1、机械设计课程设计第 1 页 共 17 页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题目要求及设计时间安排未找到目录项。全套图纸，加 153893706设计参数 题 号参 数 -3生产率 Q(t/h) 12提升带的速度 ,(m/s) 2.3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. 提升机驱动鼓轮(图 2.7中的件 5)所需功率为kW)8.01(367QHPW3. 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)。4. 工作寿命为 8 年，每年 300 个工作日，每日工作
2、 16 小时。5允许的速度误差为 5%。传动简图机械设计课程设计第 2 页 共 17 页1-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i. 电动机的选择与运动参数计算；ii. 斜齿轮传动设计计算iii. 轴的设计iv. 滚动轴承的选择v. 键和连轴器的选择与校核；vi. 装配图、零件图的绘制vii. 设计计算说明书的编写(二) 设计任务a) 减速器总装配图一张b) 齿轮、轴零件图各一张c) 设计说明书一份(三) 设计进度i. 第一阶段：总体计算和传动件参数计算ii. 第二阶段：轴与轴系零件的设计iii. 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核
3、及草图绘制iv. 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1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。2电动机容量的选择1） 工作机所需功率 Pw 机械设计课程设计第 3 页 共 17 页kwvQHPW 5.2)38.1(36725)8.01(367电动机的输出功率PdPw/ 90490.9.02323 轴 承联齿轴 承联 Pd2.77kW3电动机转速的选择nd（i1i2in ）nw初选为同步转速为 1000r/min 的电动机4电动机型号的确定由表 121 查出电动机型号为 Y132S-6,其额定功
4、率为 3kW，满载转速 960r/min。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：inm/nwnw60v/ 97.66i9.832合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以 i1i2= 。14.38.9各轴转速、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 轮转速（ r/min） 960 960 305.7 97.4 97.4功率（kW） 3 2.97 2.88 2.79 2.77转矩（Nm） 29.8 29.5 89.
5、9 273.7 271传动比 1 1 3.14 3.14 1效率 1 0.99 0.97 0.97 0.99传动件设计计算1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。机械设计课程设计第 4 页 共 17 页2） 精度等级选用 7 级精度；3） 试选小齿轮齿数 z120，大齿轮齿数 z263 的；4） 选取螺旋角。初选螺旋角 142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试算，即 32112HEdtt Zu
6、TK 1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选 Kt1.6（2） 由图 1030 选取区域系数 ZH2.433（3） 由表 107 选取尺宽系数 d1（4） 由图 1026 查得 10.75，20.85，则 121.60（5） 由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE188.9Mpa（6） 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1680MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 610MPa；（7） 由式 1013 计算应力循环次数N160n1jLh60287.41（163008）7.0410e8N2N1/3.34 2.2410e8（8） 由图 1019 查得接
7、触疲劳寿命系数 KHN10.95；KHN2 0.98（9） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得H10.95680MPa646MPaH20.98610MPa598MPaH H1 H2/2=622MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径 d1td1t 3 212HEdt ZuTK = mm=54.78mm3 2368.194.60.98（2） 计算圆周速度v= = =2.75m/s1062ndt 0.583（3） 计算齿宽 b 及模数 ntm机械设计课程设计第 5 页 共 17 页mdbt 78.54.1zmtnt 6.201coscos1hnt 98.5
8、6.225. 98.74/b（4） 计算纵向重合度 = =0.318120tan14 =1.59tan31.0zd 。（5） 计算载荷系数 K。已知载荷平稳，所以取 KA=1根据 v=2.75m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数 =1.03；由表 104 查的Kv的计算公式和直齿轮的相同，H故 =1.42 由表 1013 查得 35.1FK由表 103 查得 。故载荷系数4H=11.031.41.42=2.05HVA（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得= = mm=51.57mm1d3/ttK36.1/5.78.54(7)计算模数 nm= mm=2.5m
9、mn1coszd20cos1457.。3按齿根弯曲强度设计由式(1017)mn 321cosFSadYzKT 1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数=11.031.41.36=1.96FVAK机械设计课程设计第 6 页 共 17 页（2） 根据纵向重合度 =1.59，从图 1028 查得螺旋角影响系数 0.88 Y（3） 计算当量齿数z1=z1/cos =20/cos 14 =21.8933。z2=z2/cos =63/cos 14 =68.96。（4） 查取齿型系数由表 105 查得 YFa1=2.83；Yfa2=2.3（5） 查取应力校正系数由表 105 查得 Ysa1=1.56；Ysa2
10、=1.74（6） 计算F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MPaFE301；由图 5-19,Yn1=Yn2=1，Yst=2,Yx1=Yx21.0。取弯曲疲劳安全系数MPaFE250S=1.4，由（10-12）得 PaSYxnstFEF 428.150911 MtFEF 37.22（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较FSaY= =0.01031FSaY 42856.3= =0.01122FSa 7.大齿轮的数值大。2） 设计计算 mYzKTmFSadn 72.10.6.120)4(cos89.86.12.cos3 23321 取 =2mm，已可满足弯曲强度。但
11、为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算n得分度圆直径 =51.57mm 来计算应有的齿数。于是由1机械设计课程设计第 7 页 共 17 页，取 ，则02.5214cos57.cos1 nmdz51z 792514.32uz4几何尺寸计算1） 计算中心距 mzan93.1064cos2)75(cos21 a 圆整后取 107mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 6.13072)95(arcos2)(arcos1mzn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 mmzdn4.516.3cos21 n7924） 计算齿轮宽度，圆整后取 B2=52mm，B
12、1=60mm 。mdb4.51.15） 齿轮主要几何参数, =79, u=3.14, m=2 ,1=25 2 =136, 1=1=51.44 2=2=162.55d , d1=1+256.442=2+2=167.55d , d1=12(+)=48.942=22(+)=160.05a= , ,12(1+2)=107 1=60 2=52轴的设计计算II 轴：1 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 =1100A于是得 mnPAd2.3.305821320mi 机械设计课程设计第 8 页 共 17 页2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
13、直径mmzdn5.162.3cos792， ， 。而mzdn4.516.3cos210n.3， ,NTFt 0.9821 NFntr 416.cos20tan1cosa1 ； ，ta 267.13tan6n1 dTt 35.9812，NFntr 38.cos0t5cos2 ta 61ta323轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案i. I-II 段轴用于安装轴承 30305，故取直径为 25mm。ii. II-III 段安装套筒，直径 25mm。iii. III-IV 段安装小齿轮，直径 35mm。iv. IV-V 段分隔两齿轮，直径为 45mm。v. V-VI 段安装大齿轮，直径为 35m
14、m。vi. VI-VIII 段安装套筒和轴承，直径为 25mm。2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-长度为 16mm。2. III-IV 段用于安装小齿轮，长度略小于小齿轮宽度，为 57mm。3. IV-V 段用于隔开两个齿轮，长度为 110mm。4. V-VI 段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为 49mm。5. VI-VIII 长度为 42mm。机械设计课程设计第 9 页 共 17 页4求轴上的载荷A B C D59.2 164.5 53.7FNVA FNVDFt3 Ft2MV MVCFNHA MVB Fa2 FNHDFr2Fr3Fa3MHT如图受力简图， NAD
15、CFBFttNVA 2604.277.5310830523 NttNVD 961053mMAB 02.96NCFNVD771NNAdFaarrH73024.51802.167.241.5912383223 机械设计课程设计第 10 页 共 17 页NNADdFCFBFaarrNHA153024.51802.167.5412.833223 mAFMHB 64.9NdaN 86542.180.5123NmCDH 437. mFdMNa 9267.52.162HBVB 80345N176512222 mHCVC 9879M233222按脉动循环应力考虑，取 =0.6 NTBca 186)9.860(
16、.17)( 2222mC 039按弯扭合成应力校核轴的强度，校核截面 B、C 。校核 B 截面由 d=35mm，可得， 3335428710d.WBMPaMBcaca .45.4287190校核 C 截面， ，3.mC MPaWCcaca 72.45.4287106轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 得， ， 。P1 1caBcC故安全I 轴：机械设计课程设计第 11 页 共 17 页1作用在齿轮上的力, NFNH532106 NFNV20741212初步确定轴的最小直径 mnPAd0.697.3310min3轴的结构设计1） 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
17、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伸轴直径尺寸的限制，选为 25mm。b.考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 2.5mm，所以该段直径选为 30。c.该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，则轴承选用 30207 型，即该段直径定为 35mm。d.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 40mm。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
18、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。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。d.该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取 19.7mm、轴承与箱体内壁距离取 4mm（采用油润滑） ，轴承宽 17mm，定为 40.7mm。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。f.该段由联轴器孔长决定为 44mmIII 轴1作用在齿轮上的力;NFNH5.162302 NFNV61923812初步确定轴的最小直径机械设计课程设计第 12 页
19、共 17 页mnPAd7.34.9210330min 3轴的结构设计2） 轴上零件的装配方案3） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度- - - - - -直径 44 57 55 49 72 55长度 82 50 45 67 12 22.75滚动轴承的选择及计算I 轴：1求两轴承受到的径向载荷1、 轴承 30207 的校核1） 径向力 NFVNHr 590212） 派生力，查设计手册得 Y=1.6，YrAd.84YrBd5.18423） 轴向力由于 ，dAdBa FNF2671所以轴向力为 ，aA541aB51844） 当量载荷，查设计手册 e=0.37由于 ， ，eFrAa76.0e.Fr
20、Ba30所以 ， ， ， 。4.X.1AYX0BY机械设计课程设计第 13 页 共 17 页由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为2.1pfNFYXfPaArApA 1.50.4165904.)( 78BrBB5） 轴承寿命的校核，查设计手册得 Cr=54200N hhPCnLAh 3401.51.0542961)(601 63. II 轴：2、 轴承 30305 的校核1） 径向力 NFNVHrA284712rB9322） 派生力,查设计手册得 Y=1.9，YFrAd71NYFrBd4823） 轴向力由于 ，dAdBa 91531所以轴向力为 ，FaA8aB484） 当量载荷,查设计
21、手册得 e=0.31由于 ， ，e.rAa340erBa25.0所以 ， ， ， 。.XAY1XBY由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为2.pfNFfPaArApA 372198470.)( YXBrBB 5135） 轴承寿命的校核,查设计手册得 Cr=59000N hhPCnLAh 38409.43721590.61)(601 53.2 III 轴：机械设计课程设计第 14 页 共 17 页3、 轴承 30211 的校核1） 径向力 NFVHrA20912rB22） 派生力，查设计手册得 Y=1.4，N.YFrAd674N.YFrBd67243） 轴向力由于 ，dAdBa F129
22、31所以轴向力为 ，FaA67aB67244） 当量载荷,查设计手册得 e=0.42由于 ， ，e.rAa850e.rBa30所以 ， ， ， 。4.X1.YAX0BY由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为2.1pfN)F(fPaArApA 4385967149YXBrBB 205） 轴承寿命的校核，查设计手册得 Cr=132000N h.h)PC(nL.Ah 38401438591260601 733 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bhL=8740由公式 6-1，取有轻微冲击 MPap10pp kldT 2853270491231机械设
23、计课程设计第 15 页 共 17 页bhL=12870 pp MPakldT 584058013921332(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bhL=10870 pp akldT 430560812712331bhL=10863 pp MPl3032(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bhL=14980 pp akldT 761456901212331bhL=181163 pp MP.l 0332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。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 ，5.1AK计算转矩为
24、mNTKAca 7.598.31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：材料 HT200公称转矩 mNTn125轴孔直径 ，d38d2轴孔长 ，L601装配尺寸 mA45半联轴器厚 b38（1P163 表 17-3） （GB4323-84 ）三、第二个联轴器的设计计算机械设计课程设计第 16 页 共 17 页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 ，5.1AK计算转矩为 mNTKAca 8.1372.95.3所以选用弹性柱销联轴器 TL10（GB
25、4323-84 ）其主要参数如下：材料 HT200公称转矩 mNTn20轴孔直径 d631轴孔长 ， L417装配尺寸 A80半联轴器厚 mb5（1P163 表 17-3） （GB4323-84 ）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 M181.5油面指示器选用游标尺 M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M161.5润滑与密封一、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。二、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。三、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利
26、，考虑到该装置用于小型设备，选用 L-AN15 润滑油。四、密封方法的选取机械设计课程设计第 17 页 共 17 页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（F）B25-42-7-ACM ， （F）B70-90-10-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机械设计课程设计 ，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编， 1995 年 12 月第一版；2机械设计（第七版） ，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编， 2001 年 7 月第七版；3简明机械设计手册 ，同济大学出版社，洪钟德主编， 2002 年 5 月第一版；4减速器选用手册 ，化学工业出版社，周明衡主编， 2002 年 6 月第一版；5工程机械构造图册 ，机械工业出版社，刘希平主编6机械制图（第四版） ，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编， 2001 年 8 月第四版；7互换性与技术测量（第四版） ，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001 年 1 月第四版。
