F：Fv212029N FrB：,F爲F；2 2029N 2） 派生力，查設計手冊得丫=1.4 FF rA F dA 2Y 724.6N，F(xiàn)dB F rB 2Y 724.6N 3）軸向力 由于Fa1 F dB 993 724.6 1717.6N FdA， 所以軸向力為 FaA1717.6N ，F(xiàn) aB 724.6N 4）當量載荷，查設計手冊得e=0.42 由于電 0.85 e，矗 0.36 e， F rAF rB 所以 XA 0.4，Ya1.4，Xb 1，Yb0。 由于為一般載荷，所

27、以載荷系數(shù)為fp 1.2，故當量載荷為 Pa f p ( X A F rA YaFra)1.2 0.4 2029 1.4 1717.6 N 3859.4N Pb f p ( X b F rB Yb FaB )1.2 1 2029 0 724.6 N 2434.8N 5）軸承壽命的校核, 查設計手冊得 Cr=132000N L106 *-h 一 106 132000 60n3PA 已 60 86.1 3859.4 3.3 h 2.23 10738400h 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 （一）高速軸上的鍵聯(lián)接 由軸的設計計算可知所選平鍵分別為 bx h X L=8X 7X 40 由公式6-1，取有輕微沖

28、擊 p 110MPa p1 3 2T110 kid 3 239 4103 -MPa 28.1MPa 32 25 0.5 7 bx h x L=12x 8x 70 p2 3 2T110 kid 2 39.4 103 MPa 0.5 8 58 40 8.5MPa （二）中速軸上的鍵聯(lián)接 由軸的設計計算可知所選平鍵分別為 bx hx L=10 x 8x 70 p1 3 2T210 kid 2 127.6 103 MPa 0.5 8 60 35 30.4MPa bx hx L=10 x 8x 63 p2 3 2T210 kid 2 127.6 103 MPa 0.5 8 53 35 34.4MPa （

29、三）低速軸上的鍵聯(lián)接 由軸的設計計算可知所選平鍵分別為 bx h x L=14X 9x 80 3 2T310 p1 kid 2 412.6 103 MPa 0.5 9 66 45 61.7MPa bx h x L=18x 11 x 63 3 2T3 10 p2 kid 3 2 412.6 10 g MPa 0.5 11 45 60 55.6MPa 連軸器的選擇 由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點, 所以考慮選用它。 、高速軸用聯(lián)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(shù)為 Ka1.5, 計算轉矩為 TeaKAT1 1.5 39.8 59.7N m 所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4 (GB4323-84 )，但由于聯(lián)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(shù)如下： 材料HT200 公稱轉矩Tn125N m 軸孔直徑 d138mm， d2 25mm 軸孔長 L 82mm， L1 60mm 裝配尺寸A 45mm 半聯(lián)軸器厚b 38mm (1P163 表 17-3)( GB4323-84) 二、第二個聯(lián)軸器的設計計算 由于裝置用