1、<p>　　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</p><p><b>　　設計參數</b></p><p>　　說明: 1. 斗式提升機提升物料：谷物、面粉、水泥、型沙等物品。</p><p>　　2. 提升機驅動鼓輪(圖2.7中的件5)所需功率為</p><p>　　3. 斗式提升機運轉

2、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)。</p><p>　　4. 工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時</p><p><b>　　傳動簡圖</b></p><p><b>　　設計內容</b></p><p>　　電動機的選擇與運動參數計算；</p&g

3、t;<p><b>　　斜齒輪傳動設計計算</b></p><p><b>　　軸的設計</b></p><p><b>　　滾動軸承的選擇</b></p><p>　　鍵和連軸器的選擇與校核；</p><p>　　裝配圖、零件圖的繪制</p>&l

4、t;p>　　設計計算說明書的編寫</p><p><b>　　設計任務</b></p><p><b>　　減速器總裝配圖一張</b></p><p>　　齒輪、軸零件圖各一張</p><p><b>　　設計說明書一份</b></p><p>&

5、lt;b>　　設計進度</b></p><p>　　第一階段：總體計算和傳動件參數計算</p><p>　　第二階段：軸與軸系零件的設計</p><p>　　第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制</p><p>　　第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫</p><p><b

6、>　　電動機的選擇</b></p><p>　　電動機類型和結構的選擇</p><p>　　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。</p><p><b>　　電動機容量的選擇</b></p><p>　　工作機所需功率Pw </p>

7、<p><b>　　電動機的輸出功率</b></p><p><b>　　Pd＝Pw/η</b></p><p><b>　　η＝</b></p><p><b>　　Pd＝3.53kW</b></p><p><b>　　電動機轉速

8、的選擇</b></p><p>　　nd＝（i1’·i2’…in’）nw</p><p>　　初選為同步轉速為1000r/min的電動機</p><p>　　4．電動機型號的確定</p><p>　　由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求。<

9、;/p><p>　　計算傳動裝置的運動和動力參數</p><p>　　傳動裝置的總傳動比及其分配</p><p><b>　　計算總傳動比</b></p><p>　　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：</p><p><b>　　i＝nm/nw&l

10、t;/b></p><p><b>　　nw＝85.94</b></p><p><b>　　i＝11.17</b></p><p><b>　　合理分配各級傳動比</b></p><p>　　由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2=。</p><p&

11、gt;　　各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩</p><p><b>　　傳動件設計計算</b></p><p>　　選精度等級、材料及齒數</p><p><b>　　材料及熱處理；</b></p><p>　　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24

12、0HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　精度等級選用7級精度；</p><p>　　試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝67的；</p><p>　　選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°</p><p><b>　　按齒面接觸強度設計</b></p><p>　　因

13、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</p><p>　　按式（10—21）試算，即 </p><p>　　確定公式內的各計算數值</p><p><b>　　試選Kt＝1.6</b></p><p>　　由圖10－30選取區(qū)域系數ZH＝2.433</p><p>

14、　　由表10－7選取尺寬系數φd＝1</p><p>　　由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.85，則εα＝εα1＋εα2＝1.60</p><p>　　由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa</p><p>　　由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2＝55

15、0MPa；</p><p>　　由式10－13計算應力循環(huán)次數</p><p>　　N1＝60n1jLh＝60×287.4×1×（16×300×8）＝6.62×10e8</p><p>　　N2＝N1/3.34＝1.98×10e8</p><p>　　由圖10－19查得接觸

16、疲勞壽命系數KHN1＝0.95；KHN2＝0.98</p><p>　　計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得</p><p>　　[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa</p><p>　　[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa</p

17、><p>　　[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa</p><p><b>　　計算</b></p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑d1t</p><p><b>　　d1t≥</b></p><p>　　=mm=61.27mm</p><

18、p><b>　　計算圓周速度</b></p><p>　　v===0.92m/s</p><p><b>　　計算齒寬b及模數</b></p><p><b>　　計算縱向重合度</b></p><p>　　εβ==0.318×1×20×ta

19、n14=1.59</p><p><b>　　計算載荷系數K。</b></p><p>　　已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1</p><p>　　根據v=0.92m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數=1.03；由表10—4查的的計算公式和直齒輪的相同，</p><p><b>　　故 =1.42 </

20、b></p><p><b>　　由表10—13查得</b></p><p>　　由表10—3查得。故載荷系數</p><p>　　=1×1.03×1.4×1.42=2.05</p><p>　　按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得</p><

21、;p>　　==mm=66.55mm</p><p><b>　　(7)計算模數</b></p><p>　　=mm=3.23mm</p><p><b>　　按齒根彎曲強度設計</b></p><p><b>　　由式(10—17)</b></p><

22、p><b>　　mn≥</b></p><p><b>　　確定計算參數</b></p><p><b>　　計算載荷系數</b></p><p>　　=1×1.03×1.4×1.36=1.96</p><p>　　根據縱向重合度=1.59，

23、從圖10－28查得螺旋角影響系數 ＝0.88</p><p><b>　　計算當量齒數</b></p><p>　　z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89</p><p>　　z2=z2/cosβ=67/cos14=73.34</p><p><b>　　查取齒型系數</b></

24、p><p>　　由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.233</p><p><b>　　查取應力校正系數</b></p><p>　　由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.757</p><p><b>　　計算[σF]</b></p><p>　　

25、由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪彎曲強度極限；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由（10-12）得</p><p>　　計算大、小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　==0.0126</b></p><p><b>　　==0.0147</b></p>

26、;<p><b>　　大齒輪的數值大。</b></p><p><b>　　設計計算</b></p><p>　　取=2.5mm，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=66.55mm來計算應有的齒數。于是由</p><p><b>　　，取，則</b&g

27、t;</p><p><b>　　幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　計算中心距</b></p><p>　　a圓整后取146mm</p><p>　　按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　因β值改變不多，故參數、、等不必修正。</p>

28、<p>　　計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　計算齒輪寬度</b></p><p>　　，圓整后取B2=70mm，B1=75mm。</p><p><b>　　結構設計</b></p><p>　　以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以

29、選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。</p><p><b>　　軸的設計計算</b></p><p><b>　　II軸：</b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取=112,于是得</p><p>　　求作用在齒輪上的受力<

30、;/p><p>　　已知大齒輪分度圓直徑，小齒輪分度圓直徑，，。而，,</p><p><b>　　；，，</b></p><p><b>　　軸的結構設計</b></p><p>　　擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　I-II段軸用于安裝軸承30306，故取直徑為30

31、mm。</p><p>　　II-III段安裝套筒，直徑30mm。</p><p>　　III-IV段安裝小齒輪，直徑35mm。</p><p>　　IV-V段分隔兩齒輪，直徑為45mm。</p><p>　　V-VI段安裝大齒輪，直徑為35mm。</p><p>　　VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為30mm。&

32、lt;/p><p>　　根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　I-Ⅲ長度為42mm。</p><p>　　III-IV段用于安裝小齒輪，長度略小于小齒輪寬度，為73mm。</p><p>　　IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為110mm。</p><p>　　V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪

33、的寬度，為67mm。</p><p>　　VI-VIII長度為42mm。</p><p><b>　　求軸上的載荷</b></p><p>　　A B C D</p><p>　　62.2 182.5

34、 58.7</p><p>　　FNVA FNVD</p><p>　　Ft3Ft2</p><p>　　MV

35、 MVC</p><p>　　FNHA MVB Fa2 FNHD</p><p><b>　　Fr2</b></p><p><b>　　Fr3</b></p><p><b>　　Fa3</b></p&g

36、t;<p><b>　　MH</b></p><p><b>　　T</b></p><p><b>　　如圖受力簡圖，</b></p><p>　　按脈動循環(huán)應力考慮，取α=0.6</p><p>　　按彎扭合成應力校核軸的強度，校核截面B、C。</p&g

37、t;<p><b>　?、傩：薆截面</b></p><p>　　由d=35mm，可得，</p><p><b>　?、谛：薈截面，，</b></p><p>　　軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1得，，。</p><p><b>　　故安全</b><

38、/p><p>　　5．精確校核軸的疲勞強度</p><p>　　(1)由于截面Ⅲ處受的載荷較大，直徑較小，所以為危險截面。</p><p><b>　　（2）截面Ⅲ的左側</b></p><p><b>　　抗彎截面系數</b></p><p><b>　　抗扭截面系數

39、</b></p><p>　　截面Ⅲ左側的彎矩M為 </p><p><b>　　截面Ⅲ上的扭矩為 </b></p><p><b>　　截面Ⅲ上的彎曲應力</b></p><p><b>　　截面上的扭轉切應力</b></p><p>　　

40、軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得、、。截面Ⅲ上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按附表3-2查取，因，。經插值后得，。又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數，</p><p>　　故有效應力集中系數按式（附表3-4）為</p><p>　　由附圖3-2得尺寸系數；由附圖3-3得扭轉尺寸系數</p><p>　　軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為&l

41、t;/p><p>　　軸未經表面強化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數為</p><p>　　碳鋼的特性系數，取，</p><p>　　于是，計算安全系數值，按式（15-6）~（15-8）則得</p><p><b>　　故可知其安全</b></p><p><b>　

42、　（3）截面Ⅲ的右側</b></p><p>　　抗彎截面系數W按表15-4的公式計算 </p><p><b>　　抗扭截面系數 </b></p><p>　　彎矩M及彎曲應力為 </p><p><b>　　扭轉切應力為</b></p><p>　　過盈配合處

43、的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為</p><p><b>　　故得綜合系數為 </b></p><p>　　所以軸在截面Ⅲ右側的安全系數為</p><p>　　故該軸在截面Ⅲ右側的強度也是足夠的。</p><p><b>　　I軸：</b>&

44、lt;/p><p><b>　　作用在齒輪上的力</b></p><p><b>　　, </b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p><b>　　軸的結構設計</b></p><p>　　確定軸上零件的裝配方案</p>

45、<p>　　2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　a.由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。</p><p>　　b.考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。</p><p>　　c.該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的

46、圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。</p><p>　　d.該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標準化，定為40mm。</p><p>　　e.為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。</p><p>　　f.軸肩固定軸承，直徑為42mm。</p><p>　　g.該段軸要安裝軸

47、承，直徑定為35mm。</p><p>　　各段長度的確定：各段長度的確定從左到右分述如下：</p><p>　　a.該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。</p><p>　　b.該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。</p><p>　　c.該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為75m

48、m，定為73mm。</p><p>　　d.該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。</p><p>　　e.該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。</p><p>　　f.該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm</p><

49、;p>　　按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　?。慌まD切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6。軸的計算應力</p><p>　　查表15-1得，因此，故安全</p><p><b>　　III軸</b></p><p><b>　　作用在齒輪上的力</b></p><

50、;p><b>　　;</b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p><b>　　軸的結構設計</b></p><p><b>　　軸上零件的裝配方案</b></p><p>　　據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p&

51、gt;　　4.按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　查表15-1得，因此，故安全</p><p>　　滾動軸承的選擇及計算</p><p><b>　　I軸：</b></p><p>　　求兩軸承受到的徑向載荷</p><p>　　軸承30206的校核</p><p&

52、gt;<b>　　徑向力</b></p><p>　　派生力，查設計手冊得Y=1.6</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　軸向力</b></p><p><b>　　由于，</b></p><p>&

53、lt;b>　　所以軸向力為，</b></p><p>　　當量載荷，查設計手冊e=0.37</p><p><b>　　由于，，</b></p><p><b>　　所以，，，。</b></p><p>　　由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為</p><

54、;p>　　軸承壽命的校核，查設計手冊得Cr=54200N</p><p><b>　　II軸：</b></p><p>　　軸承30306的校核</p><p><b>　　徑向力</b></p><p>　　派生力,查設計手冊得Y=1.9</p><p><b&

55、gt;　　，</b></p><p><b>　　軸向力</b></p><p><b>　　由于，</b></p><p><b>　　所以軸向力為，</b></p><p>　　當量載荷,查設計手冊得e=0.31</p><p><

56、b>　　由于，，</b></p><p><b>　　所以，，，。</b></p><p>　　由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為</p><p>　　軸承壽命的校核,查設計手冊得Cr=59000N</p><p><b>　　III軸：</b></p>&

57、lt;p>　　軸承30211的校核</p><p><b>　　徑向力</b></p><p>　　派生力，查設計手冊得Y=1.4</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　軸向力</b></p><p><b>

58、;　　由于，</b></p><p><b>　　所以軸向力為，</b></p><p>　　當量載荷,查設計手冊得e=0.42</p><p><b>　　由于，，</b></p><p><b>　　所以，，，。</b></p><p>

59、　　由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為</p><p>　　軸承壽命的校核，查設計手冊得Cr=132000N</p><p>　　鍵聯(lián)接的選擇及校核計算</p><p><b>　　高速軸上的鍵聯(lián)接</b></p><p>　　由軸的設計計算可知所選平鍵分別為</p><p>　　b&#

60、215;h×L=8×7×40</p><p>　　由公式6-1，取有輕微沖擊</p><p>　　b×h×L=12×8×70 </p><p>　　(二)中速軸上的鍵聯(lián)接</p><p>　　由軸的設計計算可知所選平鍵分別為</p><p>　　b&

61、#215;h×L=10×8×70 </p><p>　　b×h×L=10×8×63 </p><p>　　(三)低速軸上的鍵聯(lián)接</p><p>　　由軸的設計計算可知所選平鍵分別為</p><p>　　b×h×L=14×9×80 &

62、lt;/p><p>　　b×h×L=18×11×63 </p><p><b>　　連軸器的選擇</b></p><p>　　由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。</p><p>　　高速軸用聯(lián)軸器的設計計算</p><p>　　由于裝置用于運輸機，原動機

63、為電動機，所以工作情況系數為，</p><p><b>　　計算轉矩為</b></p><p>　　所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）</p><p><b>　　其主要參數如下：</b></p>

64、<p><b>　　材料HT200</b></p><p><b>　　公稱轉矩</b></p><p><b>　　軸孔直徑，</b></p><p><b>　　軸孔長，</b></p><p><b>　　裝配尺寸</b

65、></p><p><b>　　半聯(lián)軸器厚</b></p><p>　?。╗1]P163表17-3）（GB4323-84）</p><p>　　第二個聯(lián)軸器的設計計算</p><p>　　由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，</p><p><b>　　計算轉矩

66、為</b></p><p>　　所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84）</p><p><b>　　其主要參數如下：</b></p><p><b>　　材料HT200</b></p><p><b>　　公稱轉矩</b></p><

67、;p><b>　　軸孔直徑 </b></p><p><b>　　軸孔長， </b></p><p><b>　　裝配尺寸</b></p><p><b>　　半聯(lián)軸器厚</b></p><p>　?。╗1]P163表17-3）（GB4323-84）

68、</p><p><b>　　減速器附件的選擇</b></p><p><b>　　通氣器</b></p><p>　　由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5</p><p><b>　　油面指示器</b></p><p>&

69、lt;b>　　選用游標尺M16</b></p><p><b>　　起吊裝置</b></p><p>　　采用箱蓋吊耳、箱座吊耳</p><p><b>　　放油螺塞</b></p><p>　　選用外六角油塞及墊片M16×1.5</p><p>

70、<b>　　潤滑與密封</b></p><p><b>　　齒輪的潤滑</b></p><p>　　采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。</p><p><b>　　滾動軸承的潤滑</b></p><p>　　由于軸承周向速度為

71、，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。</p><p><b>　　潤滑油的選擇</b></p><p>　　齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。</p><p><b>　　密封方法的選取</b></p><p>　　選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋

72、轉軸唇型密封圈實現密封。</p><p>　　密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。</p><p>　　軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。</p><p><b>　　設計小結</b></p><p>　　由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如

73、說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。</p><p><b>　　參考資料目錄</b></p><p>　　[1]《機械設計課程設計》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編，1995年12月第一版；</p><p&

74、gt;　　[2]《機械設計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2001年7月第七版；</p><p>　　[3]《簡明機械設計手冊》，同濟大學出版社，洪鐘德主編，2002年5月第一版；</p><p>　　[4]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編，2002年6月第一版；</p><p>　　[5]《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平