垂直斗式提升机课程设计.doc

目 录 一 课程设计的内容和要求-1二 电动机的选择-2三 各轴的转速,功率和转矩-4四 V带的设计与计算-5五 齿轮的设计计算-7六 轴的设计与计算-15七 键的选择和校核-19八 轴的校核-21九 轴承的校核-27十 联轴器的选择和润滑-29十一 减速器箱体的设计-30十二 参考文献-31十三 总结-321确定电动机的有效功率2确定电动机的转速3传动比分配：1、转速 2、功率：3、扭矩1原始数据及设计内容2设计步骤1高速级齿轮：2低速级齿轮：1高速轴(齿轮轴)2中间轴3低速轴1高速轴键选择及校核2中间轴键选择及校核3低速轴键的选择及校核1 输入轴的校核2 中间轴的校核3 输出轴的校核1 输入轴上轴承的校核 2 中间轴的校核3、 输出轴上轴承的校核1齿轮的润滑2滚动轴承的润滑3润滑油的选择一、 课程设计的内容和要求1、题目：垂直斗式提升机传动装置设计2、课程设计的目的本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑，自学，查资料，独立实践的机会。将本学期课本上的理论知识和实际有机的结合起来，锻炼学生实际分析问题和解决问题的能力，提高学生综合运用所学知识的能力，装配图、零件图的设计绘图能力。3、课程设计的内容和要求1.传动装置简图：2己知条件(1)机器功用 由料斗把散状物料提升到一定高度。(2)工作情况 单向工作，有轻微振动。(3)运转要求 滚筒转速误差不超过7。(4)使用寿命 8年，每年300天，每天16小时。(5)检修周期 半年小修，两年大修。(6)生产厂型 中小型机械制造厂。(7)生产批量 中批生产。3.设计原始数据：滚筒圆周力5kN滚筒圆周速度0.9(m/s) 滚筒直径360mm4.要求： (1)完成传动系统与传动装置的设计计算。(2)完成各类零件的设计、选择计算。(3)认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。(4)按预定计划循序完成任务。(5)按学校规定格式书写说明书，交电子和纸质文档。二 ，电动机的选择已知：滚筒直径D=360mm,滚筒圆周速度速度V=0.9m/s.滚筒圆周力F（N）=5KN 按工作条件和需求，先选用常用的Y系列的三相异步电动机。 工作机所需的有效功率为P=F*V=5000N0.9m/s=4500w电动所需功率= P/ V带传动效率： =0.96齿轮的效率为：=0.98 联轴器的效率：=0.99滚筒的效率： 滚动轴承的效率：所以估计传动系统的总效率为=0.808 则=P/=5.569 (KW) 由公式n= =47.77r/min 推算出电动机的转速的范围取带的传动比为24，齿轮的总传动比为840。则电动机转速的可选范围为：n=i i n=764.327643.2 符合这一条件的电动机转速有：1500r/min,1000r/min查表4.12-1得：两种电动机的可选方案如下表示序号电动机型号额定功率/kw同步转速(r/min)满载转速(r/min）总传动比1Y132M-47.51500144030.142Y160M-67.5100097020.31综上，选择电动机Y160M-6，额定功率7.5KW，满载转速n=970r/min,最大转矩2.0；电动机满载转速n=970r/min；那么，机构总传动比i=n/nw=970/47.77=20.31； 取带传动传动比= 2.03（i10合理）则齿轮的传动比为 分配齿轮各级的传动比：按展开式布置，高速级传动比i=及i =i/i得两级圆柱齿轮减速器低速器的传动比i=2.77 高速器传动比i=3.61三， 各轴的转速,功率和转矩1轴(高速轴) =477.8r/min2轴(中间轴) =132.35r/min3轴(低速轴) =47.78r/min滚筒轴 = = 47.78r/min1轴 5.5690.96=5.346KW 2轴 =5.134 kw3轴 =4.931kw滚筒轴 =4.784 kw =9550 =54.829N.m= = 则运动的动力参数计算结果见下表：轴名功率P（KW）转矩T（Nm）转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴5.6954.8299702.033.612.770961轴5.346106.85477.82轴5.134370.45132.350983轴4.931985.5147.78098滚筒轴4.784956.1447.781099四 ，V带的设计与计算传动比，传递功率P：P=5.569kw，转速：n=970r/min，电动机型号为Y160M6；工作条件：单向工作，有轻微振动，使用期限为8年。中等批量生产，单班制工作，滚筒转速误差不超过7。设计内容：确定带的截型，长度，根数，传动中心距，带轮基准直径及结构尺寸等。1确定计算功率计算功率是根据传递的功率P，并考虑到载荷的性质和每天运转的时间长短等因数的影响而确定的。即 式中： 计算功率，单位为kw；传递的额定功率，单位为kw；工作情况系数表，由教材表8-7查得工作情况系数=1.3，=5.5691.3=7.24 kw2选择带型根据计算功率和转速n查教材机械设计表8-11选择带型为普通B型V带型3确定带轮基准直径由教材表8-8取主动轮直径为=125mm则，从动轮的基准直径为=1252.03254mm 因为标准直径，所以就取=250mm验算带的速度=m/s, 带速合适。 4确定窄V带的基准长度的传动中心距根据, 初选取中心距为=125+250=375mm。计算带需的长度=mm查表8-23选取得带的基准长度为=1400 mm则实际中心距a为mm mm 5计算主动轮上的包角= 因为大于1200 满足条件 6计算窄V带的根数z 由，=125mm，i =2.03，查教材表8-4a和表8-4b得：=1.64 kw，=0.3kw 查表8-5得:=0.953， =0.90，则， 取z=5根。7计算预紧力 查表8-3得q=0.18kg/m， 8计算作用在轴上的压轴力=617.94N 五，齿轮的设计与计算1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 由传动简图可选用直齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 材料选择,查表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS 选小齿轮齿数=22由=3.61 大齿轮齿数=792按齿面接烛强度设计设计公式： 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩N.m 由查表10-7选取齿宽系数由查表10-6查得材料的弹性影响系数由查教材图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮接触疲劳强度极限；计算应力循环次数 由查教材图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.93；=0.97计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材公式10-12得1.试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值=70.15 2.计算圆周速度v 3.计算齿宽b 4. 计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高5.计算载荷系数 根据1.75m/s，7级精度，由查图10-8查得动载荷系=1.03；查教材表10-3得，；由表10-2查得使用系数;由表10-8查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时，查教材表10-13得 所以载荷系数 6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 7.计算模数 3按齿根弯曲强度设计 1.查取齿形系数由教材表10-5查得2.查取应力校正系数由教材表10-5查得3. 由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮为4.由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ，；5.计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由教材式10-12得 6.计算载荷系数K 7.计算大小齿轮的大齿轮数值大8.设计计算.对比计算结果,由齿面接舳疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的系数,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决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲强度算得的模数2.36并圆整为标准值2.5,按接触强度算得的分度圆直径.算出小齿轮齿数,取;大齿轮齿数,取 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免破费。4几何尺寸计算1. 分度圆直径2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 圆整后取1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 由传动简图可选用直齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 材料选择,查表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS 选小齿轮齿数=26由大齿轮齿数=652按齿面接烛强度设计设计公式： 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩N.m 由查表10-7选取齿宽系数由查表10-6查得材料的弹性影响系数由查教材图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮接触疲劳强度极限；计算应力循环次数 由查教材图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.97；=0.99计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材公式10-12得 1.试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值=106.97 2.计算圆周速度v 3.计算齿宽b 4. 计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高5.计算载荷系数 根据0.741m/s，7级精度，由查图10-8查得动载荷系=1.03；查教材表10-3得，；由表10-2查得使用系数;由表10-4查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时，查教材表10-13得 所以载荷系数 6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 7.计算模数 5.2.3按齿根弯曲强度设计 1.查取齿形系数由教材表10-5查得2.查取应力校正系数由教材表10-5查得3. 由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮为4.由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ，；5.计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由教材式10-12得 6.计算载荷系数K 7.计算大小齿轮的大齿轮数值大8.设计计算.对比计算结果,由齿面接舳疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的系数,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决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲强度算得的模数3.17并圆整为标准值3.5,按接触强度算得的分度圆直径.算出小齿轮齿数,取;大齿轮齿数,取 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免破费。4几何尺寸计算1. 分度圆直径2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 圆整后取验算传动比：所以满足设计要求。六，轴的设计计算已知，。1选轴的材料与齿轮1的材料相同为调质。2初步估算轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40Cr调质处理。根据教材表15-3，取，于是得，由于开了一个键槽，所以，取26mm3.轴的机构设计设计如下图所示：（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在12段的右边加了一个轴套，所以，23段为过度轴，取2）初步选取轴承，由于是直齿轮，所以选用深沟球轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查机械设计手册选用6307型轴承所以，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知，56断的直径为齿轮的齿顶圆直径，所以，。轴段12：与带轮相配处，带轮轮毂长L=75mm.取mm;轴段23：为过度段，；轴34：轴承段，根据查表可知；轴段45：考虑56段齿轮与中间轴上齿轮2啮合：；轴段56：取决于齿轮的尺宽， 轴段67：考虑与箱壁的距离轴段78：装轴承的轴段，查表可得已知，。1选轴的材料选用材料为45钢调质。2初步估算轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40Cr调质处理。根据教材表15-3，取，于是得。3轴的结构设计如下图所示：（1） 各轴段直径的确定因为轴的最小轴与轴承相配合，所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小值，选用深沟球轴承。查机械设计课程设计表9-16（GB/T297-1994），根据上面计算的，选择轴承的型号为6308，其尺寸为所以，根据查表得台阶处轴的直径，34段装齿轮，取，45段为轴环取（2）各段轴长度的确定轴段12：由轴承宽度和实际位置确定， 轴段23：考虑齿轮三和齿轮四的啮合和齿轮轮毂与轴的安装轴段34：轴环，取轴段45：考虑与齿轮一的啮合和齿轮轮毂与轴的安装取轴段56：由轴承宽度和实际位置确定， 已知 1选轴的材料选用材料为45钢调质。2 初步估算轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢，调质处理。根据教材表15-3，取110，于是得，由于开了一个键槽，所以轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查教材表14-1取，又代入数据得查机械设计课程设计表9-21（GB/T4323-1984），选用HL5型弹性柱销联轴器。联轴器的孔径d=55mm,所以2.轴的机构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在78段的左边加了一个轴套，所以2）初步选取轴承，选用深沟球轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查机械设计课程设计表9-16（GB/T297-1994）选用6313型轴承所以，轴承的右端上一个台阶，轴肩的高度 取5mm，34段为轴环，右轴承左端用轴肩定位，查表得67段为过度段取，。 （2）各段轴长度的确定轴段12:取决于轴承的宽度轴承与箱壁的距离，齿轮与箱壁的距离 轴段23: 由齿轮宽度和保证啮合确定轴段34:轴环处轴段45:由其他段决定轴段56: 由轴承宽度确定轴段67：段过度段取轴段78：半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以长度应取短些，取。七，键的选择及强度校核1确定键的类型及尺寸一般7级精度的齿轮有定心精度要求，应选用A型圆头普通平键联接对于安装带轮以及键处轴径，由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979）查得键的截面尺寸：b=8mm,h=7mm.参照带轮轮毂长L=75mm，及普通平键长度系列得键长.2强度验算 由教材式（6-1）式中 由教材表15-1查取许用挤压应力为，满足强度要求。 键标记为：键 860 GB/T 1095-19791确定键的类型及尺寸一般7级精度的齿轮有定心精度要求，应选用A型圆头普通平键联接对于安装键处轴径，由，由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979）查得键的截面尺寸：b=14mm,h=9mm.普通平键长度系列得键长，2强度验算 由教材式（6-1）式中 由教材表15-1查取许用挤压应力为，满足强度要求。 键标记为：键 14 GB/T 1095-197918 GB/T 1095-19791.齿轮处1确定键的类型及尺寸一般7级精度的齿轮有定心精度要求，应选用A型圆头普通平键联, 对于安装键处轴径，机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979）查得键的截面尺寸：b=20mm,h=12mm.普通平键长度系列得键长.2强度验算 由教材式（6-1）式中 由教材表15-1查取许用挤压应力为，满足强度要求。 键标记为：键 20GB/T 1095-19792.联轴器处3确定键的类型及尺寸选用单圆头普通平键联接（A型）对于安装联轴器处轴径,查得键的截面尺寸：b=16mm,h=10mm.,参照轴段长度和键的长度系列取键长L=70mm.4强度验算 由教材式（6-1）式中 由教材表15-1查取许用挤压应力为，满足强度要求。 键标记为：键B 1670 GB/T 1095-1979八 ，轴的校核1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。将计算出的危险截面处的的值列入下表：载荷水平面H 垂直面V支反力F玩矩M总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为40Cr钢调质，由教材表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取轴的计算应力结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。将计算出的危险截面处的的值列入下表：载荷水平面H 垂直面V支反力F玩矩M总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为45钢调质，由教材表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。将计算出的危险截面处的的值列入下表：载荷水平面H 垂直面V支反力F玩矩M总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为45钢调质，由教材表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够九， 轴承的校核轴承的预期计算寿命（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以（2）由于轴承只受径向力查教材表13-5得对两个轴承 查教材表13-6取冲击载荷因数（三）计算轴的寿命所以所以轴承满足寿命要求。（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以（2）由于轴承只受径向力查教材表13-5得对两个轴承 查教材表13-6取冲击载荷因数（三）计算轴的寿命所以所以轴承满足寿命要求。（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以（2）由于轴承只受径向力查教材表13-5得对两个轴承 查教材表13-6取冲击载荷因数（三）计算轴的寿命所以所以轴承满足寿命要求。十，联轴器的选择和润滑联轴器选择为HL5型弹性柱销联轴器 GB/T 50141985因齿轮的圆周速度=(1.5至2)m/s,飞溅润滑可选用全损耗系统用油LAN186, 开口闪点不于210度,凝点不高于0度.十一， 减速器箱体的设计由机械设计课程设计表4得箱座壁厚： 箱盖壁厚：箱座凸缘厚度： 箱盖凸缘厚度： 箱座底凸缘厚度： 地脚螺钉直径： 地脚螺钉通孔直径：地脚螺钉数目：6 沉头座直径：底座凸缘尺寸=箱体箱盖连接处凸缘尺寸=18+18=36轴承旁凸台处的半径轴承旁联接螺栓直径：机盖与机座联接螺栓直径：定位销直径：大齿顶圆与内机壁距离： 齿轮端面与内机壁距离：箱座肋板的尺寸吊耳环直径 油塞窥视孔长宽视孔盖通气孔视孔盖上的螺钉4 直径 压配式圆形油标 视孔 A型压配式箱座的高度十二 ，参考文献1 机械设计主编：孙桓 陈作模 高等教育出版社2机械设计手册主编：成大先 化学工业出版社3 机械设计课程设计主编：龚溎义 高等教育出版社4 机械设计课程设计主编：巩云鹏 田万禄 张祖立 东北大学出版社5 机械设计基础课程设计主编：黄晓蓉 中国电力出版社十三 ，总结历时好几个星期的课程设计终于结束！期间有很多的辛酸和快乐。在这个过程中出现错误会感到一些懊恼，尤其是做了好几天以后，却发现错了，要丢掉好几天的结果，心情自然很难过，但是如果发现了错误，知道了错误的原因，自己又会感到一些欣慰，因为自己又知道了一个新知识点，解决了一个问题，所以感到很高兴。接到任务书之后，我从源动机开始至工作机为止的传动部分，经过设计、计算、选型、校验以及再设计、再计算、再选型、再校验的复杂、枯燥、重复的过程，终于将任务完成。在设计过程中，前期以设计，计算，选型为主，后期则将重点放在校核与画图上。设计过程中遇到了很多问题。如齿轮跟轴相撞等问题，开始的时候没有发现，等到画草图的时候，突然发现了齿轮和轴可能发生碰撞，几天的辛苦赋予一旦，使我不得不一次次的改数据。但我坚持了下来！经过一次次的不断改正，我终于得到了相对合理的结果。通过设计，我进一步了解了传动系统设计的一般过程；对作图有了一些系统的认识，同时又综合训练了我对机械原理和机械设计以及几何精度的熟习，提高了查阅相关手册的熟练性；增强了我的极限思维和抽象思维能力等等。=0.808=47.77 r/mini=20.31i=10i=3.61i=2.77n=477.8r/min=132.35r/min T=54.829N.m=125mm=250mm=375mm=1400 mmZ=5N.m=1.03;N.m=1.03 轴承的型号为6307轴承的型号为6308轴承的型号为6013