垂直斗式提升机传动装置设计斗式提升机工作原理(编辑修改稿)

垂直斗式提升机传动装置设计斗式提升机工作原理(编辑修改稿)内容摘要：

Z2=i*Z1=*30=102,为了与小齿互质，取 Z2=101 4．几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 a=(Z1+Z2)* mn/(2*cos ) =(30+101)*2/(2*cos150) = 将其圆整为 a=136mm (2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos[(Z1+Z2)* mn/(2*a)] =arccos[(30+101)*2/(2*136)] = 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 d1=Z1*mn/cos =30*2/cos150= d2 = Z2* mn/cos =101*2/cos 150 = (4)计算齿轮宽度 B=φ d d1 =1*= 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 PII =, 小齿轮的转速 n1 =213r/min，传动比为 I=，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。 a=136mm = d1= d2 = B1=70mm B2=65mm 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 1009588）。 3)材料选择，由表 101 选择小齿轮材料为 40 Cr(调质 )，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 Z1=24，则大齿轮的齿数为 Z2=3 24=72。 2．按齿面接触疲劳强度设计 由 d1t≥ 确定有关参数如下： 1)传动比 i=3 2)由课本表 107 取φ d= 3)选取载荷系数 Kt= 4)由表 106 查知材料的弹性影响系数 ZE =5) 由图 1021d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=500MPa 6)计算两齿的循环次数 N3 =60* n2* j* Lh φ d= Kt= = 580MPa = 500MPa N3= 108 =60 213 1 (16 300 8) = 108 N4= N3/3= 106 由图 1019 取疲劳寿命系数 KHN3=， KHN3 = 7）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式（ 1012）可知： 3=KHN3* /S= 580=551MPa 3= KHN4* /S=*500=490MPa =( 1+ 2)/2 =(540+517)/2MPa= (2)计算 1）试计算小齿轮分度圆直径 d1t ,由上述公式可得 d3t= 2)计算圆周速度 V=（ π d3t N0） /（ 60 1000） = 3)计算齿宽系数 b 以及模数 mnt b=φ d d1t= = mt=d3t/ Z1=h= mt= b/h= 4)计算载荷系数 K 使用系数 KA= ,根据 V=,7 级精度， KV= N4= 106 V= b= mt= h= b/h= 由表 104 查得 KH = 由表 1013 查得 KF = 由表 103 查得 KH =KH =1 K=KAKVKH KH =***1= 5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由 d3=d3t（ K/Kt） 1/3得 d1=（ ） 1/3= 6)计算模数 mn mt= d3/ z3 = mt= (1)确定参数 1） 计算载荷系数 K= KAKVKF KF =**1*= 2)齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa 根据齿数 Z3=24,Z4=72 由表 69 相得 YFa3= YSa3= YFa4= YSa4= 3)由图 1020c 查知小齿轮弯曲疲劳强度 σ FE3 =450MPa,大齿轮的弯曲强度极限σ FE4 =410MPa 由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 KFN3 =， KFN4 = 4)计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S= K= d1= mm mt= K= YFa3= YFa4= YSa3= YSa4= σ FE4 =410MPa KFN3 = KFN4 = [σ F]3= KFN1σ FE1/S=*450/= [σ F]4= KFN2σ FE2/S=*410/= MPa 5)计算大小齿轮的 YFaYSa/σ F并加以比较 YFa3YSa3/σ F3=*YFa4YSa4/σ F4=*（ 2）设计计算 m= = 对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m，取 mn=4mm 已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d3= 来计算应有的齿数，于是 Z3=d3/m=Z4=i*Z3=90 4．几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 a=(Z3+Z4)*m /2=(30+90)*4/2=240mm （ 2）计算大小齿轮分度圆直径 d3=Z3*m=30*4 =120mm d4 = Z4* m=90*4 =360mm (3)计算齿轮宽度 B=φ d d3=*120=100mm 经圆整后，取 B4=96mm,B3=100mm [σ F]3= MPa [ σ F]4=284 MPa Z3=30 Z4=90 a=240mm d3=120mm d4 =360mm B4=96mm B3=100mm 5．大带轮结构设计如下图所示： 七、轴的设计 I 轴的设计 已知： PI=， nII=720r/min, TI = N m, B=70mm 1. 求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮直径为 d =, Ft=2* TI/d =2**1000/ = Fr=Ft tan =*tan200= Ft= Fr= 2. 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153，取 A。 =125，于是得 （ dmin）‘ =125* = 因为中间轴上开有键槽，所以应增大 7%，所以 dmin =（ dmin）‘（ 1+7%） = 轴上的最小直径显然出现在轴承上。 3．轴的结构设计 （ 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的作用，故选用角接触轴承。 参照工作要求并根据dmin=,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 7207AC 轴承，其尺寸是 d DB=35 72 117, 所以 dIII=35mm 即 dIII=dⅤ Ⅵ =35mm dmin = mm 2） III 段左端要有一轴肩，故取 dIIIII=32mm，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 LIII=54mm。 3） IIIII 段的轴头部分 LIIIII=50mm IIIⅣ段部分 LIIIⅣ =35mm Ⅳ Ⅴ段部分 LⅣ Ⅴ =41mm Ⅴ Ⅵ段部分 LⅤ Ⅵ =41mm 4）取两齿轮齿面距箱体内壁 a1=15mm,两齿面距。