_機械設計課程設計-斗式提升機傳動用二級斜齒圓柱齒輪同軸式減速器

機械設計課程設計第1頁共17頁設計一斗式提升機傳動用二級斜齒圓柱齒輪同軸式減速器題目要求及設計時間安排未找到目錄項。設計參數題號參數-3生產率Q(t/h)12提升帶的速度,(m/s)2.3提升帶的高度H,(m)27提升機鼓輪的直徑D,(mm)450說明:1.斗式提升機提升物料：谷物、面粉、水泥、型沙等物品。2.提升機驅動鼓輪(圖2.7中的件5)所需功率為kW)8.01(367QHPW3.斗式提升機運轉方向不變，工作載荷穩(wěn)定，傳動機構中有保安裝置(安全聯(lián)軸器)。4.工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時。5允許的速度誤差為5%。傳動簡圖機械設計課程設計第2頁共17頁(一)設計內容i.電動機的選擇與運動參數計算；ii.斜齒輪傳動設計計算iii.軸的設計iv.滾動軸承的選擇v.鍵和連軸器的選擇與校核；vi.裝配圖、零件圖的繪制vii.設計計算說明書的編寫(二)設計任務a)減速器總裝配圖一張b)齒輪、軸零件圖各一張c)設計說明書一份(三)設計進度i.第一階段：總體計算和傳動件參數計算ii.第二階段：軸與軸系零件的設計iii.第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制iv.第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫電動機的選擇1電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。2電動機容量的選擇1）工作機所需功率Pw1-電動機2-聯(lián)軸器3-減速器4-聯(lián)軸器5-驅動鼓輪6-運料斗7-提升帶機械設計課程設計第3頁共17頁kwvQHPW5.2)3.28.11(3672715)8.01(367電動機的輸出功率PdPw/904.099.099.098.099.099.02323軸承聯(lián)齒軸承聯(lián)Pd2.77kW3電動機轉速的選擇nd（i1i2in）nw初選為同步轉速為1000r/min的電動機4電動機型號的確定由表121查出電動機型號為Y132S-6,其額定功率為3kW，滿載轉速960r/min?；痉项}目所需的要求。計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比及其分配1計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：inm/nwnw60v/97.66i9.832合理分配各級傳動比由于減速箱是同軸式布置，所以i1i2=14.383.9。各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩項目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III鼓輪轉速（r/min）960960305.797.497.4功率（kW）32.972.882.792.77轉矩（Nm）29.829.589.9273.7271傳動比113.143.141效率10.990.970.970.99傳動件設計計算1選精度等級、材料及齒數1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。機械設計課程設計第4頁共17頁2）精度等級選用7級精度；3）試選小齒輪齒數z120，大齒輪齒數z263的；4）選取螺旋角。初選螺旋角142按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算按式試算，即321112HEHdttZZuuTKd1）確定公式內的各計算數值（1）試選Kt1.6（2）由圖1030選取區(qū)域系數ZH2.433（3）由表107選取尺寬系數d1（4）由圖1026查得10.75，20.85，則121.60（5）由表106查得材料的彈性影響系數ZE188.9Mpa（6）由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1680MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2610MPa；（7）由式1013計算應力循環(huán)次數N160n1jLh60287.41（163008）7.0410e8N2N1/3.342.2410e8（8）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數KHN10.95；KHN20.98（9）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數S1，由式（1012）得H10.95680MPa646MPaH20.98610MPa598MPaHH1H2/2=622MPa2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1td1t32112HEHdtZZuuTK=3236228.189433.214.314.460.11109.891.62mm=54.78mm（2）計算圓周速度v=10006021ndt=1000606.58233=2.75m/s（3）計算齒寬b及模數ntm機械設計課程設計第5頁共17頁mmmmdbtd78.5478.5411mmzdmtnt66.22014cos78.54cos11mmmhnt98.566.225.225.216.998.578.54/hb（4）計算縱向重合度=tan318.01zd=0.318120tan14。=1.59（5）計算載荷系數K。已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據v=2.75m/s,7級精度，由圖108查得動載系數Kv=1.03；由表104查的HK的計算公式和直齒輪的相同，故HK=1.42由表1013查得35.1FK由表103查得4.1FHKK。故載荷系數HHVAKKKKK=11.031.41.42=2.05（6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得1d=31/ttKKd=36.1/335.178.54mm=51.57mm(7)計算模數nmnm11coszd=20cos1457.51。mm=2.5mm3按齒根彎曲強度設計由式(1017)mn32121cos2FSaFadYYzYKT1）確定計算參數（1）計算載荷系數FFVAKKKKK=11.031.41.36=1.96機械設計課程設計第6頁共17頁（2）根據縱向重合度=1.59，從圖1028查得螺旋角影響系數Y0.88（3）計算當量齒數z1=z1/cos3=20/cos314。=21.89z2=z2/cos3=63/cos314。=68.96（4）查取齒型系數由表105查得YFa1=2.83；Yfa2=2.3（5）查取應力校正系數由表105查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.74（6）計算F由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPaFE3001；大齒輪彎曲強度極限MPaFE2502；由圖5-19,Yn1=Yn2=1，Yst=2,Yx1=Yx21.0。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由（10-12）得MPaSYxYnstFEF4284.150095.011Y11MPaSYxYnYstFEF3574.138098.02222（7）計算大、小齒輪的FSaFaYY并加以比較111FSaFaYY=42856.183.2=0.0103222FSaFaYY=35774.13.2=0.0112大齒輪的數值大。2）設計計算mmmmYYzYKTmFSaFadn72.10112.06.1201)14(cos88.0109.8996.12.cos2322332121取nm=2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑1d=51.57mm來計算應有的齒數。于是由機械設計課程設計第7頁共17頁02.25214cos57.51cos11nmdz，取251z，則792514.312uzz4幾何尺寸計算1）計算中心距mmmzzan93.10614cos22)7925(cos221a圓整后取107mm2）按圓整后的中心距修正螺旋角6.1310722)7925(arccos2)(arccos21amzzn因值改變不多，故參數、K、HZ等不必修正。3）計算大、小齒輪的分度圓直徑mmmzdn44.516.13cos225cos11mmmzdn55.1626.13cos279cos224）計算齒輪寬度mmdbd44.5144.5111，圓整后取B2=52mm，B1=60mm。5）齒輪主要幾何參數錯誤!未找到引用源。,錯誤!未找到引用源。=79,u=3.14,m=2,錯誤!未找到引用源。錯誤!未找到引用源。,錯誤!未找到引用源。d錯誤!未找到引用源。,d錯誤!未找到引用源。d錯誤!未找到引用源。,d錯誤!未找到引用源。a