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1、可编辑目录一、传动方案拟定3二、电动机选择4三、计算总传动比及分配各级的伟动比6四、运动参数及动力参数计算7.五、皮带轮传动的设计8六齿轮设计一高速级齿轮传动齿轮设计11 二低速级齿轮传动齿轮设计16七、轴的设计I轴的设计21II 轴的设计25III轴的设计30八键联接的校核计算34九滚动轴承的校核计算36十减速器箱体的设计37精品文档第二组：垂直斗式提升机传动装置1. 设计条件：1) 机械功用:由料斗把散状提升到一定高度 .散状物料包括:谷物,煤炭,水泥,砂石等；2) 工作情况:单向工作,轻微振动;3) 运动要求:滚筒转速误差不超过 7%;4) 使用寿命:八年,每年 300 天,每天 16
2、小时；5) 检修周期:半年小修,二年大修;6) 生产厂型:中型机械制造厂；7) 生产批量:中批生产。2. 原始数据：滚筒圆周力 F=4000N；滚筒圆周速 V=1.3m/s；滚筒直径D=350mm；一、传动方案拟定为了估计传动装置的总的传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw, 即：V= *D*nw/（60*1000 ）n 筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min选用同步转速为1000r/min或 1500r/min的电动机n=71r/min 作为传动方案的原动机，因此传动装置的传动比约为i=14 21, 根据传动比值可初步拟定以二级传
3、动为主的多种传动方案。根据所给的带式传动机构，可将减速器设计为二级展开式减速器。二、电动机选择1 、电动机类型的选择：根据工作条件和工作要求，先用一般用途的Y （IP44 ） 系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。2 、电动机功率选择：（1） ）传动装置的总功率： = 32总带轴承齿轮联轴器滚筒=0.96 0.99 3 0.97 2 0.99 0.96=0.833(2) 电机所需的工作功率： =0.833总P工作=P / W总=FV/ （1000 总）=4000 1.3/(1000 0.833)=6.243KW(3) 电动机的额定功率 P工作根据工作功率可以查知Ped=7.5WP工=6.24K
4、W(4) 电动机的转速 n电动机计算滚筒工作转速：V= *D*nw/（60*1000 ）n 筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min按手册 P7 表 1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器 传动比范围I =36 。取 V带传动比aI =24 ，则总传动比理时范围为 I =1896 。故电动机V=71r/min1转速的可选范围为 n 71=127810224r/mina=I nda= （ 1896） 筒符合这一范围的同步转速有 3000 和 1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：因此有二种传动比方案如下表：方案电动机型号额定功率电动机转速
5、同满步载质量总传动比带传动比高速级I低速级I1Y132S2-27.530297040.34.53.000008532Y132M-47.515148120.33.330040288综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 2 方案比较适合，则选n=1500r/min 。4 、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，选用传动比的要求，可选用Y132M-4型号电动机。其 主 要 性能 ： 额 定 功 率： 7.5KW， 满 载 转速1440r/min，最在转矩/ 额定转矩=2.3 ，质量 81kg 。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1 、总
6、传动比：i =n/n=1441/71=20.282总电动筒2 、分配各级传动比总1） ）据指导书，取带传动比为 2 ，低速级圆柱齿轮传动比i =20.282为 3 。2） ）i= i ii总带齿轮低齿轮高i=i/ii=20.282/(23)=3.38齿轮高总齿轮低带ii=1.1261.1齿轮高/齿轮低传动比分配合适。四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nn 电机=1440r/min0=n = n /i=1440/2=720 r/minI 0带n =n / i=720/3.38=213(r/min)II I齿轮高n =n /i=213/3=71(r/min)III II齿轮低
7、2、 计算各轴的功率（KW）PP =7.5KW0=edP = P =7.5 0.96=7.2KWI 0带P =P II I齿轮轴承=7.20.970.99=6.91416KWP =P III II轴承齿轮=6.914160.970.99=6.6397KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）n =01440r/minn =720Ir/minn =213r/mIIinnIII=71r/minT =9.55103P/n =9.551037.5/1440P =7.5KW0000=49.74NmT =9.55103P /n =9.551037.2/720I IIP =7.2KWIP =II=95.5 NmT =
8、9.55103P /nII IIII=9.551036.91416/213=310 Nm6.9142KWP =6.64KIIIWT =9.55103P /n =9.551036.6397/71IIIIIIIII=893.09 Nm项目电动机轴高速低速轴轴低速轴T =49.7N0转速（r/min）144072021371mT =95.5N I功率（kw）转矩23.383（Nm）7.549.747.295.56.913106.64893.09mT =310N IIm传动比T =893NIIIm五、皮带轮传动的设计已知：普通 V 带传动，电动机功率 P=7.5KW，转速N =1440r/min，传动
9、比为i=2，每天工作 16 小时01. 确定计算功率 PCA查表 8-7 可知工作情况系数K =1.3AP=K P=1.37.5=9.75KWCAA2. 选择普通V 带截型根据P和 N 由图 8-10 可知应选取A 型带CA03. 确定带轮基准直径，并验算带速1） 初选小带轮的基准直径，由表 8-6 和 8-8，取小带轮的基准直径d =125mmd12） 验算带速V=（dN ）/（601000）=9.42m/sd10因为 5m/sV1200（适用）5. 确定带的根数1) 计算单根V 带的额定功率根据课本表（8-4a）P =1.92KW0根据课本表（8-4b）P =0.17KW1根据课本表（8-
10、5）K=0.96根据课本表（8-2）K =0.99L由课本P83 式（5-12）得a = 500mm0L =1600mdma =502mmZ=P/P=P/ (P +P )KK CACA11L=9.75/(1.92+0.17) 0.960.99=4.665所以取 5 根V 带。6. 计算单根V 带的初拉力的最小值由课本表 8-3 查得 q=0.1kg/m，单根 V 带的最小初拉力：(F )=500P（2.5/K-1）/(ZV K)+qV2P=1.92KW0minCA0=5009.75(2.5/0.96-1)/(59.420.96)+0.1P =0.17KW19.422N=163.13N7. 计算
11、压轴力作用在轴承的最小压力FpK=0.96K =0.99LF =2ZF sin /2=25163.13sin166.248/2p01=1619.57NZ =5(F )=0 min163.13N六齿轮设计(一)高速级齿轮传动齿轮设计已知： 输入功率 P=7.2KW, 小齿轮的转速 n1III=720r/min，传动比为 I=3.38，工作寿命 8 年，每天工作16 小时，每年 300 天，传动输送机轻微振动，单向工作。1. 选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数1） 按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。3)材料选择，由
12、表 10-1 选择小齿轮材料为 40 C (调质)，r硬度为 275HBS，大齿轮选用45 钢（调质），硬度为240HBS 二者材料相差为 30HBS。F =1619.5p7N4 ） 选用小齿轮齿数为 Z =25 ，则大齿轮的齿数为1Z =3.3825=84.5，取Z =85。225）选用螺旋角：初选螺旋角为=1502. 按齿面接触疲劳强度设计由d 1t确定有关参数如下： 1)传动比i=3.38实 际 传 动 比I =85/25=3.4,传 动 比 误 差 ：0(i-i /I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%=54mm1t2) 计算圆周速度V=（d N ）/（601000）=2.04
13、m/sdt03) 计算齿宽系数 b 以及模数mntb= d =154=54mmd1t109N2 =4.91108K=0.90HN1K=0.94HN2=540m =(dcos150)/ Z=2.09MPant1t*1h=2.25m =4.69mmntb/h=11.5=5172MPa4）计算纵向重合度=0.318 * * Z *tand1=0.318*tan150251=2.135) 计算载荷系数K使用系数K =1.25 , 根据 V=2.04m/s,7 级精度，AK =1.09V=528.5MPaV=2.04m/sb=54mm由表 10-4 查得 KHK=1.32F=1.419 由表 10-13
14、 查得m =2.09nth=4.69mm由表 10-3 查得 K=K=1.1HHK=K K KK=1.25*1.09*1.419*1.1=2.13AVHH6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d =d （K/K ）1/3 得11ttd =54（2.13/1.4）1/3=62.11mm17) 计算模数mnm = d *cos/ z =2.4n113. 按齿根弯曲强度设计m =nb/h=11.5=2.13K =1.25AK =1.09VK =1.419HK =1.32(1) 确定参数1）计算载荷系数K= K K KKFK = 1.1HK =1.1=1.25*1.09*1.1*1.32=1
15、.98HAVFFd =62.11m12) 根据纵向重合度数Y=0.883) 计算当量齿数，由图 10-28 查得螺旋角影响系mm =2.4nZ=Z /(cos)3=27.74V11Z=Z /(cos)3=94.32V224) 齿形系数Y和应力修正系数YFaSa根据齿数Z =25,Z =85 由表 6-9 相得12Y=2.56Y=1.607Fa1Sa1Y=2.19Y=1.78Fa2Sa25) 由图 10-20c 查知小齿轮弯曲疲劳强度K=1.98 Y=0.88FE1=520MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE2=480MPa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数K=0.88，K=0.91Z=27.74
16、FN1FN2V16) 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数S=1.5 = K/S=0.88*520/1.5=293.33F 1FN1FE1 K/S=0.91*480/1.5=291.2F 2=FN2FE28) 计算大小齿轮的Y Y/ 并加以比较FaSaFYY/ =2.56*1.607/293.33=0.0014025Fa1Sa1FY Y/ =2.19*1.78/291.2=0.013387FaSaF小齿轮的数值大（2） 设计计算Z=94.32V2Y=2.56Fa1Y=1.607Sa1Y=2.19Fa2Y=1.78Sa2FE1=520MPaFE2=480MPam S=1.5n 对于比较计算
17、结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面F 1模数m，取m=2mm 已满足要求，但是为了同时满足接=293.33nn =291.2触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径F 2d =62.1mm 来计算应有的齿数，于是1Z =dcos150/m =62.1*cos150/2=29.99, 取11nZ =301Z =i*Z =3.4*30=102,为了与小齿互质，取Z =1012124. 几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z +Z )* m /(2*cos)12n=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm将其圆整为a=136mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角Z =30
18、1Z =1012=arccos(Z +Z )* m/(2*a)12n=arccos(30+101)*2/(2*136)= 15.5850由于改变不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮分度圆直径a=136mmd =Z m /cos=30*2/cos150=62.12mm11*nd2 = Z2* mn/cos=101*2/cos 150 =209.12mm(4)计算齿轮宽度B= d =1*62.12=62.12mmd1经圆整后，取B1=70mm,B2=65mm 二低速级齿轮传动齿轮设计已知：输入功率P=6.91KW, 小齿轮的转速 n1II= 15.5850=213r/min，传动比为 I=3
19、.38，工作寿命 8 年，每天工作d =62.12m116 小时，每年 300 天，传动输送机轻微振动，单向工作。 m1. 选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数1） 按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GBd2=209.mm10095-88）。B1=70mm3)材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40 C (调质)， B2=65mmr硬度为 275HBS，大齿轮选用45 钢（调质），硬度为240HBS 二者材料相差为 30HBS。4）选用小齿轮齿数为Z =24，则大齿轮的齿数为1Z =324=72。22. 按齿面接触疲劳强度设计由d
20、 2.321t确定有关参数如下：1)传动比i=32)由课本表 10-7 取d=0.83) 选取载荷系数Kt=1.34) 由 表10-6查 知 材 料 的 弹 性 影 响 系 数ZE=189.8MPa1/25) 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=580MPa 和大齿轮的接触疲劳强度极限=500MPa6) 计算两齿的循环次数N3 =60* n2* j* Lh=602131(163008)=5.53108N4= N3/3=2.31106由图 10-19 取疲劳寿命系数K=0.95，K=0.98HN3HN37）计算接触疲劳许用应力 =0.8dKt=1.3=取失效概率为 1%，
21、安全系数为 S=1，由式（10-12）580MPa可知：=K/S=0.95580=551MPa=3HN3*= K3HN4*/S=0.98*500=490MPa500MPa=()/21+2N3=5.53(2)计算=(540+517)/2MPa=528.5MPa108N4=2.311）试计算小齿轮分度圆直径d,由上述公式可得1td =107.945mm3t2) 计算圆周速度106V=（d N ）/（601000）=1.2m/s3t03) 计算齿宽系数 b 以及模数mntb= d =0.8107.94=86.35mmd1tm =d / Z =107.94/24=4.4975t3t1h=2.25m =
22、10.119mmtb/h=8.5344) 计算载荷系数K使用系数K =1.25 ,根据 V=1.2m/s,7 级精度，K =1.06AV由表 10-4 查得K=1.301 由表 10-13 查得K=1.26V=1.2m/sHF由表 10-3 查得 K=K=1HHK=K K KK=1.25*1.06*1.301*1=1.724AVHH5) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d =d （K/K ）1/3 得33ttd =107.945（1.724/1.3）1/3=118.59mm16) 计算模数mnm = d / z =4.94t333. 按齿根弯曲强度设计m =t(1)确定参数1）计算载
23、荷系数K= K K KK=1.25*1.06*1*1.26=1.67b=86.35mmm =4.4975th=10.119mm b/h=8.534K=1.724AVFF2) 齿形系数YFa 和应力修正系数YSa根据齿数Z =24,Z =72 由表 6-9 相得34Y=2.65Y=1.58Fa3Sa3Y=2.236Y=1.734Fa4Sa43) 由图 10-20c 查知小齿轮弯曲疲劳强度d =118.591mmFE3=450MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE4=410MPam =4.94t由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数K=0.93，K=0.97FN3FN44) 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲
24、疲劳安全系数S=1.4 = K/S=0.93*450/1.5=298.93MPaF 3FN1FE1 K/S=0.97*410/1.5=284.07 MPaF 4=FN2FE25) 计算大小齿轮的Y Y/ 并加以比较FaSaFYY/=2.65*1.58/298.73=0.01401Fa3Sa3F3YY/=2.236*1.754/284.07=0.01381Fa4Sa4F4（2）设计计算m=3.157K=1.67Y=2.65Fa3Y=2.236Fa4Y=1.58Sa3对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数Y=1.734Sa4m，取 mn=4mm 已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳FE4=
25、410MPa强度， 需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径K=0.93d =118.59mm 来计算应有的齿数，于是3FN3K=0.97Z =d /m=118.59/4=30FN433 =298.9Z =i*Z =90F 343MPa4. 几何尺寸计算（1） 计算中心距a=(Z +Z )*m /2=(30+90)*4/2=240mm34（2） 计算大小齿轮分度圆直径d =Z m=30*4 =120mm33*d = Z * m=90*4 =360mm44(3)计算齿轮宽度B= d =0.8*120=100mmd3经圆整后，取B4=96mm,B3=100mm 5大带轮结构设计如下图所示： 284F
26、 4=MPaZ =303Z =904a=240mmd =120mm3d4=360mmB4=96mm B3=100mm七、轴的设计I 轴的设计已知：P =7.2KW，n =720r/min, T =95.5 Nm,I IIIB=70mm1. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮直径为d =62.12mm,F =2* T /dtI=2*95.5*1000/62.12mm=3074.69NF =F tan=3074.69*tan200=1158.57Nrt2. 初选轴的最小直径先按式 d=A。，选轴为 45 钢，调质处理。根据表15-3，取A。=125，于是得（d）=125*=26.93mmmin因为
27、中间轴上开有键槽，所以应增大 7%，所以d=（d）（1+7%）=28.32mmminmin轴上的最小直径显然出现在轴承上。3轴的结构设计Ft=3074.7 NFr=1158.6 N（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径dmin=28.3mm1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的作用， 故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d=28.32mm,由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标min准精度等级的角接触轴承 7207AC 轴承，其尺寸是 dDB=3572117, 所以d=35mmI-II即d=d =35mmI-II-2）I-II 段左端要有一轴肩，故取 dII-III=32
28、mm，右端用轴承档圈定位，搂轴端直径取档圈直径D=35mm，由于皮带与轴的配合长度为 56mm，为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上，故取LI-II=54mm。3）II-III 段的轴头部分LII-III=50mm III-段部分LIII-=35mm-段部分 L-=41mm -段部分 L-=41mm4）取两齿轮齿面距箱体内壁a =15mm,两齿面距离为1a=15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取2S=8mm,倒角R=2mm 5）轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。齿轮与轴之间的键选取 bh=8mm7mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的
29、对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6； 轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。6）确定轴上圆角和倒角的尺寸a =15mm1a =15mm2参照表 15-2，取轴端倒角为 2450，各轴肩处圆角半S=8mm 径依表查得。4. 求轴上载荷载荷支反力 F（N）弯矩 M（Nmm） 总弯矩（Nmm）水平面axF=1634bxF=3175.2pF =1734.5H1M=95589.05H2M=154370.51M=108195.9垂直面ayF=866.43byF=-144.65V1M=50686.16V1M=-25097.072M=98828.98II扭矩T=9550
30、0 Nmm5. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的 截面（即最危险截面）的强度，按式 15-5 能上表中的数据， 以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力： =ca=38.4MPa首选材料为 40Cr，调质，由表 15-1 查 =70MPa-1因此 =A。，选轴为 45 钢，调质处理。根据表15-3，取A。=118，于是得F =2965Nt2（dmin）=118*=37.6mmF =1117Nr2因为中间轴上开有两面个键槽，所以应增大 7%，所以d=（d）（1+7%）=40.232minmin轴上的最小直径显然出现在轴承上。3轴
31、的结构设计F =795Na2F =5167Nt1F =1881Nr1（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力 dmin=40mm 的伯用， 故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dI-II=40.232mm,由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承 9309AC 轴承，其尺寸是 dDB=458518, 所以d=45mmI-II即d=d =45mmI-II-2)II-III 段的轴头部分LII-III=50mm III-段轴头部分LIII-=54mm -段轴肩部分L-=64mm -段部分 L-=54mm3） 取两齿轮齿面距
32、箱体内壁a =15mm,两齿面距离为1a=15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取2S=10mm,倒角R=2mm，B2=65mm.B1=100mm,L=2*R+B1+B2+2* a +a +2*S+2B12=2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19=272mm 4）轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。斜齿轮与轴之间的键选取 bh=16mm10mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；直齿轮与轴之间的键选取 bh=14mm9mm, 键槽用键槽铣刀来加工，长为 82mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处L=272mm选轴的直径尺寸公差为m6。 5）确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表 15-2，取轴端倒角为 2450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。4. 求轴上载荷载荷支反力 F（N）