_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

<p>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。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(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Pw1-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-提升带机械设计课程设计第3页共17页kwvQHPW5.2)3.28.11(3672715)8.01(367电动机的输出功率PdPw/904.099.099.098.099.099.02323轴承联齿轴承联Pd2.77kW3电动机转速的选择nd（i1·i2in）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=14.383.9。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）960960305.797.497.4功率（kW）32.972.882.792.77转矩（N·m）29.829.589.9273.7271传动比113.143.141效率10.990.970.970.99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14°2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32111·2HEHdttZZuuTKd1）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Hlim2610MPa；（7）由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60×287.4×1×（16×300×8）7.04×10e8N2N1/3.342.24×10e8（8）由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.98（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H10.95×680MPa646MPaH20.98×610MPa598MPaHH1H2/2=622MPa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1td1t3211·2HEHdtZZuuTK=3236228.189433.214.314.4·60.11109.891.62mm=54.78mm（2）计算圆周速度v=10006021ndt=1000606.58233=2.75m/s（3）计算齿宽b及模数ntm机械设计课程设计第5页共17页mmmmdbtd78.5478.5411mmzdmtnt66.22014cos78.54cos11mmmhnt98.566.225.225.216.998.578.54/hb（4）计算纵向重合度=tan318.01zd=0.318×1×20×tan14。=1.59（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Kv=1.03；由表104查的HK的计算公式和直齿轮的相同，故HK=1.42由表1013查得35.1FK由表103查得4.1FHKK。故载荷系数HHVAKKKKK=1×1.03×1.4×1.42=2.05（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得1d=31/ttKKd=36.1/335.178.54mm=51.57mm(7)计算模数nmnm11coszd=20cos1457.51。mm=2.5mm3按齿根弯曲强度设计由式(1017)mn32121·cos2FSaFadYYzYKT1）确定计算参数（1）计算载荷系数FFVAKKKKK=1×1.03×1.4×1.36=1.96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Y0.88（3）计算当量齿数z1=z1/cos3=20/cos314。=21.89z2=z2/cos3=63/cos314。=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=1.74（6）计算F由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3001；大齿轮弯曲强度极限MPaFE2502；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（10-12）得MPaSYxYnstFEF4284.150095.011Y11MPaSYxYnYstFEF3574.138098.02222（7）计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较111FSaFaYY=42856.183.2=0.0103222FSaFaYY=35774.13.2=0.0112大齿轮的数值大。2）设计计算mmmmYYzYKTmFSaFadn72.10112.06.1201)14(cos88.0109.8996.12.cos2322332121取nm=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1d=51.57mm来计算应有的齿数。于是由机械设计课程设计第7页共17页02.25214cos57.51cos11nmdz，取251z，则792514.312uzz4几何尺寸计算1）计算中心距mmmzzan93.10614cos22)7925(cos221a圆整后取107mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角6.1310722)7925(arccos2)(arccos21amzzn因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径mmmzdn44.516.13cos225cos11mmmzdn55.1626.13cos279cos224）计算齿轮宽度mmdbd44.5144.5111，圆整后取B2=52mm，B1=60mm。5）齿轮主要几何参数错误!未找到引用源。,错误!未找到引用源。=79,u=3.14,m=2,错误!未找到引用源。错误!未找到引用源。,错误!未找到引用源。d错误!未找到引用源。,d错误!未找到引用源。d错误!未找到引用源。,d错误!未找到引用源。a=错误!未找到引用源。,错误!未找到引用源。,错误!未找到引用源。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0A=110于是得mmmmnPAd2.237.30588.211033220min2求作用在齿轮上的受力已知大齿轮分度圆直径mmmzdn55.1626.13cos279cos22，小齿轮分度圆直径</p>