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第1页共18页一斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器设计参数题号参数3-A3-B3-C3-D生产率Q(t/h)15162024提升带的速度,(m/s)1.82.02.32.5提升带的高度H,(m)32282722提升机鼓轮的直径D,(mm)400400450500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小时传动简图一设计内容1.电动机的选择与运动参数计算;2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核;6.装配图、零件图的绘制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-提升带第2页共18页7.设计计算说明书的编写二设计任务1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份三设计进度1、第一阶段:总体计算和传动件参数计算2、第二阶段:轴与轴系零件的设计3、第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、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PwkwvQHPW19.3)8.18.11(3673215)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Pd3.53kW3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201查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,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/nwnw85.94i11.172合理分配各级传动比第3页共18页由于减速箱是同轴式布置,所以i1i2=34.317.11。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)960960287.486.186.1功率(kW)43.963.843.723.69转矩(Nm)39.839.4127.6412.6409.3传动比113.343.341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。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z267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(1021)试算,即321112HEHdttZZuuTKd1)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ZE189.8Mpa(6)由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa;(7)由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60287.41(163008)6.6210e8N2N1/3.341.9810e8(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H10.95600MPa570MPa第4页共18页H20.98550MPa539MPaHH1H2/2554.5MPa2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1td1t32112HEHdtZZuuTK=3235.5548.189433.234.334.460.11106.1271.62mm=61.27mm(2)计算圆周速度v=10006021ndt=10006085192.67=0.92m/s(3)计算齿宽b及模数ntmmmmmdbtd27.6127.6111mmzdmtnt97.22014cos27.61cos11mmmhnt69.697.225.225.216.969.627.61/hb(4)计算纵向重合度=tan318.01zd=0.318120tan14。=1.59(5)计算载荷系数K。已知载荷平稳,所以取KA=1根据v=0.92m/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=11.031.41.42=2.05第5页共18页(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=36.1/05.227.61mm=66.55mm(7)计算模数nmnm11coszd=20cos1455.66。mm=3.23mm3按齿根弯曲强度设计由式(1017)mn32121cos2FSaFadYYzYKT1)确定计算参数(1)计算载荷系数FFVAKKKKK=11.031.41.36=1.96(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=67/cos314。=73.34(4)查取齿型系数由表105查得YFa1=2.724;Yfa2=2.233(5)查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.757(6)计算F由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa5001FE;大齿轮弯曲强度极限MPa3802FE;由图10-18取弯曲疲劳寿命系数95.0K1FN,98.0K2FN。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由(10-12)得MPa39.3394.150095.0SK1FE1FN1FMPa2664.138098.0SK2FE2FN2F第6页共18页(7)计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较111FSaFaYY=29.339569.1724.2=0.0126222FSaFaYY=266757.1233.2=0.0147大齿轮的数值大。2)设计计算mm.mm.)(cos.YY.zcosYKTmFSaFadn12201470612011488010612796122322332121取nm=2.5mm,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=66.55mm来计算应有的齿数。于是由83255214556611.cos.mcosdzn,取261z,则872634312.uzz4几何尺寸计算1)计算中心距mm.cos.)(cosmzzan57145142528726221a圆整后取146mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角9193141462528726221.)(arccosam)zz(arccosn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mm.cos.cosmzdn1967919314522611mm.cos.cosmzdn812249193145287224)计算齿轮宽度mm.dbd1967196711,圆整后取B2=70mm,B1=75mm。第7页共18页5)结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。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=112,于是得mm.mm.nPAdmin6264287843112332202求作用在齿轮上的受力已知大齿轮分度圆直径mm.cos.cosmzdn81224919314528722,小齿轮分度圆直径mm.cos.cosmzdn1967919314522611,20n,919314。而NN.dTFt113522481061272221,NNcostancostanFFntr4

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