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1、设计一斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器 设计参数 题 号 参 数 3A 3-3-C 3-D 生产率Q（th)5 1 20 24 提升带的速度,(m/s）1.8 2 2.3 提升带的高度 H,（m)32 2 7 2 提升机鼓轮的直径D,(m)40 400 450 0 说明: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.中的件 5)所需功率为 kW)8.01(367QHPW 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 传动简图 一 设计内容 1.电动机
2、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 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 7.设计计算说明书的编写 二 设计任务 1 减速器总装配图一张 2 齿轮、轴零件图各一张 3 设计说明书一份 三 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 电动机的选择 1电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单
3、向旋转。所以选用常用的封闭式 Y(I44)系列的电动机。2电动机容量的选择 1）工作机所需功率w kwvQHPW19.3)8.18.11(3673215)8.01(367 电动机的输出功率 PdPw=904.099.099.098.099.099.02323轴承联齿轴承联 Pd3.53W 3电动机转速的选择 n（ii2i)w 初选为同步转速为 100rin 的电动机 4.电动机型号的确定 由表 201 查出电动机型号为 Y2M1-6,其额定功率为kW，满载转速 960r/min。基本符合题目所需的要求。计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1计算总传动比 由电动机的满载转速
4、和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总传动比为：i=nw nw=85.94 11.17 2合理分配各级传动比 由于减速箱是同轴式布置，所以 i1=i2=34.317.11。各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴I 鼓 轮 转速(r/mi）960 960 287 6.1 861 功率（kW)4 3.96 3.84 3.7 3.69 转矩(Nm）9.8 39.4 17 46 409.3 传动比 1 3.4 3.4 1 效率 1 09.97 0.97 0.9 传动件设计计算 1选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40C(调质
5、)，硬度为80HB，大齿轮材料为 4钢（调质），硬度为40BS，二者材料硬度差为 40B。2）精度等级选用 7 级精度;3）试选小齿轮齿数 z120,大齿轮齿数6的；4）选取螺旋角。初选螺旋角=14 2按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 按式（102)试算，即 321112HEHdttZZuuTKd 1）确定公式内的各计算数值（1）试选 Kt=1.6（2）由图03选取区域系数H=2.43（3）由表 10-7 选取尺宽系数d=1（4）由图 1026 查得.75，=.8,则+2=1.6（5）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数E=188Mpa（6）
6、由图 10d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlm1600P;大齿轮的接触疲劳强度极限m550Pa;（7）由式013 计算应力循环次数 N160n1jLh608741(6008)2e8 N1/3.34=1.980e8 （8）由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 KHN=9；KN=8（9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1，由式(02)得 1=0560MPa=570a H20.9855Ma=539MPa =1H2/=554.5MPa 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径 d1t 1t 32112HEHdtZZuuTK=3235.5548.189433.234.33
7、4.460.11106.1271.62m=61.27m （2）计算圆周速度=10006021ndt10006085192.67.m/s （3）计算齿宽 b 及模数ntm mmmmdbtd27.6127.6111 mmzdmtnt97.22014cos27.61cos11 mmmhnt69.697.225.225.2 16.969.627.61/hb（4）计算纵向重合度 =tan318.01zd0.1810a14。=1.59（5）计算载荷系数。已知载荷平稳，所以取 K1 根据0.92/s，7 级精度,由图08 查得动载系数Kv=.3;由表0查的HK的计算公式和直齿轮的相同，故 HK.42 由表0
8、13 查得35.1FK 由表 1查得4.1FHKK。故载荷系数 HHVAKKKKK=1131.41.42=2.（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（110a）得 1d=31/ttKKd36.1/05.227.61=66.55mm (）计算模数nm nm 11coszd20cos1455.66。mm=3.23mm 3按齿根弯曲强度设计 由式(117）mn 32121cos2FSaFadYYzYKT 1）确定计算参数（1）计算载荷系数 FFVAKKKKK=1.31.4136=19 （2）根据纵向重合度1.5,从图028 查得螺旋角影响系数 Y=0.8 （3）计算当量齿数 z1z1/cos320/cos31。=21.89 z2=z/cos3=7/cos34。=73.4（4）查取齿型系数 由表 105 查得 Ya1=.2;Ya=2.33（5）查取应力校正系数 由表 10-查得 Ya1=1569；Ys2=1.757 （6）计算F 由图0查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa5001FE；大齿轮弯曲强度极限MPa3802FE;由图 10-1取弯曲疲劳寿命系数95.0K1FN,98.0K2FN。取弯曲疲劳安全系数=.4，由(10-12)得 MPa39.3394.150095.0SK1FE1FN1F MPa2664.138098.0SK2FE2FN2F