毕业论文定稿-TD型斗式提升机设计

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763摘 要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，牵引构件，驱动装置，张紧装置原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763ABSTRACTBucket elevator widely used in building materials， machinery， nonferrous metals， grain and other various industrial sectors； applied in vertical direction or angle very hour delivery of bulk material objects or fragments. Bucket Elevator is the structural characteristics： the materials being transported together with the traction of carrying components of the hopper， the traction around the drum pieces， including a delivery of materials containing a branch and the non-delivery of materials contained The branch closed loop， the Movement for conveying objects.Drive connected with the first round， bucket elevator access to power and driven operation. Tensioning device connected with the end of round， to obtain the necessary components traction early tension to ensure normal operation. Material from the elevator at the bottom for the material.Bucket elevator to overload more sensitive； Doo and easy to wear with bucket elevator of the hopper and traction components， and other parts of the first round， bottom round of the Shell installation in confined within the surrounding environment to reduce dust pollution.Keyword： Bucket elevator， hopper， drum， traction components， drives， tensioning device.原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763目 录摘 要 1ABSTRACT.2前 言 5第一章 斗式提升机的方案设计及基本原理 61.1 设计参数及要求 .61.2 方案设计 61.3 基本原理 6第二章 TD 斗式提升机型号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 92.3 输送带张力计算 10第三章 TD 斗式提升机传动系统的设计计算 .133.1 电动机的选择计算 133.1.1 选择电动机的类型和结构形式 .133.1.2 确定电动机的转速 143.1.3 确定电动机的功率和型号 .143.2 传动 V 带及带轮的设计计算 .153.2.1 V 带轮及 V 带的设计 153.2.2.V 带轮的结构设计 .173.3.1 高速级齿轮的设计 .203.3.2 低速级齿轮的设计 .233.3.3 齿轮结构的设计 273.3.4 轴的设计 273.4 联轴器的选择设计 313.5 减速器铸造箱体的结构尺寸 32第四章 TD 提升机其它装置的设计 .344.1 输送带的设计 .344.2 张紧装置的设计 .34原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397634.3 反转装置的设计 .344.4 料斗的设计 354.5 罩壳的设计 354.6 滚筒轴承的选择 .36第五章 TD 胶带斗式提升机的安装及调试 .375.1 安装前的准备 375.2 提升机安装顺序 375.3 料斗的安装 385.4 提升机安装应符合的基本要求 385.5 提升机的试车 39结 论 40参考文献 41致谢 42原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763前 言斗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、大运量连续输送物料的更完善的输送机结构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斗式提升机可以提升的高度位 530m，一般常用范围为 1220m，输送能力在30t/h 以下一般情况下都采用垂直斗式提升机，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，提高其工作能力原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第一章 斗式提升机的方案设计及基本原理1.1设计参数及要求某散装料，粒度小于 20mm，松散密度为 1.5t/m3，中等磨琢性，生产能力为：6t/h，提升高度为 4m1.2 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1.3 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、块状物料直接流入料斗；卸料 h 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 (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斗式提升机的分类有以下几种：(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； 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763(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D160、D250、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据国外文献介绍，胶带提升机的斗宽已达 1250mm，输送量达 1000t/h，最大提升高度达 80m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 h 还可把斗式提升机底部插入料堆中自行取料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，故不一一介绍原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397631.掏取式 2. 流入式第二章 TD 斗式提升机型号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 TD 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 i 升( 为小于 1 的填充系数)，则单位长度的荷量为：q= aia斗 距 (m)物 料 容 积 (t/m3)提升机的输送能力：Q=qv(千克/s)或 Q=3.6qv(t/h)由此可得 Q=3.6 v(t/h)ai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N= (t/h)kQk-供料不均匀系数，取 1.21.6取 K=1.5=0.75v=1.0m/s已 知 ： =1.5t/m3N=6t/hQ=Nk=1.56=9t/h，= =aivQ6.32.517.0.9根 据 下 表 2-1， 选 用 TD160 型 斗 式 提 升 机 表 2-1 来 自 运 输 机 械 手 册 第二 册 表 2-1斗 提 机型 式料 斗 宽 度(mm) 料 斗 制 法料 斗 容 量i0(L)料 斗 间距 a(mm)i(L/m)原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763S 1.10 300 3.67160Q 0.65 300 2.16S 3.20 400 8.00250Q 2.60 400 6.67S 7.80 500 15.60350Q 7.00 500 14.00S 14.50 640 22.65TD 型450Q 15.00 640 23.44根 据 设 计 要 求 应 采 用 圆 弧 浅 斗 料 斗 ， 所 以 应 选 择 Q 制 法 .Q=3.6 v=3.6 1.50.751=8.7756t/h ai3.06所选用的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TD160 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，根据以上选定的皮带速度为 1.0m/ss，并且能够实现离心方式卸载(n滚 筒 转 速 ).602w所 以 0.12.Drv得 .6n实现离心方式卸载的条件是h20mh， K=1.15.N= W305.4.196.8根 据 动 力 源 和 工 作 条 件 ， 选 用 一 般 用 途 的 Y 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 Y801-4 型 电 动 机 ， 额 定 功 率 为原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397630.55KW， 同 步 转 速 1500r/min， 满 载 转 速 1390r/min.3.2 传动 V带及带轮的设计计算在 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 Pca计 算 功 率 Pca 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Pca=KAP=1.30.55=0.715Kw式 中 ： Pca-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 Pca 和 小 带 轮 的 转 速 ， 确 定 选 择 普 通 V 带 ， 带 型 为 Z 型 ，小 带 轮 的 基 准 直 径 为 dd1=5071mm，3.2.1.3 确 定 带 轮 的 基 准 直 径 dd1 和 dd2(1)初 选 小 带 轮 的 基 准 直 径 dd1， 取 dd1=71mm，(2)带 的 速 度 v v1= ， v 在 525m/s 范围內，带速合格.s/.50639(3) 轮的基准直径 dd2 dd2=idd1=271=142mm，根 据 取 基准直径系列 dd2=140mm3.2.1.4 确 定 中 心 距 a 和 带 的 基 准 长 度 Ld初 步 确 定 中 心 距 a0， 取0.7(dd1 +dd2) 300 mm 的场合.因为 ，所以，小带轮采用腹板式结构，大带轮采用孔mdd140,721板式结构，如下图所示.原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763小带轮腹板式 大带轮孔板式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 ： 5.14.930滚 筒电 机总 niV 带 传 动 的 传 动 比 为 ： 72.12dVi则 减 速 箱 二 级 齿 轮 传 动 的 总 传 动 为 ： 38.79.154Vi总减为 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 HBS350， 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 ：= = ， 则 取12ii. 1.38.71312i低 速 级 传 动 比 为 ： = =32i.146.2传 动 系 统 各 轴 的 转 速 ， 功 率 和 转 矩 计 算 如 下 ：0 轴 ， 电 动 机 轴 n0=1390r/minP0=0.55KwT0= =3.78N.m.原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397631 轴 ， 减 速 器 高 速 轴 =10inmin/87.492.3r0PKW52.06.5NnT1.78.49112 轴 ， 减 速 器 中 速 轴 min/96.23.7012ri0.5280.990.97=0.507Kw32PNnT6.209.457095223 轴 ， 减 速 器 低 速 轴 min/.6.323ri0.5070.990.97=0.487Kw43PNnT7.4895.0950334 轴 ， 滚 筒 轴 n4=n3=95.5 r/min 0.4870.990.99=0.477 Kw4PmNnT7.45.44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.材料选择小齿轮 40cr 调质处理 HBS =2801大齿轮 45 钢 调质处理 HBS =2402两齿轮齿面硬度差为 40HBS，符合软齿面传动的设计要求.根据设计要求，高速级齿轮，输入功率为 0.528KW，小齿轮转速为原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763704.87r/min，传动比为 3，低速级齿轮，输入功率为 0.507KW，小齿轮转速为234.96r/min，传动比为 2.46，工作寿命 15 年(每年工作 300 天)，两班制3.3.1高速级齿轮的设计1、确定齿数小齿轮齿数 =20，大齿轮齿数 =i =320= 60，取 Z2=601Z2Z12、 按按齿面接触强度设计：d 2.321321HEduTKt1)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 T =9.5510 =9.5510 =7154 Nmm161np687.0452(3)选取齿宽系数 =1d(4)得材料的弹性影响系数弹性系数 Z =189.8EMPa(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 =600 MPa ，大齿轮的接触疲劳极限 =550 MPa1limH 2limH(6)计算应力循环次数N1=60 jLh=604801(2830015)= 2.0731091nN2=2.07310 /2.5=8.0941088(7)得接触疲劳寿命系数 = 0.90 =0.951HNK2HN(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 1= = =550MPaH1NSH1lim60*9 2= = =522.5 MPa2K2li5.2)计算(1)试计算小齿轮分度圆直径 ， 以较小值 =522.5 MPa 代入 td1H2H原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763d 2.32t1321HEdt ZuTK=2.32 =27.34 mm325.893547. (2)计算圆周速度 vV=(d1n1)/601000=(3.1427.34704.87)/601000=1.01m/s(3)齿宽 b= d =127.34= 27.34mm t1(4)齿宽与齿高之比 b/h：模数： m = d / Z =27.34/20=1.371t1齿高： h=2.25 m =2.251.37=3.08 b/h=27.34/3.08=8.88(5)载荷系数：根据 v=1.01m/s ，8 级精度 . 得动载系数 Kv=1.12直齿轮，假设 KaFt/b100 N/mm.得 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 hKH=1.12+0.18(1+0.6 2) 2+0.2310 bd3=1.12+0.18(1+0.612)12+0.2310 60.44=1.514由 b/h=8.88， KH=1.514 得 KF=1.35，故载荷系数K=KaKvKhaKH=11.121.21.514=2.034按实际的载荷系数校正所的分度圆直径，d = d =27.34 =31.741t3k3.1204计算模数：m=d1/ Z =31.74/20=1.5813.按齿根弯曲强度设计m 321)(FSadYzKT1)确定公式内各值(1)小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa； FE1原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763大齿轮的弯曲疲劳强度极限 =380MPaFE2(2)有弯曲疲劳寿命系数 = 0.85 =0.881NKN(3)计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1= = = 303.57 MPaF1NSFE4.50*8 2=KFN2 = =238.86 MPaFFE2.13(4)计算载荷系数 KK=KaKvKFakF=11.121.21.35=1.814(5)查取齿形系数 得 =2.86 = 2.2261FaY2Fa(6)查取应力校正系数得 =1.58 =1.7641SaY2Sa(7)计算大 小齿轮的 并加以比较FYsf=2.861.58/303.57=0.01481FSa=2.2261.764/238.86=0.016442FSaY大齿轮的数据大. 2)设计计算m = =1.02321)(FSadYzKT320164.1 75.84 对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大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，可取由齿根弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值 m=1.25mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=31.74 mm 算出小齿轮的齿数Z1=d1/1.25=31.74/1.25=25.425原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763Z2=u Z1=325=754 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d =mz =1.2525=31.25mm1d =mz =1.2575=93.75mm2齿顶高 h = h m=11.25=1.25 mma*齿根高 h = (h +c )m=(1+0.25)1.25= 1.56 mmf全齿高 h= h +h =1.25+1.56= 2.81 mmaf齿顶圆直径 d = d +2 h =31.25+21.25=78.13 mm1ad =d +2 h =93.75+21.25=96.25mm2a齿根圆直径 d = d -2 h =31.25-21.56=28.13 mm1ffd = d -2 h =93.75-21.56=96.88mm2ff中心距 a =(d + d )/2=62.5 mm1齿宽 b= d =31.25 mm B1 =35 B2 =313.3.2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=uz1=2.4620=49.2，取 Z2=492、按按齿面接触强度设计：d 2.321321HEdZuTKt1)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 T =9.5510 =9.5510 =20607Nmm161np69.234507(3)选取齿宽系数 =1d(4)得材料的弹性影响系数弹性系数 Z =189.8EMPa原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763(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 =600 MPa ，大齿轮的接触疲劳极限 =550 MPa1limH 2limH(6)计算应力循环次数N1=60 jLh=601921(2830015)= 0.831091nN2=0.8310 /1.8=4.6081088(7)得接触疲劳寿命系数 = 0.90 =0.951HNK2HN(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 1= = =540 MPaH1NSH1lim60*9 2= = =522.5 MPa2K2li5.2)计算(1)试计算小齿轮分度圆直径 ， 以较小值 =522.5 MPa 代入 td1H2Hd 2.32t1321HEdt ZuTK=2.32 =39.6 mm325.894.2067. (2)计算圆周速度 vV=(d1n1)/601000=(3.1439.6234.96)/601000=0.487m/s(3)齿宽 b= d =139.6=39.6 mm t1(4)齿宽与齿高之比 b/h：模数： m = d / Z =39.6/20=1.981t1齿高： h=2.25 m =2.251.98=4.46 b/h=39.6/4.46=8.89(5)载荷系数：根据 v=0.487 m/s ，8 级精度. 得动载系数 Kv=1.12直齿轮，假设 KaFt/b100 N/mm.得 Kha =Kfa=1.2得使用系数 Ka=1原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397638 级精度 h，小齿轮相对支承对称布置 hKH=1.12+0.18(1+0.6 2) 2+0.2310 bd3=1.12+0.18(1+0.612)12+0.2310 84.2=1.487由 b/h=8.87， KH=1.427 得 KF=1.35，故载荷系数K=KaKvKhaKH=11.121.21.427=1.875按实际的载荷系数校正所的分度圆直径，d = d =39.6 =44.741t3k3.1875计算模数：m=d1/ Z =44.74/20=2.2413.按齿根弯曲强度设计m 321)(FSadYzKT1)确定公式内各值(1)小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=380MPaFE2(2)有弯曲疲劳寿命系数 = 0.85 =0.881FNK2FN(3)计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1= = = 303.57 MPaF1NSFE4.50*8 2=KFN2 = =238.86 MPaFFE2.13(4)计算载荷系数 KK=KaKvKFakF=11.121.21.35=1.854(5)查取齿形系数 得 =2.65 = 2.2261FaY2Fa(6)查取应力校正系数得 =1.58 =1.7641SaY2Sa原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763(7)计算大 小齿轮的 并加以比较FYsaf=2.651.58/303.57=0.01371FSa=2.2261.764/238.86=0.01642FSaY大齿轮的数据大. 2)设计计算m = =1.46321)(FSadYzKT320164.1 7.854 对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大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，可取由齿根弯曲疲劳强度算得的模数同时结合齿面接触疲劳强度计算的模数并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=44.74 mm 算出小齿轮的齿数Z1=d1/m=44.74/4=22.37，取 22Z2=u Z1=2.4622=54.12，取 544 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d =mz =222=44mm1d =mz =254=108mm2齿顶高 h = h m=12=2mma*齿根高 h = (h +c )m=(1+0.25)2= 2.5 mmf全齿高 h= h +h =4.5mmaf齿顶圆直径 d = d +2 h =48 mm1ad =d +2 h =112 mm2a齿根圆直径 d = d -2 h =39 mm1ffd = d -2 h =103mm2ff原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763中心距 a (d + d )/2=76 mm12齿宽 b= d =44 mm B1 =48 B2 =443.3.3 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 h，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，进行结构设计当齿顶圆直径小于 160mmh，可以做成实心结构的齿轮但航空产品中的齿轮，虽齿顶圆直径小于 160mm，也可以做成腹板式的当齿顶圆直径小于 500mmh，可以做成腹板式的，腹板上开孔的数目按结构尺寸大小及需要而定根据齿顶圆直径大齿轮都做成腹板式的结构，小齿轮都采用实心式的结构3.3.4 轴的设计3.3.4.1 选 材 和 确 定 轴 材 料 的 许 用 应 力选用 45 钢调质处理.根据材料的种类得 =590 MPa， =55 MPa.bb13.3.4.2 低 速 轴 设 计(1)估算轴的最小直径由表 15-3 查取 =110，根据公式(15-1) 得0Ad = 110 =18.9(mm)03nP35.9487考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大 5%，即 34.911.05=19.9(mm).取 20mm(2)确定轴的各段直径 外伸端直径 d =20mm(一般应符合所选联轴器轴孔标准，这里选用 TL4 弹性柱1销联轴器) ；原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，有一个阶梯轴，取通过轴承盖轴段的直径为 ： d2=24mm考虑轴承的内孔标准，取 d =d =25 mm(两轴承同型号)，根据机械设计表 15-374，初选深沟球轴承的型号为 6205；直径为 d 的轴段为轴头，且应符合轴径标准系列，取 d =28mm.；4 4轴环直径 d = d +2h=35mm ；5根据轴承安装直径，查手册得 d =28 mm .63.3.4.3 高 速 轴 的 设 计(1)估算轴的最小直径由表 15-3 查取 =110，根据公式(15-1) 得0Ad = 110 =9.99(mm)03nP387.452考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大 5%，即 9.991.05=10.48(mm).由于电机轴 d=19mm，故此处伸出端轴径 d =19mm1(2)确定轴的各段直径 按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，有一个阶梯轴，取通过轴承盖轴段的直径为： = (1+(0.070.1)*2)=23mm；2d1考虑轴承的内孔标准，取 d = d =25mm(两轴承同型号)，初选两端深沟球轴承35的型号为 6205；直径为 d 的轴段为轴头，取 d = d5=28mm ，应符合轴径标准系列 .4 43.3.4.4 中 速 轴 的 设 计(1)估算轴的最小直径由表 15-3 查取 =110，根据公式(15-1) 得0Ad = 110 =14.2(mm),03nP396.2457考虑到轴上有两处键槽，故选取轴径为 d =20mm1原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763(2)确定轴的各段直径 按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，有一个阶梯轴，取通过轴承盖轴段的直径为 d2=d1(1+(0.070.1)*2)=20 mm；考虑轴承的内孔标准，取 d = d =20mm(两轴承同型号)，初选两端深沟球轴承41的型号为 6204；轴的强度足够，为了方便制造，d 轴段的直径为 d =25mm.333.3.4.5 确 定 轴 的 各 段 长 度各段轴的长度为，安装轴承段应符合轴承的宽度，安装齿轮段应符合齿轮宽度，外伸段的长度要符合所要安装零件的宽度，同 h 还要考虑安装工艺要求，安装零件段的长度与所要安装零件的宽度有一定的工艺要求，其余各段的长度应要根据实际装配来确定3.3.4.6 轴 上 键 的 选 择键的形式都选择普通平键，根据轴的直径确定键的宽度和高度，根据轴段的长度确定键的长度，键的长度一般要比轴段的长度短 510mm，在轴中的键选择 A型键，在轴头的键选择 C 型键3.3.4.7 弯 矩 、 剪 力 图AB CDFAF FFDqFQ(KN)M(KN.m)原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763AB CDFAF FFDqFQ(KN)M(KN.m)3.3.4.8 轴 ， 键 及 轴 承 的 校 核(1)轴的校核根据前面知道轴的最小轴径为 .min/7.106,4.3,19rnkwPmd由式： 得32.0195nPTMPa96.2104.7.643查机械设计基础课本表 15-2 知， T40所以， ，轴的扭转刚度足够T(2)键的校核由于键的联接是静联接，所以， PPdhlT4式中，d-轴的直径，单位为 mm；h-键的高度，单位为 mm；l-键的工作长度，单位为 mm对于 A 型键，l=L-b ；B 型键，l=L ；C型键；l=L-b/2；查机械设计基础表 10-9 知道键的系数如下：(键宽 b，键高 h，键长 l)键为 C 型键 8750 键为 10860 键为 201290 键C 型键 12880T1=7.15N.m T2=20.6N.m T3=47.8N.m