机械设计课程设计报告-斗式提升机传动装置设计.doc

机械设计课程设计报告 斗式提升机传动装置设计专 业：机械设计制造及其制动化班 级：设 计 者：学 号：指导老师：目 录第一章 设计任务3第二章 电动机的选择和计算4第三章 齿轮的设计和计算6第四章 轴的设计和校核11第五章 轴承的校核计算21第六章 键的校核计算23第七章 箱体的设计计算23第八章 减速器附件设计及其计算25结束语 26参考资料 26第一章 设计任务斗式提升机可用于提升谷物、面粉、水泥、型沙等物品，在工农业各行各业有着广泛的应用。下图是斗式提升机的传动见图。1、设计基本参数：生产率Q(t/h)24提升带的速度,(m/s)2.5提升带的高度H,(m)22提升机鼓轮的直径D,(mm)5002、已知条件 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3. 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。第二章 电动机的选择和计算第一节 电动机的选择1.选择电动机类型 由于电动机工作环境为室内，灰尘较大，环境做高温度35左右，故选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2.选择电动机容量 电动机所需工作功率按式为 因为 =QH(1+0.8V)/367 所以 =QH(1+0.8V)/367=24*22(1+0.8*2.5)/367=4.31KW 有电动机至运输带的传动总功率为 式中：1、2、3、4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率。 取 1=0.99（齿轮联轴器），2=0.98（滚子轴承），3=0.98（齿轮精度7级，不包括轴承效率），4=0.96 则=0.96=0.833 因此，PP/4.31kw/0.833=5.17kw3.确定电动机转速 卷筒工作速度为 n=60*1000*2.5/(3.14*450)=95.49r/min 按表1（1）的传动比合理范围，取二级圆柱齿轮减速器传动比i=860， 故电动机转速的可选范围为 nin(860)*95.49=763.945729.59符合这一范围的同步转速有1000,1500和3000r/min根据容量和转速，根据容量和转速，根据参考文献机械设计课程设计 李育锡 编 高等教育出版社 第178页表附表17-7可查得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，其性能见下表表.1方案电动机型号额定功率Ped kw电动机转速 r/min额定转矩同步转速满载转速1Y132S1-25.5300029002.02Y132S-45.5150014402.23Y132M2-65.510009602.0因此选择Y132S1-2型电动机，功率P=5.5Kw 满载转速n=2900r/min第二节 计算传动装置的总传动比，并分配各级传动比电动机型号为Y132S1-2，功率P=5.5Kw 满载转速n=2900r/min （1）总传动比 V=95.49r/min /n2900/95.4930.37（2）分配各级传动比 =5.51式中，分别为高速轴齿轮传动和低速轴齿轮传动的传动比同轴式二级齿轮减速器的传动比这样取，其减速器外廓尺寸会比较大第三节 计算传动装置各轴的运动和运动参数（1）各轴转速 轴 2900r/min轴 2900/5.51526.32r/min轴 /526.32/5.51=95.52 r/min 卷筒轴 =95.52 r/min(2)各轴输入功率 轴 5.170.995.12kW 轴 25.120.980.984.92kW 轴 24.920.964.72kW 卷筒轴 12=4.720.990.984.58kW各轴输出功率 轴 0.98=5.02 kW 轴 0.98=4.82kW 轴 0.98=4.63kW 卷筒轴 0.98=4.49kW（3）各轴输入转矩 电动机输出转矩 =9550 =95505.17/2900=17.03Nm 轴输入转矩 轴 =17.030.99=16.86 NmII轴 =16.865.510.980.98=89.19 Nm轴 =89.195.510.980.98=472N.m卷筒轴输入转矩 =4720.98=457.93Nm（4）轴输出转矩 轴 0.98=16.52Nm轴 0.98=87.41Nm轴 0.98=462.56Nm卷筒轴输出转矩 0.98=448.77Nm第三章 齿轮的设计和校核（一）高速级齿轮传动的设计计算1.齿轮的材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用45钢，调质，,小齿轮齿面硬度280HBS，取小齿齿数=18高速级大齿轮选用45钢，正火，大齿轮齿面硬度为240HBS，Z=iZ=5.5118=99.18取Z=100 齿轮精度：按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化2.初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.4选取螺旋角，初选螺旋角=12查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.45 由课本图10-26 则计算应力环数N=60nj =6029001（163008）=6.681610h齿数比u=5.56N=1.2087*10查课本10-19图得：K=0.92 K=0.95查课本10-21图，按齿面硬度查得：齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1:=0.92550=506 =0.95450=427.5 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95.5105.17/2900=1.702510N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=圆周速度：计算齿宽b和模数计算齿宽：b=32.609mm计算模数：=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.251.772=3.99 = =8.18计算纵向重合度=0.318=1.22计算载荷系数K使用系数=1，根据,7级精度查课本由图10-8得动载系数：K=1.15查课本由表10-4得：K=1.42查课本由图10-13得: K=1.4查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数: KK K K K =11.151.21.4=1.9404按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=62.609=36.357模数：=4.按齿根弯曲强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算参数 计算载荷系数：KK K K K =11.151.21.4=1.932根据纵向重合度：由课本图10-28得：计算当量齿数： /cos18/ cos1219.23 /cos100/ cos12106.85查取齿形系数Y 查课本表10-5得： Y2.84 Y2.17查取应力校正系数Y 查课本表10-5得： Y1.542 Y1.795计算大小齿轮的 并加以比较查课本由图10-20得到弯曲疲劳强度极限： 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数： K=0.86 K=0.88 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 得：= 大齿轮的数值大.选用.5.设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，圆整为标准模数,取m=1.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=36.357来计算应有的齿数.于是由:z= =20.045 取z=20那么z=205.56=111.2 取 几何尺寸计算计算中心距 a=100.44将中心距圆整为101按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=30.83d=171.16计算齿轮宽度B=圆整的 （二）低速级齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按任务书中所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，7级精度材料：低速级小齿轮选用45钢，调质，小齿轮齿面硬度280HBS低速级大齿轮选用45钢，正火，大齿轮齿面硬度为240HBS按第一组齿轮计算结果得出中心距离，因为此减速器是同轴式的所以可以确定中心距离a=101，又因为传动比相同，所以大小齿轮的分度圆直径与第一组齿轮的相同,即d3=d1=31mm,d4=d2=172mm。 初选=24, = *5.51=132.24 取132 2.按齿根弯曲强度设计计算模数 弯曲强度的设计公式为 m确定公式内的各计算数值小齿轮传递的转矩89.19kNm 初选齿宽系数：按对称布置，由表查得1 初选螺旋角：初定螺旋角 14 重合度系数端面重合度近似为 螺旋角系数Y：查课本图10-28 由图10-20（）查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18（）查得小齿轮的弯曲疲劳寿命系数K=0.86 K=0.91 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得 = 计算载荷系数：KK K K K=11.11.21.351.782 查取齿形系数 由表10-5查得 Y2.65 Y2.158 查取应力校正系数 由表10-5查得 Y1.58 Y1.812计算大、小齿轮的大小，并加以比较 大齿轮的数值较大设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，可取弯曲强度算得的模数1.876，并就近圆整为标准值m=1.75，按d3=d1=31，算出小齿轮齿数，取整18，大齿轮齿数,取100。这样计算出的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算中心距 a=105.56将中心距圆整为106按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 因值改变不多,故参数,等不必修正.计算分度圆直径=32.33 =179.61计算齿轮宽度 B= 圆整为35圆整的 计算得齿轮的参数为： 高速级大192 1.5 11110135 12小352040低速级大180 1.75 10010635小351840第四章 轴的设计和校核第一节 高速轴的设计计算1.确定轴上的输出功率，输出转矩和转速 2.求作用在轴上的力 因已知圆锥齿轮的分度圆直径为： 3.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，于是得 取联轴器处轴的直径为最小直径，为了使所选的轴直径与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1（），考虑到转矩变化小，故取，则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，因此选用的联轴器轴孔直径为，查机械设计电子手册选用LT5型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250000Nmm。半联轴器的孔径，故取；半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度1. 轴的结构设计 （1）拟定轴上的零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求，右端需制出一轴肩，故取段的直径为；半联轴器与轴的毂孔配合的毂孔长度，为了保证轴段挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故取段的长度应比略短一些，现取。初步选择滚动轴承因为，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承手册中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307型，其尺寸为，故取，。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由此查得30307型轴承的定位轴肩高度为h=4.5mm因此取。取安装齿轮处的轴段的直径为mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂的宽度为40mm，为了是套筒端面可靠的压紧齿轮，此段轴应略短于轮毂宽度，故取=36mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=40.07d合理。轴环宽度，取。取轴承的端盖为20mm，端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。取齿轮距箱体内壁之间距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=22.75mm，则=T+s+a+4=22.75+8+16+4=50.75mm。轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，长为60mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮的轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键为半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的定位是由过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。确定轴上倒角和圆角尺寸求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的结构简图。确定轴承的支点位子时从表中查取a=16.8mm。因此作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将计算截面C处的 载 荷水平面H垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，已经轴单项向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取轴的计算应力 故安全。精确校核轴的疲劳强度判断危险截面应力集中最大处为截面的左右两侧，故只需校核截面的左右两侧即可。截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 材料为45钢，调质处理。由表15-1查得,。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值法查得=1.78，=1.44又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按式（附表3-4）为 由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的尺寸扭转系数。按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经过表面化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为 取钢的特性系数 于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得 故可知其安全。截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 =2.0 =1.6按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经过表面化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为 取钢的特性系数 于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得 故可知其安全。第二节 中间轴的设计计算中间轴的功率，转数，转矩求作用在齿轮上的力： 初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度选取轴承为30309型，其尺寸为，故轴段直径为，=71.75mm，取 段的直径 =50mm；此段用于安装齿轮，齿轮宽度为35mm，故取;取-直径为54mm，此段与整体安装尺寸相关，根据计算初取;取，此段安装此轮，此轮的宽度为35mm，故取；取V-V轴段直径为，选择齿轮的轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的定位是由过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（3）确定轴上倒角和圆角尺寸5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的结构简图。确定轴承的支点位子时从表中查取a=13mm。因此作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的弯矩图和扭矩图中可以看出截面C，D是危险截面。现将计算截面C，D处的C处 载 荷水平面H垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 载 荷水平面H垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C,D）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，已经轴单项向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取轴的计算应力C处 D处故安全。第三节 低速轴的设计计算低速轴的功率，转数，转矩求作用在齿轮上的力 初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 连轴器的型号选择，联轴器的计算转矩,查表14-1取,则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5843-3003，选用LT8弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710000Nmm孔径，故取，半联轴器长度L=70，与孔配合的孔的长度为66mm。轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，右端需制出一轴肩，故取段的直径为；半联轴器与轴的毂孔配合的毂孔长度，为了保证轴段挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故取段的长度应比略短一些，现取。初步选择滚动轴承因为，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承手册中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30310型，其尺寸为，故取，。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由此查得30310型轴承的定位轴肩高度为h=5mm因此取。取安装齿轮处的轴段的直径为mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂的宽度为40mm，为了是套筒端面可靠的压紧齿轮，此段轴应略短于轮毂宽度，故取=36mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=40.07d合理。轴环宽度，取。取轴承的端盖为20mm，端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。取齿轮距箱体内壁之间距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=29.25mm，则=T+s+a+4=29.25+8+16+4=57.75mm。轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，长为60mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮的轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键为半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的定位是由过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。确定轴上倒角和圆角尺寸求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的结构简图。确定轴承的支点位子时从表中查取a=13mm。因此作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将计算截面C处的 载 荷水平面H垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，已经轴单项向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取轴的计算应力 故安全。第五章 轴承的选择及计算高速轴：轴承30307的校核 径向力派生力，轴向力由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为轴承寿命的校核中间轴：轴承30309的校核径向力派生力，轴向力由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为轴承寿命的校核低速轴：轴承30310的校核径向力派生力，轴向力由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为轴承寿命的校核第六章 键连接的选择及校核计算代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（Nm）极限应力（MPa）高速轴8760（单头）25353.539.826.012880（单头）4068439.87.32中间轴12870（单头）4058419141.2低速轴201280（单头）75606925.268.51811110（单头）601075.5925.252.4由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。第七章 箱体的设计与计算箱体主要尺寸，已知求得的中心距a=1061.机座壁厚 ，取2.机盖壁厚 ，取3.机座凸缘厚度 4.机盖凸缘厚度 5.机座底凸缘厚度 6.地脚螺钉直径 ，取7.地脚螺钉数目 由于，所以8.轴承旁连接螺栓直径 ，取9.机盖与机座直接螺栓连接直径 10.连接螺栓的间距 ，取11.轴承端盖螺钉直径 12.窥视孔盖螺钉直径 13.定位销直径 14. 至外机壁距离 查手册得分别为，取15. 至凸缘边距离 查手册得分别为，取16.轴承旁凸缘半径 17.外机壁至轴承座端面距离 18.大齿轮顶圈与内机壁的距离 ，取19.齿轮端面与内机壁的距离 ，取20.机盖、机座肋厚21.轴承端外径 ，取22.轴承端盖凸缘厚度，取23.轴承旁连接螺栓距离 S=88mm第八章 减速器附件设计及其计算齿轮和轴承润滑的目的：润滑的目的是为了减少摩擦及摩损