自抓取式皮带斗式提升机研发设计

1、斗式提升机广泛地应用于建材、机械、有色金属、粮食等各工业部门；应 用于在垂直方向内或倾斜角度很小时运送散料或碎块物体。斗式提升机的结构特点是：被运送物料在与牵引件连结在一起的承载构件料斗内，牵引件绕过各滚筒，形成包括运送物料的有载分支和不运送物料的无载分支的闭合环路，连续运动输送物体。驱动装置与头轮相连，使斗式提升机获得动力并驱使运转。 张紧装置与底轮相连，使牵引构件获得必要的初张紧力，以保证正常运转。物 料从提升机底部供料。斗式提升机对过载较敏感；斗和带易磨损斗式提升机的 料斗和牵引构件等部分及头轮，底轮安装在密闭的罩壳之内，减少灰尘对周围 环境的污染。关键词：斗式提升机，料斗，滚筒，牵引构

2、件，驱动装置，张紧装置。目录前言 5第1章斗式提升机的方案设计及基本原理 61.1 方案设计 61.2基本原理 6第2章斗式提升机类型的选择及输送带的受力分析82.1斗式提升机输送能力的计算 82.2 滚筒的设计计算 102.3 输送带张力计算 12第3章 斗式提升机传动系统的设计计算 143.1电动机的选择计算 143.1.1 选择电动机的类型和结构形式 143.1.2 确定电动机的转速 153.1.3 确定电动机的功率和型号 153.2传动V带及带轮的设计计算 163.2.1 V带轮及 V带的设计 16322 V带轮的结构设计 193.3 减速器的设计计算 20高速级齿轮的设计 22低速级

3、齿轮的设计 253.3.3 齿轮结构的设计 283.3.4 轴的设计 293.4 联轴器的选择设计 343.5 减速器铸造箱体的结构尺寸 35第4章提升机其它装置的设计 354.1 输送带的设计 36毕业设计4.2张紧装置的设计 374.3 反转装置的设计 374.4 料斗的设计 384.5 罩壳的设计 384.6 滚筒轴承的选择 39第5章斗式提升机的问题探讨及安全操作与维护保养 395.1斗提机工作过程中的问题 395.2 斗提机设计中的防爆措施 405.3 安全操作规程 415.4 维护保养 415.5 减少事故的发生 41设计心得 43主要参考文献 44致谢 46毕业设计、八,、刖言斗

4、式提升机是一种被普通采用的垂直输送设备，用于运送各种散状和碎块 物料，例如水泥，沙，土煤，粮食等，并广泛地应用于建材、电力、冶金、机械、 化工、轻工、有色金属、粮食等各工业部门。矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。国内斗式提升机的设计制造技术是 50年代由苏联引进的，直到80年代几乎 没有太大的发展。在此期间，虽各行各业就使用中存在的一些问题也作过一些改 进。从80年代以后，随着国家改革开发和经济发展的需要，一些大型企业及重 点工程项目引进了一定数量的斗式提升机， 从而促进的国内提升机的发展。直到 近来，斗式提升机的大型化包括大输送能力、 大单机长度和大输送倾角等几个方 面。不少国家正在探索长距离、大运量连

5、续输送物料的更完善的输送机结构。聞創沟燴鐺險爱氇谴净。斗式提升机的优点是，结构比较简单，能在垂直方向或倾角较小范围内运输 物料而横断面尺寸小，占地面积小，能在全封闭罩壳内运行工作，不扬灰尘，避 免污染环境，必要时还可以把斗式提升机底部插入料堆中自行取料。残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。斗式提升机也有一些缺点，过载的敏感性大，必须均匀给料，料斗和牵引构 件较易破坏。机内较易形成粉尘爆炸的条件，斗和皮带容易磨损，被输送的物料 受到一定的限制，只适宜输送粉末和中小块状的物体。 酽锕极額閉镇桧猪訣锥。斗式提升机可以提升的高度位530米，一般常用范围为1220米，输送 能力在30t/h以下。一般情况下都采用垂直斗

6、式提升机，当垂直斗式提升机不能 满足工艺要求时，才采用倾斜式斗式提升机。由于倾斜式斗式提升机的牵引构件 在垂度过大时需增设支承牵引构件的装置，而使结构变的复杂。因此，一般很少 采用倾斜式斗式提升机。彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。正确选用料斗的尺寸和形状、运动速度、滚筒与链轮尺寸以及适合于物料物 理性质和提升机工作条件的机首和底座尺寸是斗式提升机能否正常工作的条件。 在设计提升机前，必须分析它的工作条件，特别是对于调整提升机，应研究物料 在料斗内的运动及从物料中抛出的情况。 謀养抟箧飆鐸怼类蒋薔。自抓取式皮带斗式提升机又是在以上基础上提出来的，根据设计题目及设计内容的要求，我们选取的转载方式是掏取式，可

7、实现自抓取，选择橡胶带作为牵 引构件，料斗形式为深斗式间隔布置，卸载方式为快速离心式，合起来就叫自抓 取式皮带斗式提升机。自抓取式皮带斗式提升机的设计方案可在以前设计的提升 机基础上对其进行改进，发扬其优点，改进其缺点，进一步完善提升机的性能， 提高其工作能力。 厦礴恳蹒骈時盡继價骚。毕业设计第1章 斗式提升机的方案设计及基本原理1.1方案设计本次设计的斗式提升机用于提升粮食（小麦）等，由电动机通过皮带传动， 经过二级减速器，带动斗式提升机的驱动运转，从而循环运转输送物料。茕桢广 鳓鯡选块网羈泪1.2基本原理斗式提升机是通过紧固在牵引构件胶带或链条上的许多料斗， 并环绕在提升 机上部头轮和下部

8、尾轮之间，构成闭合轮廓。驱动装置与头轮相连，是斗式提升 机的动力部分，可以使头轮轴运动；张紧装置一般和下部尾相连，使牵引构件获 得必要的初张力，以维持牵引构件正常运转。物料从斗式提升机下部机壳的进料口进入物料，通过流入式或掏取式装入料斗后， 提升到头部，在头部沿出料口卸 出，实现垂直方向输送物料的目的。 斗式提升机的料斗、牵引构件及头轮和尾轮 等到安装在全封闭的罩壳之内。 鹅娅尽損鹌惨歷茏鴛賴。斗式提升机在下部装料，头部卸料，由于被输送的物料特性差异很大， 所以 装料和卸料的方式也就不同。根据物料的特性正确选择装料和卸料的方式，对其工作情况和生产率影响很大。对装料和卸料的要求是：装料均匀、块状

9、物料直接 流入料斗；卸料时物料能正确地进入卸料槽，不返料；物料抛卸中不冲击罩壳； 采用间隔布置料斗的高速斗式提升机，物料过程中不碰撞到前面的料斗上。籟丛妈羥为贍债蛏练淨。斗式提升机有两种装料型式：(1) 掏取式：由料斗在尾部机壳的物料中掏取装料。对于粉末状、粒状、 块状的无磨琢性或半磨琢性的散状物料，由于掏取时不产生很大的阻力，料斗 可以在较高的运动速度，一般为0.82m/s，所以它通常和离心式卸料配合应用。 預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。(2) 流入式：物料直接由进料口流入料斗内装料。 对于块度较大和磨琢性大 的物料；由于挖取阻力很大，故采用装入法，料斗运动速度不能太高，通常不 超过1m/s。渗釤呛

10、俨匀谔鱉调硯錦。斗式提升机的分类有以下几种：毕业设计(1) 按输送物料的方向分为：垂直式和倾斜式；(2) 按卸载特性分为：离心式、重力式、混合式；(3) 按料斗的型式分为：深斗式，浅斗式、鳞板式；(4) 按牵引构件型式分为：带式、板链式；(5) 按工件特性分为：重型、中型、轻型斗式提升机的规格是以斗宽表示。目前国产D型斗式提升机规格有 D160D250 D350 D450四种；HL型斗式提升机规格化有 HL300 HL400两种；PL型 斗提升机规格有PL250 PL350 PL450三种。大型斗式提升机宽达800mm铙誅卧 泻噦圣骋贶頂廡。据国外文献介绍，胶带提升机的斗宽已达1250毫米，输

11、送量达1000吨/时, 最大提升高度达80米。斗式提升机的优点是：结构比较简单，可在垂直或倾斜方向上提升物料， 横断面尺寸小，因而可节约占地面积，并可在全封闭的罩壳内工作，减少灰尘对周 围环境的污染必要时还可把斗式提升机底部插入料堆中自行取料。擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。斗式提升机的缺点是：机内较易形成粉尘爆炸的条件；对过载较敏感；斗和 链易磨损；被输送的物料受到一定的限制，只宜于输送粉状和中小块状的散货， 如粮食、煤、水泥、砂等，但不能在水平方向运送物料。贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。斗式提升机是以牵引型式命名的，并以第一主参数斗宽确定规格大小。 如机 械电子工业部颁发的JB3926-85垂直斗式提升机标

12、准中TH400环链斗式提升 机（T-提升机的是Ti、H环链的一并 Huan），斗宽为400mm坛搏乡囂忏蒌鍥铃氈淚。提升机的结构一般有几大部分组成： 驱动装置、出料口、上部区段、牵引件、 料斗、中部机壳、下部区段、张紧装置、进料口、检视门。蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。斗式提升机牵引件常用橡胶带、圆环链、套筒磙子链几种型式，从而形成了 三种基本结构型式。新标准中规定了 TD型、TH型、TB型三种结构型式的提升机， 将分别替代国内原 D型、HL型、PL型三种机型。買鯛鴯譖昙膚遙闫撷凄。除上述定型产品外，NTD内斗式提升机是一种内部加料、重力式卸槽，结构比 较新颖的机型。而ZL型斗式提升机，DTG型斗式提

13、升机（牵引件是胶带、无底 料），脱水斗式提升机等，因生产量较少，故不 介绍。綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。1.掏取式2.流入式第2章斗式提升机类型的选择及输送带的受力分析根据设计要求，选择斗式提升机的类型是胶带式斗式提升机，即D型斗式提升机。2.1斗式提升机输送能力的计算料斗的容积为i升，实际容积为 Wi升（W为小于1的填充系数），则单位 长度的荷量为：i ,q= 丫书aa 斗距（米）丫 一一物料容积（吨/米）提升机的输送能力Q = qv（千克/秒）或0= 3.6qv （吨/ 时） 由此可得Q= 3.6 丫书v （吨/时）aW邑毕业设计由于在实际生产中供料不均匀，所以计算生产率要大于实际生产率N,即

14、N= Q （吨/时）kk-供料不均匀系数，取1.21.6取书=0.75丫 =1.2 吨 / 米 3 v=1.7米/秒N=20吨/时K=1.5Q=Nk=1.5X 20=30 吨/ 时，丄=Q =30=5.45a 3.6v-3.6 1.7 0.75 1.2根据下表2-1 ，选用D250型斗式提升机。表2-1来自运输机械手册第二册表2-1毕业设计斗提机型式料斗宽度（毫米）料斗制法料斗容量i0（升）料斗间距a（毫米）-（升/ a米）S1.103003.67160Q0.653002.16D型S3.204008.00250Q2.604006.67350S7.8050015.60D型Q7.0050014.0

15、0450S14.5064022.65Q15.0064023.44表2-2 D250 型斗式提升机的主要技术性能斗提机型号D250S制法Q制法输送量（米3/时）21.611.8料斗容量（升）3.22.6间距（毫米）400每米长度料斗及胶带重量（公斤/米）10.29.4输 送 胶 带宽度（毫米）300层数5外胶层厚度（毫米）1.5/1.5料斗运行速度（米/秒）1.25传动滚筒轴转速（转/分）47.5根据设计要求应采用圆弧深斗料斗，所以应选择S制法根据上表中的数值核算输送能力：Q= 3.6 丄 丫书 v=3.6 X 32 X 1.7 X 1.2=58.75 > 30（吨/ 时）a0.4所选用的

16、斗提机的输送能力大于实际生产中所要求的输送能力，所以选用的D250型斗提机能够满足要求.2.2滚筒的设计计算设滚筒的角速度为w,不计带的厚度，则v=wr其中v-滚筒速度，r-滚筒半径由于在转动过程中，皮带与滚筒之间的相对速度很少， 可以不计，所以滚筒 速度进似皮带的速度，根据设计要求，皮带的速度为1.7秒，并且能够实现离心 方式卸载.驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。2叩W -60（n滚筒转速）所以v=wr=2二n60二 nD= 1.760得n=毕业设计102二 D实现离心方式卸载的条件是hv Dh-极距（极点到回转中心的距离称为极距）2.895h=F n .8 9 5 D由此可得厂v D将上面中的n代入

17、此式有n22D< 121022895二2=590 ( mm取D=500mm进行验算得到n=60vD 二60 1.7=64.96r/min3.14 0.5895 h=2 =0.208(m)64.962h=0.208< 0.225=r符合离心方式卸载的条件因为主动轮滚筒的直径较小，所以从动轮滚筒直径取与主动轮直径相等的 值。传动比的计算：圖-14.77（为了便于计算，取i二15）最综确定传动系统的总传动比为15,得到滚筒的转速为640.97 r/min，将滚筒转速代入上面的滚筒设计计算式中得到滚筒直径为D=500mm在小于590mm的范围内，所以设计的提升机传动系统的传动比为15,滚筒

18、直径为500mm猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑毕业设计2.3输送带张力计算根据设计任务书的要求，提升时采用装有快速离心式卸料的深斗的带式斗式提升机。首先带式运行速度为'、=1.7米/秒。前面已经选取了 D250型斗式提升机，料斗的宽度为160毫米，通常带子比斗 宽125150毫米，对于设计的提升机取带宽 B=300毫米。锹籁饗迳琐筆襖鸥娅薔。沿环路用逐点张力计算法进行提升机的牵引计算。提升物料的单位长度重量q Q304.9公斤咪3.6、3.6 1.7带料斗的带子单位重量c空 =kQ=0.501 X 30=15.03 公斤 /米在工作分支上的单位长度载荷q 工=q q空 =4.9+15.03=19

19、.93 公斤 / 米当传动滚筒（图）按顺时针方向转动时，最小张力 S2将在点2处.点3处张力为S3 =k's W3 "O8S2 W式中k'=1.08带料斗的带子绕过滚筒时张力增大系数；W3 取料阻力，W3二p3q=11.12公斤米/公斤 其中p3 由比功 值（取1公斤物料消耗的功）确定的取料系数.当料斗的速度为1.251.8 米/秒时，对粉末状和小物块去取p3= （1.252.5）公斤米/公斤；因为料斗速度为1.5米/秒，所以粉末状或小物块 取p3=2公斤米/公斤. 構氽頑黉碩饨荠龈话骛。在点4的张力为S4 -S入=S3 q工 H -1.08S2 20.59X 30=

20、 1.08S>+617.7在点1的张力为S1 = S出二 S2 q空 H = S2 +15.03X 30= S2 +450.9对于有绕性件的摩擦驱动装置S入辽S出ef：当空气潮湿时带子和钢板滚筒之间的f =0.2，转动滚筒与带子的包角:=180,所以 ef： = 2.710.2 3.14 = 1.87,则S入岂1.87S出1.08S+617.7W 1.87 （ S2 +450.9）S2 >-125.97 公斤根据正常取料条件，最小张力必须满足下列条件：S2 二 Sm i n_ 5q = 5X 4.9=24.5 公斤 取S2 =40公斤.当带子张力增加时，驱动装置牵引能力的储备也增加

21、 在环路其他各点的张力为：S = S2 +450.9=490.9 公斤Ss = 1.08S2 W 3=54.32 公斤S4 -1.08S>617.7=660.9公斤对于拉紧滚筒的行程l 拉=0.02H =0.02 30 =0.6米附加在端部滚筒上的拉力p 拉二 S2 S3 =40+54.32=94.32 公斤传动滚筒上的牵引力W。卡- Si (k' -1)(S4 S)=660.9- 490.9+ (1.08- 1) (660.9+490.9)=262.144 公斤式中k=1.08-考虑传动滚筒阻力系数。毕业设计第3章斗式提升机传动系统的设计计算传动系统包括电动机，传动皮带,减速器

22、和联轴器斗提机的传动系统间图如下图（1）：图（1）3.1电动机的选择计算电动机选择，选择电动机包括选择电动机类型、结构形式、功率、转速和 型号.选择电动机的类型和结构形式电动机的类型和结构形式应根据电源种类（直流或交流）、工作条件（环境、温度 等）、工作时间的长短（连续或间歇）及载荷的性质、大小、起动性能和过载毕业设计輒峄陽檉簖疖網儂號泶。情况等条件来选择工业上一般采用三相交流电动机丫系列三相交流异步 电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广当转动惯量和启动力矩较小时，可选用 丫系列三相交流异步电动机.在经常启动、制动 和反转、间歇或短时工作的场合（如起重机械和冶金设备等

23、），要求电动机的转动 惯量小和过载能力大，因此，应选用起重及冶金用的YZ和YZR系列三相异步电动机.电动机的结构有开启式、防护式、封闭式和防爆式等，可根据工作条件来 选择.Y系列电动机的技术数据和外形尺寸参见下表 1和表2.尧侧閏繭絳闕绚勵蜆贅。丫系列电动机（摘自JB/T8680.1 1998）为全封闭自扇冷式笼型三相异步 电动机，是按照国际电工委员会（IEC）标准设计的，具有国际互换性的特点用于空气中不含易燃、易炸或腐蚀性气体的场所适用于电源电压为380V无特殊 要求的机械上，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械、破碎机等.也用于某些需要高启动转矩的机器上，如压缩机.识饒鎂錕缢灩筧嚌俨

24、淒。确定电动机的转速同一功率的异步电动机有同步转速3000、1500、1000、750r/min 等几种.一般来说，电动机的同步转速愈高，磁极对数愈少，外廓尺寸愈小，价格愈低； 反之，转速愈低，外廓尺寸愈大，价格愈贵当工作机转速高时，选用高速电动 机较经济.但若工作机转速较低也选用高速电动机，贝U这时总传动比增大，会导 致传动系统结构复杂，造价较高.所以，在确定电动机转速时，应全面分析.在一 般机械中，用得最多的是同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机.凍鈹鋨劳臘 错痫婦胫籴。确定电动机的功率和型号电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响.功率选得过小，不

25、能保证工作机的正常工作或使电动机长期过载而过早损坏；功率选得过大，则电动机价格高，且经常不在满载下运行，电动机效率和功率因数都较 低，造成很大的浪费.恥諤銪灭萦欢煬鞏鹜錦。电动机功率的确定，主要与其载荷大小、工作时间长短、发热多少有关.对于长期连续工作的机械，可根据电动机所需的功率Pd来选择，再校验电动机的发热和启动力矩.选择时，应使电动机的额定功率Pe稍大于电动机的所需功率Pd，即Pe> Pd.对于间歇工作的机械，Pe可稍小于 Pd.鯊腎鑰诎漣鉀沩懼統庫。电动机所需功率为毕业设计N= N0 k1 2式中：N-电动机功率（千瓦）；M-轴功率（千瓦）;n 1 -减速器传动效率；n 1 0.

26、90 ;n 2-皮带或开式齿轮传动效率.皮带取n 2=0.96，对链传动取n 2=0.93 ；K -功率备用系数与提升高度有关，当：HV 10 米时，K' =1.45 ;10VHV 20 米时，K' =1.25 ;H>2 0 米时，K =1.15.5 47'十N 5471.15 = 7.28（千瓦）0.90 0.96根据动力源和工作条件，选用一般用途的丫系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V，选丫160M-6型电动机，额定功率为7.5千瓦，同步转速 1000r/min ，满载转速 970r/min.硕癘鄴颃诌攆檸攜驤 蔹。3.2传动V带及带轮的

27、设计计算在传递动力的过程中,v带轮及v带起者重要的作用。3.2.1 V带轮及V带的设计3.2.1.1 确定计算功率Pea计算功率Pea是根据传递的功率P,并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的.即Pea=KP=1.3 X 7.5=9.75 Kw式中：P ea-计算功率，单位为 KWP-传递的额定功率，单位为KwKa-工作情况系数，取Ka=1.33.2.1.2 选择带型根据计算功率Pea和小带轮的转速，确定选择普通V带，带型为 A型,小带轮的基准直径为dd1 =112145mm 阌擻輳嬪諫迁择植秘騖。3.2.1.3 确定带轮的基准直径 dd1和dd2毕业设计(1) 初选小带轮的基

28、准直径dd1，取dd1=130mmi.130 970(2) 带的速度 v v 1=6.59m/s， v在525m/s范围內，带速60 "000合格.(3) 轮的基准直径 dd2 d d2=id d1=2X 130=260 mm.确定中心距 a和带的基准长度Ld初步确定中心距a。，取0.7 ( dd1 +d d2 )v aoV 2 ( dd1 +d d2)取 ao=500mm确定了 a°,根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准直径L'd：24a°L'd- 2a°+1dd2 dd1 + dddd1=2 X 500+130 2602260

29、 130 24 汉 5002=1000+612.3+8.45 =1620.75选取基准长度Ld=1621实际中心距a为a ： a 0+-Ld土21621 1620.75=500+=500.125mm中心距的变动范围为：amin=a-0.015L dmax =a+0.03L d仍取 a=500mm3.2.1.5验算主动轮上的包角a 1dd2 dd1 57.5 > 120=180- 260 一13057.5500=165.053.2.1.6 确定带的根数 z(P°R)K：.Kl式中：P ca-计算功率，单位为 KW式中：K a-考虑包角不同时的影响系数，取Ka =0.96KL-考虑

30、带的长度不同是的影响系数，取K. =0.96P0-单根V带的基本额定功率，取 Po=1.4O P0-计入传动比的影响时，单根 V带本额定功率的增量，取 F0=0.11=6.77 根(1.40 0.11 ) 0.96 0.96 L取Z=7根321.7确定带的预紧力F0F° =500PcaZv-1) qv2式中：K a-考虑包角不同时的影响系数,取Ka =0.96q-带单位长度的质量，取 q=0.10(kg/m)500 x 9 752 52F° = 500 9.75(竺 _0.10 6.352=175.48(N)6.35 70.96计算作用在其上的压轴力带对轴的压力Fp是设计带

31、轮所在的轴与轴承的依据.为了简化计算，可近似 按两边的预紧力F0的合力来计算，如下图所示.氬嚕躑竄贸恳彈濾颔澩。-m毕业设计V带对轴的压力Fp165 05Fp = 2 Z F 0sin -1 =2x7X75.48 x sin= 2436.912 2带轮的结构设计3.2.2.1 V带轮的材料在工程上，V带轮的材料通常为灰铸铁，当带速v < 25 m/s时，采用HT15Q带速v= 2530 m/s时，采用HT200;当带速v更高时，宜采用铸钢或钢的焊 接结构；此外，传递小功率时，V带轮也可采用鋁合金或塑料等.釷鹆資贏車贖孙滅獅赘。由前面知道，v=6.59m/s，所以V带轮材料采用HT150.

32、3.2.2.2 V带轮的结构形式及主要尺寸V带轮一般由轮缘、轮毂和轮辐3部分所组成.根据轮辐的结构不同，V带轮 可分为如下4种形式.(a) 实心式：主要适用于带轮基准直径 dd < (2.53) d s的场合(ds为带轮 轴孔直径).(b) 腹板式.：主要适用于带轮基准直径dd < 300 mm的场合.(c) 孔板式.：主要适用于带轮基准直径d d < 300 mm、且dd -db > 100 mm的场合.(d) 轮辐式.：主要适用于带轮基准直径dd> 300 mm的场合.因为dd1 =125mm,dd2 = 250mm，所以，小带轮采用腹板式结构，大带轮采 用腹

33、孔式结构，如下图所示.毕业设计小带轮腹板式大带轮腹孔式3.3减速器的设计计算:减速器中的轴承都选用深沟球轴承。现在对传动比进行分配，总传动比为15,V带传动的传动比为2，则减速箱二级齿轮传动的总传动为7.5，为了便于二级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当二级齿轮的配对的材料相同，齿面硬度HBSC 350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为 i12= . 1.3匚=.、1.3 7.5=2.91怂阐譜鯪迳導嘯畫長凉。低速级传动比为上一 =Z5ii2 .3.12=2.4为了便于设计计算，对传动比进行修正取ii2=3，i23=2.4传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下：0轴

34、，电动机轴n o=97Or/mi nPo=7.28Kw7 28To=9601轴，减速器高速轴n i =皿=970 = 485 r/mini12.毕业设计R = RS =7.28 x 0.96=6.9888 KwR6.9888h =9550=9550137.61 N.mn1485轴,减速器中速轴64 8 5n2 二 1161.67 r/mini12 3P2 =R 讥讥=6.9888X 0.99X 0.97=6.71 KwP6 71T2 =9550 2 -9550396.37 N.mn2161.67轴,减速器低速轴亠朋也6 r/mini232.4R=P224 =6.71 X 0.99X 0.97=

35、6.44 KwP6 44"9550訂吨品二836.92 Nm轴,滚筒轴4=n3=64.688 r/minF4 = P345 = 6.44 X 0.99 X 0.99=6.31 Kwp6 31T4 =95504 =9550931.56 N.mn464.688标准直齿圆柱齿轮的设计计算根据工作条件，一般用途的减速器采用闭式软齿面传动.提升机为一般工作机械，速度不高，选用8级精度.此减速器采用二级传动，两对齿轮的传动比都 不大，所以选用小齿轮用同一种材料，大齿轮用同一种材料.谚辞調担鈧谄动禪泻類。材料选择小齿轮40cr 调质处理 HBS 1=280大齿轮45钢 调质处理 HBS 2=240

36、两齿轮齿面硬度差为40HBS符合软齿面传动的设计要求.小齿轮 40cr大齿轮45钢根据设计要求，高速级齿轮，输入功率为 6.9888KW小齿轮转速为480r/min，传动比为3，低速级齿轮，输入功率为6.44KW小齿轮转速为192r/min，传umrppvm 毕业设计嘰觐詿缧铴嗫偽純铪锩。动比为2.2,工作寿命15年(每年工作300天)，两班制高速级齿轮的设计1、确定齿数小齿轮齿数 乙=20,大齿轮齿数 乙=i X乙=3X 20= 60，取Z2=602、按按齿面接触强度设计：d1 > 2.32 X 3 Kt Tl u 1 Ze'-du -H 1)确定公式内的计算值(1) 载荷系数

37、Kt=1.3(2) 小齿轮的传递的转矩Q "7T1=9.55X 106 P=9.55X 106 X 3- =7.361 X 105 N- mm m480(3) 选取齿宽系数，- d=1得材料的弹性影响系数弹性系数 ZE =189.8 MPa(5) 查机械设计得两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为：小齿轮 的接触疲劳极限-Hlim 1 =600 MPa，大齿轮的接触疲劳极限-H lim 2 =550 MPa熒绐譏钲 鏌觶鷹緇機库。(6) 计算应力循环次数9N1=60X n1 X j X Lh=60X 480X 1X (2 X 8X 300X 15)= 2.073 X 10N2=2.0

38、73X 108 /2.5=8.094 X 108(7) 得接触疲劳寿命系数Khn1 = 0.90 Khn2=0.95(8) 按失效概率为1%接触疲劳强度的最小安全系数S=1.0 ,则两齿轮材料的许用接触应力分别为；-H 1= Khn 1 X，Hlim1S= 090* 6001=550MPaHlim 20.95* 550二h2= Khn2 X汙=1=542.5 MPa2)计算(1) 试计算小齿轮分度圆直径d1t，二h 以较小值二h2=522.5 MP a代入毕业设计d1t >2.32 X=2.32 X J1竺7.361卫05 沢込 j189j( = 60.44 mm V12.5522.5(

39、2) 计算圆周速度vV=(JI X dlX n 1)/60 X 1000=(3.14 X 60.44 X 480)/60 X 1000=1.52m/s 鶼渍螻偉阅劍鲰腎邏蘞。(3) 齿宽 b= d d 1t =1X 60.44= 60.44 mm齿宽与齿高之比b/h:模数：m 1 = d 1t/ Z 1 =60.44/24=2.52齿高：h=2.25 m 1 =2.25 X 2.52=5.67 b/h=60.44/5.67=10.67纣忧蔣氳頑莶驅藥悯骛。(5) 载荷系数：根据v=1.52 m/s ，8级精度.得动载系数Kv=1.12直齿轮，假设 KaX Ft/b<100 N/mm.得

40、Kha =Kfa=1.2得使用系数Ka=1有8级精度，小齿轮相对支承对称布置时K hb=1.12+0.18 X (1+0.6 - d2) ' d2+0.23 X 10 b=1.12+0.18X (1+0.6 X 12) X 12+0.23 X 10； X 60.44=1.514由 b/h=10.67 , Khb =1.514 得 Kfb =1.35，故载荷系数K=KsX KvX KhaX S1X 1.12 X 1.2 X 1.514=2.034按实际的载荷系数校正所的分度圆直径，d 1 = d1t X 3 k =60.44 X 3 1.766 =66.99Ykt 1.3计算模数:m=d

41、1/ Z1=66.99/24=2.793. 按齿根弯曲强度设计m2KT1卢f1)确定公式内各值(1) 小齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE1 =500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限-FE2 =380MPa毕业设计(2) 有弯曲疲劳寿命系数 Kfni= 0.85 Kfn2=0.88(3) 计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳安全系数S=1.4二F1= KFN1 X 二FE1 =0-85* 500 = 303.57 MPaS1.4ctfE2 0.88* 380 ；f2=KFN2X=238.86 MP aS1.4(4) 计算载荷系数KK=KaX KvX KFaX kF B =1X 1.12 X 1.2 X 1.

42、35=1.814 查取齿形系数得Yf91=2.86Yf92 = 2.226(6) 查取应力校正系数得 Ysa1=1.58Ysa2=1.764计算大小齿轮的 普并加以比较YFa 1YSa1口1=2.86X 1.58/303.57=0.0148丫Fa2丫Sa262=2.226 X 1.764/238.86=0.01644大齿轮的数据大.2）设计计算m > 3 的2 rz12YFaYsa62 1.814 7.361 X105 V2420.01644=1.96对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数 m小于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而

43、齿面接触疲劳强度所确定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿面接触强度算得的模数并就近圆整为标准值m= 2 .2mm按接触疲劳强度算得的分度圆直 径d仁66.99 mm 算出小齿轮的齿数 颖刍莖峽饽亿顿裊赔泷。Z仁 d1/2.2=66.99/2.2=30.45 30Z2=u X Z1=2.2X 30=664. 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d j=mz=2.2 x 30=66mmd 2 =mz2 =2.2 x 66=145.2mm齿顶高 h a = h ： m=X 2.2=2.2 mm齿根高 h f = (h *, + c*)m= (1 + 0.25) x 2.2= 2.75 mm 全齿高h=

44、ha + hf =2.2 + 2.75= 4.95 mm齿顶圆直径d a1= d, + 2 h a =66+ 2x 2.2=70.4 mmda2=d2 + 2 h a =145.2 + 2x 2.2=149.6 mm齿根圆直径d f1 = d1 2 h f =66-2x 2.75=60.5 mmdf2 = d 2 2 h f =145.2 2.2 x 2.75=139.15mm中心距a =(d1 + d 2 ”2=105.6 mm齿宽 b= d d1=66 mm B 1 =72 B 2 =685验算Ft=2/d1=2x 7.361 x 104/66N=2265NKa x Ft/b=1 x 22

45、65/68=33.31N/mm<100 N/mm 符合要求.低速级齿轮的设计1、确定齿数小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数 Z2=ux z1=2.4 x 20=44,取Z2=442、按按齿面接触强度设计：1)确定公式内的计算值(1) 载荷系数Kt=1.3(2) 小齿轮的传递的转矩T1=9.55x 106 P=9.55x 106 x 3.6 =17.90 x 105 N- mmn1192(3) 选取齿宽系数'-；=1得材料的弹性影响系数弹性系数 Ze =189.8 . MPa(5) 查机械设计得两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为：小齿轮 的接触疲劳极限-H lim 1 =600

46、MPa，大齿轮的接触疲劳极限-H lim 2 =550 MFa濫驂膽閉驟羥闈詔寢賻。(6) 计算应力循环次数毕业设计9N1=60X m X j X Lh=60X 192X 1X (2 X 8X 300X 15)= 0.83 X 10N2=0.83X 108 /1.8=4.608 X 108(7) 得接触疲劳寿命系数Khni = 0.90Khn2 =0.95(8) 按失效概率为1%接触疲劳强度的最小安全系数S=1.0 ,则两齿轮材料的许用接触应力分别为匚 H 1= KHN1 XHlimlS= 090* 6001=540 MPach2= KHN2 x= 0.95* 550 =522.5 MPaS1

47、2)计算d 1t > 2.32 X 3(1) 试计算小齿轮分度圆直径d1t，二h 以较小值二h2=522.5 MPa代入d u DhL=2.32 X J1.竺亿90匕匚注空打=84.2 mmY12.2522.5(2) 计算圆周速度vV=( 八 X d1X n 1)/60 X 1000=(3.14 X 84.2 X 192)/60 X 1000=0.846m/s 銚 銻縵哜鳗鸿锓謎諏涼。(3) 齿宽 b= d d 1t=1X 84.2= 84.2 mm齿宽与齿高之比b/h:模数：m 1 = d 1t/ Z 1 =84.2/20=4.21齿高：h=2.25 m 1 =2.25 X 4.21=

48、9.5b/h=84.2/9.5=8.87(5)载荷系数：根据v=0.864 m/s , 8级精度.得动载系数Kv=1.12直齿轮，假设 KaX Ft/b<100 N/mm.得 Kha =Kfa=1.2得使用系数Ka=18级精度时，小齿轮相对支承对称布置时K hb=1.12+0.18 X (1+0.6 - d2) ' d2+0.23 X 10b=1.12+0.18X (1+0.6 X 12) X 12+0.23 X 10 - X 84.2=1.487由b/h=8.87 , Khb=1.427 得 艰=1.35，故载荷系数K=KaX KvX KhaX “=1X 1.12 X 1.2

49、X 1.427=1.875用忑匕h?毕业设计按实际的载荷系数校正所的分度圆直径,d 1=d1tX 昭=842 X 愕g计算模数:m=d1/ Z1=95.55/20=4.773. 按齿根弯曲强度设计m2KT12 ,X Zd d1YFaYsaf1)确定公式内各值(1) 小齿轮的弯曲疲劳强度极限二尸曰=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限匚 FE2=380MPa(2) 有弯曲疲劳寿命系数 Kfn1= 0.85 Kfn2=0.88(3) 计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳安全系数S=1.4二F1= KFN1 X二 FE1= 0.85*500=1.4=303.57 MPa2=KFN2X 归=0.88*380

50、 =238.86 MPaS1.4(4) 计算载荷系数KK=KaX KvX KFaX kF B =1X 1.12 X 1.2 X 1.35=1.854(5) 查取齿形系数得 YFa1=2.65YFa2 = 2.226(6) 查取应力校正系数得Ysa1=1.58Ysa2=1.764计算大小齿轮的晋并加以比较1Sa161=2.65X 1.58/303.57=0.0137YFa2YSa2二f2=2.226 X 1.764/238.86=0.0164超部5?霑同芻頑他專冏毕业设计大齿轮的数据大.2)设计计算m > 3 2KTi2(YFa Ysa2*1.917*17?9" *0.01644

51、=2.75訓d"i2升 片仆202对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数 m小于齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所确定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿面接触强度算得的模数 并就近圆整为标准值m= 4mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=95.77 mm 算出小齿轮的齿数 挤貼綬电麥结鈺贖哓类。Z仁 d1/m=95.77/4=25Z2=u X Z1=2.2X 25=554齿轮几何尺寸计算分度圆直径d1 =mz; =4X 25=100mm2 =mz2 =4X 55=220mmd齿顶高ha = h a

52、m=X 4=4mm齿根高hf = (h : + c* )m= (1 + 0.25 ) X 4= 5 mm全齿高h= ha + h f =4 + 5=9 mm齿顶圆直径da1= d 1 + 2 h a =100+ 2X 4=108 mmda2 =d2 + 2 h a=180+ 2X 4=188 mm齿根圆直径df1 = d 1 2 h f =100 2X 5=90 mmdf2 = d 2 2 h f =180 2X 5=170mm中心距a (d1 + d 2 )/2=140 mm齿宽b=d d 1 =100 mm B 1 =100 B2 =1055验算Ft=2T1/d1=2X 17.9 X 10

53、4/100N=3580NKa X Ft/b=1 X 3580/100=38.80N/mm<100 N/mrp 符合要求.齿轮结构的设计齿轮的结构设计与齿轮的几何设计尺寸，毛坯,材料,加工方法,使用要求及经济 性等因素有关。进行齿轮的结构设计时，必须综合地考虑上述各方面的因素。通常是先按齿轮的直径大小，选定合适的结构形式，然后再根据经验数据，进赔 荊紳谘侖驟辽輩袜錈。毕业设计xL: rh 当r齿，虽5齿ST L' 1穩賽釙i庫轮决行结构设计。径板寸，可以做成实心结构的齿轮。但航空产品中的齿 可以做成腹板式的。当齿顶圆直径小于 500mm 孔的数目按结构尺寸大小及需要而定。塤礙籟馐仑都做成