机械设计课程设计-斗式提升机传动减速器设计（全套图纸）.doc

机械设计课程设计设计题目：斗式提升机传动减速器设计 全套图纸加153893706 一、设计任务书 1.题目：设计一斗式提升机用传动装置二级斜齿轮同轴式减速器 2.总体布置简图：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3.工作情况：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.原始数据：生产率Q(t/h) 20 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 工作寿命（年） 8 工作制度 （天/年）和 （小时/天） 300 和 16 5.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 (7). 设计计算说明书的编写6.设计任务 (1).减速器装配图一张；(2).零件工作图2张(低速轴上的大齿轮和轴)；(3).设计计算说明书一份7.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二、传动方案分析1蜗杆传动蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用于中、小功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度，可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此将蜗杆传动布置在第一级。2斜齿轮传动斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。因此将斜齿轮传动布置在第二级。3圆锥齿轮传动圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模熟的圆锥齿轮，只有在需要改变轴的布置方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和摸数。所以将圆锥齿轮传动放在第三级用于改变轴的布置方向。4链式传动链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。所以链式传动布置在最后。因此，蜗杆传动斜圆柱齿轮传动圆锥齿轮传动链式传动，这样的传动方案是比较合理的。理的。计 算 及 说 明一、传动方案拟定设计二级斜齿轮同轴式减速器（1） 工作条件：工作寿命8年，每年300个工作日，每日16个工作时，载荷平稳，环境不清洁。（2） 原始数据：生产率Q=20t/h；提升带的带速v = 2.3m/s；提升带的高度H=27m；提升机鼓轮的直径D=450mm；二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：(1)传动装置的总效率： =2联轴器2齿轮4轴承工作机 由手册表1-7查得联轴器=0.99（弹性联轴器）、齿=0.98、轴承=0.99、卷筒=0.97。故 =0.9920.9820.994 0.97 =0.886(2)工作机所需的功率Pw：Pw=QH(1+0.8V)/367kw=2027（1+0.82.3）/367=4.18kw(3)所需电动机的功率Pd=Pw/ =4.18/0.886=4.76kw3、确定电动机转速：鼓轮工作转速：nw = 601000v/D = 6010002.3/(450) = 97.66r/min按手册表13-2推荐的传动比合理范围，取斜齿圆柱齿轮传动传动比范围i齿 = 46，则总传动比的合理范围为i = 860。故电动机转速的可选范围为nd = i nw =（860）97.66 = 781.285859.6r/min符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min。方案 电动机型号 额定功率/kw 电动机同步转速(r/min) 满载转速nm 轴伸直径 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2 384、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-4。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，轴伸直径38mm。三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i = nm/nw = 1440/97.66 = 14.745 2、分配各级传动比 I1= i2= 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n1 = nm = 1440r/minn2 = nI/i高=1440/3.839= 375.09r/minn3 = nII/i减=375.09/3.839 = 97.66r/min2、 计算各轴的功率（kW）P1 = Pd 3 = 4.76 0.99 kw =4.71kwP2 = P1 1 4 = 4.71 0.98 0.99kw =4.57kw P3 = P2 1 4 = 4.57 0.98 0.99kw =4.339kw3、 计算各轴扭矩（Nm）运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率P(kw)转距T(Nm)转速n(r/min)传动比i效率 输入输出输入输出电动机轴4.7631.56 1440.001.000.97一轴4.764.71 31.56 31.24 1440.0070.95二轴4.714.57116.35110.53375.093.8390.95三轴4.574.339 433.38420.36 97.663.8390.97四轴4.3394.35420.36407.7497.6610.97六传动零件的设计计算斜齿轮传动设计1高速级斜齿轮传动选择计算(1).选精度等级、材料及齿数运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。材料选择。有表10-1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。选小齿轮齿数大齿轮齿数选取螺旋角。初选螺旋角。(2).按齿面接触疲劳强度设计 确定公式内各计算数值a.试选b.由图10-30选取区域系数ZH=2.433c.由图10-26查得则d.小齿轮传递转距 e.由表10-7选取齿宽系数f.由表10-6查得材料的弹性影响系数g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限h.应力循环次数 i.由表10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1 计算a.试算小齿轮分度圆直径， b.计算圆周速度 c.计算齿宽b及模数 d.计算纵向重合度 e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据v=2.79m/s，7级精度，有图10-8查得动载荷系数， 由表10-4查得由表10-13查得由表10-3查得 故载荷系数 f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 g.计算模数 (3).按齿根弯曲强度设计 确定计算参数a.计算载荷系数 b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d.查取齿形系数由表10-5查得e.计算大、小齿轮的并加以比较由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数取S=1.4大齿轮的数值大。 设计计算 mm因此取，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取 取，则，取(4).几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为131mm按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故等值不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 所以取。 2低速级斜齿轮传动选择计(1).选精度等级、材料及齿数运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 100995-88）。材料选择。有表10-1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。选小齿轮齿数z1=20,则大齿轮齿数z2= i高z1=3.83920=76.78,取z2=77选取螺旋角。初选螺旋角。(2).按齿面接触疲劳强度设计 确定公式内各计算数值a.试选Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数ZH=2.433c.由图10-26查得1=0.78，2=0.87则=1+2=0.78+0.87=1.65d.小齿轮传递转距. T2 =116.36e.由表10-7选取齿宽系数f.由表10-6查得材料的弹性影响系数g.由图10-21d按齿面硬度查得，小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa; 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=570Mpa。h.应力循环次数 N1=60n1jLh=60375.091(830016)=8.64108 N1=60n2jLh=6097.661(830016)=2.31108i.由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=1.02, KHN2=1.08j.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,H1= KHN1Hlim1/S=1.02600Mpa=612MpaH2= KHN2Hlim2/S=1.08570Mpa=615.6Mpa H=(H1+ H2)/2=(612+615.6)/2MPa=613.8MPa计算a.试算小齿轮分度圆直径 b.计算圆周速度 v=d1tn1/(601000)= 54.40375.09/(601000)m/s=1.067m/sc.计算齿宽b及模数 b=d1d1t=154.40mm=54.40mm 法面模数 mnt= d1tcos/z1=54.40cos140/20=2.639mm 齿高 h=2.25 mnt=2.252.639=5.938mm b/h=54.40/5.938=9.16d.计算纵向重合度 =0.318d1z1tan=0.318120tan140=1.584e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数KA=1根据v=1.067m/s,7级精度，有图10-8查得动载荷系数KV=1.05，由表10-4插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称分布时，KH =1.312故 由图10-13查得KF =1.26由表10-3查得 故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.051.11.312=1.515f. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 g.计算模数 (3).按齿根弯曲强度设计 确定计算参数a.计算载荷系数 K=KAKVKFKF=11.051.11.26=1.455b.根据纵向重合度=1.584，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d.查取齿形系数及应力校正系数由表10-5查得 e.计算大、小齿轮的并加以比较1)由图10-20 c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa2）由图10-18去弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85; KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得F1= KFN1FE1/S=0.85500/1.4=303.6MPaF2= KFN2FE2/S=0.88380/1.4=238.8MPa则 大齿轮的数值大。 设计计算 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，因此取 取Z1=21，则Z2=uZ1=3.83921=80.62,取Z2=81(4).几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为131mm按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故等值不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 所以取。 =0.886Pw=4.18kwPd=4.76kwnw =97.66r/min：i =14.745I1= i2=3.889n1 =1440r/minn2 =375.09r/minn3 =97.66r/minP1 =4.71kwP2 =4.57kw P3 =4.339kwP4=4.35Td=31.56T1=31.24T2=116.35T3=433.38T4=420.46ZH=2.433T1=31.2N.mKHN1=0.95S=1 v=2.79m/s b=37.08mm=1.49mmh=3.3525mmb/h=11.06K=1.78=38.42mm=1.49mmK=1.693=26.27=101.8=303.57MPa=238.86MPaa=131mm53.94mm208.04mmZH=2.433KHN1=1.02S=1v=1.067m/sb=54.40mmmnt=2.639mmh=5.938mmb/h=9.16=1.584KA=1KF =1.26K=1.515=53.488mm=53.42mm=2.592mmK=1.455=21.9=84.3S=1.4=303.6MPa=238.8MPaa=131mm54.1mm208.69mm计算及说明结果七轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为： 1，3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3，取A1=125，A2=110，A3=105。 2轴的结构设计（1）轴的初步设计如下图：（2）一轴的设计：装配方案是：套筒、左端轴承、端盖、联轴器依次从轴的左端向右端安装，右端只安装轴承和轴承座。3轴的初步设计如下图：装配方案：左端只安装轴承和轴承座，右端从右到左依次安装斜齿轮、套筒、滚动轴承、端盖、联轴器。2轴的初步设计如下图：装配方案：左端从左到右依次安装齿轮、套筒、滚动轴承、端盖，右端从右到左依次安装套筒、滚动轴承、端盖。32轴的弯扭合成强度计算 (1).求作用在齿轮上的力，轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图 大齿轮上的作用力：小齿轮对轴的作用力：再由下图求出轴承对轴的作用力.12=232.849N-3039.868N所以=-724.35,1356.23NT2=119.16 Nm弯距图和扭距图如下：(2).校核轴的强度齿轮轴的轮齿处存在危险截面， （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取抗弯截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的弯扭强度条件为 查表15-1得 MPa所以 =26.374MPa符合弯扭强度条件4、输出轴的强度校核求水平面的支承反力 C点的弯矩求垂直面的支承反力 N.m 弯矩图和扭矩图如下：(7)求危险截面的当量弯矩 最大弯矩处最细处(8)计算危险截面处的直径装齿轮处由表14- 查得B=650MPa，由表14- 查得-1b=60MPa，则mm考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4，故mm d3=50 mm装联轴器处考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4，故mm d1=40 mm所以，此轴强度足够。八、轴承校核(1)输入轴轴承校核左右双边深沟球球轴承，根据轴直径d=45mm，选择轴承的型号为6109基本额定静载荷 Cor=14.8 kN基本额定动载荷 Cr =21.0 kNN因1轴所受的轴向力向右，所以只有最右边的角接触球轴承受轴向力 查表13-5得右轴承判断系数 e =0.27所以 Y=1.65当量动载荷当量动载荷所以，应用核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数 减速器设计寿命 h满足寿命要求(2)中间轴轴承校核左右双边深沟球球轴承，根据轴直径d=45mm，选择轴承的型号为6209基本额定静载荷 Cor=20.5kN基本额定动载荷 Cr =31.5 kN因1轴所受的轴向力向右，所以只有最右边的轴承受轴向力 查表13-5得轴承判断系数 e =0.241当量动载荷当量动载荷所以，应用核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数 减速器设计寿命 h满足寿命要求(1)输出轴轴承校核左右双边深沟球球轴承，根据轴直径d=45mm，选择轴承的型号为6109基本额定静载荷 Cor=14.8 kN基本额定动载荷 Cr =21.0 kN因1轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的轴承受轴向力 查表13-5得左轴承判断系数 e =0.27,Y=1.65当量动载荷当量动载荷所以 ，应用核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数 减速器设计寿命 h满足寿命要求九、键连接的选择和计算1键的选择1轴键槽部分的轴径为32mm，所以选择普通圆头平键键,L=80-5=75mm3轴齿轮键槽部分的轴径为50mm，所以选择普通圆头平键键，L=49mm右端轴径为40mm，选择普通圆头平键键，L=105mm2轴键槽部分的轴径为45mm，所以选择普通圆头平键键,L=50mm2键的强度计算假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为 查表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100120MPa，所以取 (1).1轴上键的强度计算 所以 满足强度条件(2).2轴上键的强度计算 所以 满足强度条件(3).3轴齿轮键的强度计算 所以 满足强度条件右端键的强度计算 所以 满足强度条件十联轴器的选择计算1计算输入联轴器的计算转距查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取 2型号选择根据计算转距选择挠性联轴器TL5型主要参数如下：公称扭距 （满足要求）许用转速 （满足要求）轴孔直径 d=32mm轴孔长度 d=82mm3.计算输出联轴器的计算转距4型号选择根据计算转距选择挠性联轴器TL6型主要参数如下：公称扭距 （满足要求）许用转速 （满足要求）轴孔直径 d=40mm轴孔长度 L=112mm十一润滑和密封说明1 润滑说明斜齿轮采用浸油润滑轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。2密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。十二拆装和调整的说