TDG400高效斗式提升機的設計【含CAD圖紙、說明書】

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目 錄 前言 1 1斗提機的原理 2 1.1概述 2 1.2 斗式提升機的總體布局 2 1.3斗提機的構(gòu)造 5 1.4斗提機的分類 8 2提升機運動參數(shù)計算 10 2.1斗提機相關參數(shù) 10 2.2物料的選擇 10 2.3提升機軸距的確定 11 2.4電動機的確定 11 2.5輸出軸的轉(zhuǎn)速 13 2.6傳動比的確定 13 3傳動裝置的運動和動力設計 15 3.1運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 15 3.1.1計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù) 16 3.1.2計算各軸的功率 16 3.1.3計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 17 3.1.4計算各軸的輸出功率 17 3.1.5計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 18 4各傳動零件的設計計算 19 4.1高速級斜齒圓柱齒輪傳動 19 4.1.1確定公式中各式參數(shù) 20 4.1.2設計計算 21 4.1.3計算齒輪傳動的幾何尺寸 21 4.1.4確定公式中各參數(shù)值 23 4.2低速級直齒圓柱齒輪傳動 24 4.2.1確定公式中各式參數(shù) 24 4.2.2設計計算 25 4.2.3計算齒輪傳動的幾何尺寸 26 4.2.4確定公式中各參數(shù)值 28 4.3皮帶輪相關參數(shù)的確定 29 4.3.1.帶輪直徑的確定 29 4.3.2大帶輪的計算直徑（取小帶輪直徑為120） 29 4.3.3計算V帶速度 30 4.3.4中心距和帶長的計算 30 4.3.5計算V帶根數(shù) 31 4.3.6計算預緊力F0 32 4.4各軸的設計與計算 32 4.4.1高速軸（1軸）的設計 32 4.4.2中間軸（2軸）的設計 37 4.4.3低速軸（3軸）的設計 40 4.5滾動軸承的選擇 43 4.5.1高速軸（1軸）上滾動軸承的選擇 43 4.5.2中間軸（2軸）上滾動軸承的選擇 44 4.5.3低速軸（3軸）上滾動軸承的選擇 44 5運行阻力的計算 46 6料斗的確定及計算 48 致謝 50 參考文獻 51 Hoist the basic design of several issues 52 VI 引言 斗式提升機用于垂直或傾斜時輸送粉狀、顆粒狀及小塊狀物料。高效提升機是為了滿足國民經(jīng)濟發(fā)展中人們對運輸機械行業(yè)大運輸量、大提升高度以及結(jié)構(gòu)緊湊的提升機的需要而設計的。在了解現(xiàn)有高校提升機工作原理、結(jié)構(gòu)特點以及應用場合的基礎上，設計TDG400型高效提升機，主要對傳動部分進行改進設計。傳動機構(gòu)要求使用普通圓柱齒輪減速器。 1斗提機的原理 1.1概述 斗式提升機，又稱升運機，專門用于連載垂直輸送的一類設備，在糧食、油脂、飼料等工廠中使用極為普遍，在其他的化工、食品、建材、礦冶等工廠中使用也很廣泛。斗式提升機的牽引件有兩種：帶式的和鏈式的。它們都不直接承載物料，物料是由固定在牽引構(gòu)建上的料斗承載的。糧食工廠中一般是采用帶式的牽引構(gòu)件。 高效提升機是隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展，在運輸機械行業(yè)引進、吸收、消化了世界各國斗式提升機的新技術后，結(jié)合高效斗式提升機我國實際情況，設計出能滿足市場對大輸送量，大提升高度及結(jié)構(gòu)緊湊的新型高效垂直輸送機械。 斗式提升機除作車間的固定輸送設備外，還用作移動式的裝卸設備和船用的斗艙設備。斗式提升機也可以作高傾角的連續(xù)輸送，但在糧食工廠中未見使用。 斗式提升機與氣力輸送相比，它不如氣力輸送結(jié)構(gòu)簡單、灰塵少、維修費用少、但是斗式提升機的適應性強，動力消耗少，有其特點。例如未經(jīng)清理過的毛稻、毛麥，其中含有稻草、麥稈等大型雜質(zhì)，提升高度在20米以上，都不適宜于氣力輸送，而宜于斗式提升機。更主要的是，斗式提升機升運物料的動力消耗僅為氣力輸送的五分之一到十分之一。同時，斗式提升機的技術也在不斷地發(fā)展，如采用無底料斗，斗式提升機的生產(chǎn)率大為提高，它的外形尺寸進一步縮小，傳動機構(gòu)也得到簡化。因此，對斗式提升機的研究，不應該改有所忽視。 1.2 斗式提升機的總體布局 圖1.1提升機外形圖 斗式提升機的主要部件有：料斗、牽引構(gòu)件、機首、底座和中間罩殼等。 圖中，3為料斗與牽引件。常用的料斗有三種結(jié)構(gòu)形式：淺料斗、深料斗和導向邊料斗。圖所示為深料斗，它的前壁斜度小而深度大，它適用于運送干燥的流散性好的散粒物料。 斗式提升機所用的牽引構(gòu)件有輸送膠帶和鏈條。帶式提升機一般優(yōu)于鏈式提升機，因為它成本低，自重較小，可以使用較高的速度，因而得到較高的生產(chǎn)率，運轉(zhuǎn)也平穩(wěn)。但是，在帶式提升機中，料斗在輸送膠帶上的固定處事薄弱環(huán)節(jié)，因此，在裝卸難于挖取的物料（包括中等塊度的物料）時，常應用鏈式提升機。鏈條的使用不受被運送物料種類的限制。此外，鏈條廣泛地應用于傾斜輸送機上，在背運送物料對膠帶可能產(chǎn)生不良影響以及溫度超過150度時，也用鏈條代替輸送膠帶。 由于輸送帶具有彈性，在料斗進行裝載時有減震作用。 提升機所用鏈條有關節(jié)鏈及焊接鏈。焊接鏈在長期使用后可能使兩根鏈條出現(xiàn)不同的伸長，這將導使料斗產(chǎn)生傾斜，可以通過將提升機上左右兩根鏈條進行調(diào)換來排除這種故障。使用輸送膠帶時，料斗在斗背處進行固接，而使用鏈條時在斗背或斗側(cè)處都有可能進行連接。在輸送帶上固接料斗時，由于需要在輸送帶上打孔，再用扁頭螺栓固定，這樣容易使潮濕氣進入輸送帶的織物襯墊中去。目前，有采用在輸送帶上預先做好一定形狀的橡膠突頭，以對料斗進行固接的方法，但還用的不多。 9為提升機的主驅(qū)動裝置，牽引構(gòu)件為輸送帶和焊接鏈時可以采用摩擦驅(qū)動；而當牽引構(gòu)件為關節(jié)鏈時則采用嚙合驅(qū)動。當鏈條伸長后，鏈條節(jié)距可能不適應鏈輪節(jié)距，因而導致運轉(zhuǎn)不平穩(wěn)。為防止斷電時牽引構(gòu)件及裝有物料的料斗群的逆轉(zhuǎn)，應該裝制動裝置。提升機底部的張緊滾筒軸或張緊鏈輪軸由兩個彈簧、兩個張緊重錘或兩個張緊螺桿進行張緊。 提升機的中間罩殼，在固定式的裝置中，應用由2～4mm的薄鋼板焊成。方形中間罩殼的昂段由扁鋼或角鋼制成突緣，突緣之間加襯紙墊密封，再用螺栓加以連接。這種罩殼可以防止由料斗裝卸引起的微?；覊m污染環(huán)境。在低速提升機中，中間罩殼常常制成單體結(jié)構(gòu)，就是上升分支與下降分支共用一個罩殼。在高速提升機中，由于兩分支料斗群上升和下降時的雙向運動，使單體罩殼中的粉塵發(fā)生渦流兒飛揚，容易引起爆炸，因而總是制成雙體結(jié)構(gòu)，也就是上升分支與下降分支各有一個中間罩殼。 提升機底座罩殼形式應能和底部物料的裝載情況相適應。張緊軸的軸承裝載罩殼兩側(cè)的導槽內(nèi)并可上下移動（請參閱圖）。為了便于觀察和維修，在罩殼壁上開孔，并覆以可拆卸的孔蓋。頭部罩殼的形狀應與卸載曲線相適應，即應使由料斗中所拋出來的物料能完全卸入導出管中。頭部罩殼兩側(cè)有槽，其大小應能容納驅(qū)動軸，并能進行裝拆。減速器、制動器以及電動機可安裝在懸臂的機座上，也可安裝在建筑物的專用梁上。這里必須注意由于溫度差異而使罩殼產(chǎn)生的伸縮應通過若干措施進行補償，如在減速器與驅(qū)動軸間裝撓性聯(lián)軸節(jié)或通過其他措施（采用鏈條傳動裝置）。在豎直提升機中，常常在罩殼中安裝固定的牽引構(gòu)件導向裝置，以防止空載料斗與滿在料斗間由于重量不同的偏心作用而引起牽引構(gòu)件的彎折。在傾斜提升機中，牽引構(gòu)件與料斗在垂直于輸送方向內(nèi)自重分力，必須與帶式輸送機、鏈式輸送機同樣地得到承受。這種傾斜提升機用得較少。 1.3斗提機的構(gòu)造 1）料斗類型及使用場合 圖1.2料斗的結(jié)構(gòu)形式 a）淺料斗 b）深料斗 c）有導向邊料斗 d）組合型料斗 e）組合型料斗 斗式提升機的主要部件有：料斗、牽引構(gòu)件、機首、底座和中間罩殼等。 常用的料斗有三種結(jié)構(gòu)形式：淺料斗、深料斗和導向邊料斗。 圖所示a為淺料斗，它的前壁斜度大深度小，適用于運輸潮濕的和流散性不良的物料，如面粉、米糠、麩皮等。這種料斗與深形料斗相反，容積較小，但卸料容易卸光。 圖所示b為深料斗，它的前壁斜度小而深度大，它適用于運送干燥的流散性好的散粒物料。如小麥、稻谷、玉米等。這種料斗較深，容積較大，如果用作散落性較差的物料輸送，卸料不易倒凈而形成回流。這兩種料斗用在料斗做稀疏布置的提升機中。 圖所示c為有導向側(cè)邊的夾角形料斗，當這類料斗繞過上滾筒時，前面料斗的兩導向側(cè)邊即為后面料斗的卸載導槽，它適用于運送沉重的塊狀物料及有磨損性的物料。這種料斗用在料斗做密集布置的提升機中。 圖所示d為組合型料斗，是一種改良的深形料斗，由于這種料斗的外壁設置了隔板，利用所乘裝的物料的散落性，在隔板下面的外壁便被特地的省略掉了，這樣處理的結(jié)果便具有上下兩層料斗口，因此兼?zhèn)淞藴\型料斗卸料的容易和深形料斗容積較大的兩者的優(yōu)點，即使在提升機料斗帶線速度較高的情況下仍能夠適應。因此又被稱為快速料斗。 圖1.3有導向邊料斗的卸載 圖所示為用于裝卸流散性良好的糧食和粉末狀物料的組合型料斗。當中的隔板使該料斗形成淺斗區(qū)和深斗區(qū)，深斗區(qū)可以防止?jié)M載的料斗在繞入上滾筒時過早的卸空。圖也是屬于組合型料斗。此外，尚有脫水料斗等。 2）牽引件 斗式提升機所用的牽引構(gòu)件有輸送膠帶和鏈條。帶式提升機一般優(yōu)于鏈式提升機，因為它成本低，自重較小，可以使用較高的速度，因而得到較高的生產(chǎn)率，運轉(zhuǎn)也平穩(wěn)。但是，在帶式提升機中，料斗在輸送膠帶上的固定處事薄弱環(huán)節(jié)，因此，在裝卸難于挖取的物料（包括中等塊度的物料）時，常應用鏈式提升機。鏈條的使用不受被運送物料種類的限制。此外，鏈條廣泛地應用于傾斜輸送機上，在背運送物料對膠帶可能產(chǎn)生不良影響以及溫度超過150度時，也用鏈條代替輸送膠帶。 由于輸送帶具有彈性，在料斗進行裝載時有減震作用。 提升機所用鏈條有關節(jié)鏈及焊接鏈。焊接鏈在長期使用后可能使兩根鏈條出現(xiàn)不同的伸長，這將導使料斗產(chǎn)生傾斜，可以通過將提升機上左右兩根鏈條進行調(diào)換來排除這種故障。使用輸送膠帶時，料斗在斗背處進行固接，而使用鏈條時在斗背或斗側(cè)處都有可能進行連接。在輸送帶上固接料斗時，由于需要在輸送帶上打孔，再用扁頭螺栓固定，這樣容易使潮濕氣進入輸送帶的織物襯墊中去。目前，有采用在輸送帶上預先做好一定形狀的橡膠突頭，以對料斗進行固接的方法，但還用的不多。 應用螺釘將料斗固接在輸送帶上 使用橡膠突頭的料斗固接法 圖1.4料斗固接方式 （a） （b） 圖1.5料斗在鏈條上的固接 （a）背部固接 （b）側(cè)面固接 提升機的驅(qū)動裝置在上部時，牽引構(gòu)件為輸送帶和焊接鏈時可以采用摩擦驅(qū)動；而當牽引構(gòu)件為關節(jié)鏈時則采用嚙合驅(qū)動。當鏈條伸長后，鏈條節(jié)距可能不適應鏈輪節(jié)距，因而導致運轉(zhuǎn)不平穩(wěn)。為防止斷電時牽引構(gòu)件及裝有物料的料斗群的逆轉(zhuǎn)，應該裝制動裝置。提升機底部的張緊滾筒軸或張緊鏈輪軸由兩個彈簧、兩個張緊重錘或兩個張緊螺桿進行張緊。 提升機的中間罩殼，在固定式的裝置中，應用由2～4mm的薄鋼板焊成。方形中間罩殼的昂段由扁鋼或角鋼制成突緣，突緣之間加襯紙墊密封，再用螺栓加以連接。這種罩殼可以防止由料斗裝卸引起的微?；覊m污染環(huán)境。在低速提升機中，中間罩殼常常制成單體結(jié)構(gòu)，就是上升分支與下降分支共用一個罩殼。在高速提升機中，由于兩分支料斗群上升和下降時的雙向運動，使單體罩殼中的粉塵發(fā)生渦流兒飛揚，容易引起爆炸，因而總是制成雙體結(jié)構(gòu)，也就是上升分支與下降分支各有一個中間罩殼。 提升機底座罩殼形式應能和底部物料的裝載情況相適應。張緊軸的軸承裝載罩殼兩側(cè)的導槽內(nèi)并可上下移動（請參閱圖）。為了便于觀察和維修，在罩殼壁上開孔，并覆以可拆卸的孔蓋。頭部罩殼的形狀應與卸載曲線相適應，即應使由料斗中所拋出來的物料能完全卸入導出管中。頭部罩殼兩側(cè)有槽，其大小應能容納驅(qū)動軸，并能進行裝拆。減速器、制動器以及電動機可安裝在懸臂的機座上，也可安裝在建筑物的專用梁上。這里必須注意由于溫度差異而使罩殼產(chǎn)生的伸縮應通過若干措施進行補償，如在減速器與驅(qū)動軸間裝撓性聯(lián)軸節(jié)或通過其他措施（采用鏈條傳動裝置）。在豎直提升機中，常常在罩殼中安裝固定的牽引構(gòu)件導向裝置，以防止空載料斗與滿在料斗間由于重量不同的偏心作用而引起牽引構(gòu)件的彎折。在傾斜提升機中，牽引構(gòu)件與料斗在垂直于輸送方向內(nèi)自重分力，必須與帶式輸送機、鏈式輸送機同樣地得到承受。這種傾斜提升機用得較少。 1.4斗提機的分類 斗提機的分類有很多，一般為： A:按安裝方法的不同，可分為垂直式、傾斜式； B:按卸載特征的不同，可分為離心式、離心-重力式（混合式）、重力式； C:按裝載特征不同，可分為掏取式、流入式； D:按牽引構(gòu)件形式不同，可分為帶式、鏈式； E:按料斗形式的不同，可分為深斗式、淺斗式、鱗斗（三角斗或梯形斗）式。 F:斗式提升機的裝載與卸載 斗提機的生產(chǎn)效率在很大程度上取決于料斗的正確裝載和卸載。因此，在確定提升機主要參數(shù)及選擇料斗、機殼、頭部罩殼等形狀時，必須遵循對料斗充填和拋卸過程的理論分析和實驗結(jié)果。 裝載 掏取式裝載 流入式裝載 圖1.5裝載 掏取式（見圖左）。由料斗在物料中掏取裝載。掏取式主要用于輸送粉末狀、顆粒狀、小塊狀的無磨琢性或半磨琢性的散狀物料。由于在掏取物料時不會產(chǎn)生很大的阻力，所以允許料斗的運行速度較高，為0.8～2米/秒； 流入性（見圖右）。物料直接流入料斗內(nèi)。流入式用于輸送大塊狀和磨琢性大的物料。其料斗的布置很密，以防止物料在料斗之間散落。料斗的運行速度較低，一般不通過1米/秒。 卸載 斗提機在頭部卸載。卸載的形式有三種，即離心式、離心-重力式及重力式。 如圖所示。 圖1.6卸載形式 （a）離心式 （b）離心-重力式 （c）重力式 2提升機運動參數(shù)計算 2.1斗提機相關參數(shù) 表2.1 TDG型斗提機相關參數(shù)表 型式 TDG型斗提機 結(jié)構(gòu)特征 采用EP輸送帶和鋼絲繩膠帶為牽引件 裝載特征 采用掏取式裝載 卸載特征 采用離心式或混合方式卸載 適用輸送物料 配Sh型料斗時適用于輸送干燥、松散、流動性好的粉狀、粒狀、塊狀物料 配Zh型料斗時適用于略有潮濕、易結(jié)塊、流動性差的粉粒狀物料 適用溫度 普通膠帶適用于80°C以下物料 耐熱膠帶適用于120°C以下的物料 型號 TDG160、TDG200、TDG250、TDG315、TDG400、TDG500、TDG630、TDG800、TDG1000、TDG1250、TDG1600 提升高度 5～80m 輸送量 24～2080/h 本設計的提升機為TDG400高效斗式提升機，最大提升高度為25米。 2.2物料的選擇 TDG400型高效斗式提升機備用兩種料斗，按照設計要求，本提升機配備sh型料斗，sh型料斗是一種深斗，一般適用于輸送干燥的、松散且易于拋出的流動性好的物料，如水泥、煤塊、碎石、糧食、塑料顆粒等物料。本設計裝卸的物料選為水泥。 水泥的物理特性： 粒度：粉末狀，小于1mm 松散密度：1.48t/ 物料溫度：低溫 物料含水率：幾乎不含水 物料流動性：良好 2.3提升機軸距的確定 最大提升高度為23.1米，則軸距為25米。 2.4電動機的確定 Sh型料斗的技術性能表可查下表得到： 表2.2 TDG型斗提機（配用Sh型料斗）技術性能表 主要技術參數(shù) TDG 160 TDG 200 TDG 250 TDG 315 TDG 400 TDG 500 TDG 630 TDG 800 TDG 1000 TDG 1250 TDG 1600 輸送量Q，/h 32 45 72 101 158 220 348 492 788 1220 1541 料斗 容量，L 2.6 4.1 6.5 10 16 25 40 64 102 161 255 斗距，mm 260 300 325 360 420 460 520 580 650 720 820 每米長度牽引膠帶及料斗重kg/m 22 21.5 33 33.2 42.2 62.3 78.53 106 145 155.5 223 料斗運行速度v，m/s 1.2 1.2 1.34 1.34 1.5 1.5 1.68 1.65 1.86 1.86 1.836 提升高度，m 80 80 80 80 80 80 80 80 80 80 80 由表可知本提升機的輸送量為158/h，則實際輸送量為：Q=213/h 斗提機的軸功率 = + + （2.1） 式中 ——斗提機的軸功率，kw； c——斗提機的軸距，m； ——挖取料功率，kw，查表； ——斗提機空載功率，kw，查表。 可求得 =21.36kw 表4.3斗提機挖取功率、空在功率表 斗寬，mm 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 空轉(zhuǎn)功率，kw 2 2 2 3 3 4 4 5 5 5 6 挖取功率 kw 物料粒度 0～1mm 0.2 0．2 0.3 0.5 0.8 1.2 2.2 3.4 6.0 8.4 11 物料粒度 0～5mm 0.4 0.4 0.7 1.2 1.8 2.7 4.2 6.9 11.3 15.8 21 物料粒度 0～40mm 0.4 0.4 0.9 1.6 2.2 3.6 5.0 8.4 14.4 20.5 26 斗提機的功率 P= （2.2） 式中 ——傳動效率，一般取=0.85； ——軸功率，kw； P——電動機功率，kw； ——功率備用系數(shù)。=1.1~1.2。 可求得 P=28kw 電動機的功率 電動機的功率即為斗提機的功率，即=28kw 由此可選出使用哪個型號的電動機。查表得選擇電動機型號為Y200L-4，它的具體參數(shù)如下所示： 額定功率：30kw 額定轉(zhuǎn)速：1440r/min 額定電壓：380V 2.5輸出軸的轉(zhuǎn)速 輸出軸連接帶輪（帶輪直徑可查表求得為0.71m），帶輪轉(zhuǎn)動，帶動皮帶運轉(zhuǎn)，料斗通過牽引件固定在皮帶上，固料斗隨著帶輪的轉(zhuǎn)動而提升物料，根據(jù)TDG315型斗式提升機（配用sh型料斗）技術性能表可查出料斗的運行速度為1.5m/s，即帶的速度為1.5m/s。 則帶輪工作轉(zhuǎn)速 = （2.3） 式中 為帶輪轉(zhuǎn)速； V為帶的提升速度； D為帶輪直徑，根據(jù)TDG型斗提機安裝尺寸表可知D為710mm。 求得 =40r/min 2.6傳動比的確定 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速rpm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n 可得傳動裝置總傳動比為： = / （2.4） =1440/40 =36 因為V帶的傳動比i=2～4，則減速器的傳動比較大，所以選擇設計二級圓柱齒輪減速器。 總傳動比等于各傳動比的乘積，分配傳動裝置傳動比： =×× （2.5） （式中、、分別為帶傳動和減速器Ⅰ軸和Ⅱ軸的傳動比） 分配各級傳動裝置傳動比 根據(jù)機械課程設計手冊，考慮到傳動大則皮帶輪大輪與小輪直徑相差較大,小皮帶包角小,故取i皮=2。 因為：　　　=×× =1.3 if----減速器高速級傳動比 is----減速器低速級傳動比 ∵ i= ×× = ×1.3×2 ∴ = =3.7 =3.71.3=4.8 3傳動裝置的運動和動力設計 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸，...... ,，......為相鄰兩軸間的傳動比 ，，......為相鄰兩軸的傳動效率 ，，......為各軸的輸入功率 （kw） ，，......為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （N·m） ,，......為各軸的輸入轉(zhuǎn)速 （r/min） 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù) 3.1運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 圖3.1 減速器傳動圖 3.1.1計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù) Ⅰ軸：=/ =1440/2=720 r/min 　　Ⅱ軸：= / =720/4.8=150 r/min Ⅲ軸：=/=150/3.7=41 r/min 帶輪軸：= 3.1.2計算各軸的功率 Ⅰ軸： =× =× =30×0.96=28.8 kw Ⅱ軸： = ×= ×× =28.8×0.98×0.97 　 =27.38 kw Ⅲ軸: =×=×=×× =27.38×0.98×0.97 =26.03 kw 由機械設計手冊可查知： ==0.96 ==0.98 ==0.97 3.1.3計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸輸入轉(zhuǎn)矩為： =9550·/=9550×30/1440 =198.96 N·m Ⅰ軸： = 9550×/ =9550×28.8/720=382 N·m Ⅱ軸： =9550×/ =9550×27.38/150=1743.19 N·m Ⅲ軸: =9550×/ =9550×26.03/41=6063.09 N·m 為帶傳動傳動比，，為減速器中Ⅰ軸和Ⅱ軸，Ⅱ軸和Ⅲ軸之間傳動比，滾動軸承的效率η為0.98～0.995在本設計中取0.98。 3.1.4計算各軸的輸出功率 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率： 故：=× =28.8×0.98=28.22 kw = × =27.38×0.98=26.83 kw =× =26.03×0.98=25.51 kw 3.1.5計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為輸入轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率：則： = × =382×0.98=374.36 N·m = × =1743.19×0.98=1708.33 N·m =× =6063.09×0.98=5941.83 N·m 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下： 表4.4 運動參數(shù)及動力參數(shù) 軸名 效率P （kw） 轉(zhuǎn)矩T （N·m） 轉(zhuǎn)速n r/min 傳動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 30 198.96 1440 2 0.96 Ⅰ軸 28.8 28.22 382 374.36 720 4.8 0.95 Ⅱ軸 27.38 26.83 1743.19 1708.33 150 3.7 0.95 Ⅲ軸 26.03 25.51 6063.09 5941.83 41 4各傳動零件的設計計算 按軟齒面閉式齒輪傳動設計計算路線，分別進行高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算和低速級直齒圓柱齒輪傳動的設計計算。 4.1高速級斜齒圓柱齒輪傳動 選擇材料及熱處理，精度等級，齒數(shù)與齒寬系數(shù)，并初選螺旋角β考慮減速器要求結(jié)果緊湊故大小齒輪均用40Cr調(diào)質(zhì)處理后表面淬火，因載荷較平穩(wěn)，齒輪速度不是很高，故初選7級精度，齒數(shù)面宜多取，選小齒輪齒數(shù)=20，大齒輪齒數(shù)==4.8×20=96。 按齒面接觸疲勞強度設計， 由文獻[2]式(6.11) 2.32 4.1.1確定公式中各式參數(shù) 1） 載荷系數(shù) 試選=1.5 2） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =9.55×=9.55×=382N·m 3） 材料系數(shù) 查機械設計基礎，得=189.8 4） 大，小齒輪的接觸疲勞極限 按齒面硬度查機械設計基礎，得 5） 應力循環(huán)次數(shù) =60×720×1×300×16=2.0736× =/=2.0736×/4.8=4.32× 6)接觸疲勞壽命系數(shù) 查機械設計基礎，得 7） 確定許用接觸應力 取安全系數(shù) 取 4.1.2設計計算 1） 試計算小齒輪分度圓直徑 取 =50.38mm 2） 計算圓周速度 v v==1.9m/s 3） 計算載荷系數(shù) k 查機械設計基礎，使用系數(shù)=1 根據(jù)v=1.9m/s 按7級精度查機械設計基礎，得動載系數(shù)=1.0 查圖6.13 得=1.08 則 k=ka=1×1.0×1.08×1=1.08 4） 校正分度圓直徑 查機械設計基礎，得 =mm=45.15mm 4.1.3計算齒輪傳動的幾何尺寸 齒頂高系數(shù) =1 頂系系數(shù) =0.25 小齒輪齒數(shù) =20 大齒輪齒數(shù) =96 1） 計算模數(shù) m m=d1/z1=50.38/20=2.519 按標準取模數(shù)m=2.5 2） 兩齒輪分度圓直徑 =m=2.5×20=50mm =m=2.5×96=240m 3） 齒頂高 =m=2.5 =m=2.5 4） 齒根高 =+C=3.125 =+C=3.125 5） 全齒高 h = +=5.625 = +=5.625 6） 齒頂圓直徑 =+2=50+5=55 =+2=240+5=245 7） 齒根圓直徑 =-2=50-5=45 =-2=240-5=235 8） 中心距 ==145 9） 齒寬 b b==1.0×50=50mm =+(5--10)mm b= =50mm =55mm 11）校核齒根彎曲疲勞強度 查機械設計基礎，得 綜上所計算，得到高速級斜齒圓柱齒輪的齒輪參數(shù)如表4.1 齒數(shù) 齒寬 齒根高 齒頂高 全齒高 分度圓直經(jīng) 基圓直經(jīng) 齒頂圓直經(jīng) 大齒輪 96 50 3.125 2.5 6.625 240 235 245 小齒輪 20 55 3.125 2.5 6.625 50 45 55 表4.1 高速斜齒圓柱齒輪參數(shù) 4.1.4確定公式中各參數(shù)值 1) 大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 查機械設計基礎，取 2) 彎曲疲勞壽命系數(shù) 查機械設計基礎，得 取 3) 許用彎曲應力 取定彎曲疲勞安全系數(shù),應力修正系數(shù) 4) 齒輪系數(shù)和應力修正系數(shù) 查機械設計基礎，得 5) 計算大小齒輪的與 并加以比較取其中最大值代入公式計算 小齒輪的數(shù)值大，應按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強度 校核計算 =(2×1.08×40299×2.20×1.58)/1.0×=40.6Mpa 所以 彎曲疲勞強度足夠。 4.2低速級直齒圓柱齒輪傳動 選擇齒輪材料及熱處理方法，精度等級，齒數(shù)及齒寬系數(shù) 選擇45鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度分別為220HBS，280HBS，屬軟齒閉式傳動，載荷平穩(wěn)齒輪速度不高，初選7級精度，小齒輪齒數(shù)=25，大齒輪齒數(shù)z2==3.9×25=97，按軟齒面齒輪非對稱安裝查文獻[2]表6.5，取齒寬系數(shù)=1.0。 按齒面接觸疲勞強度設計 查機械設計基礎，得 4.2.1確定公式中各式參數(shù) 1） 載荷系數(shù) 試選=1.5 2） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =9.55×=9.55×=1743193.33 N·m 3） 材料系數(shù) 查機械設計基礎，得 4） 大，小齒輪的接觸疲勞極限 查機械設計基礎，得 5） 應力循環(huán)次數(shù) =60×150×1×300×16=43200000 =/=43200000/3.7=11675676 6） 接觸疲勞壽命系數(shù) 查機械設計基礎，得 7） 確定許用接觸應力 取安全系數(shù) 取 4.2.2設計計算 1） 試計算小齒輪分度圓直徑 取 =54.22mm 2） 計算圓周速度 v v==0.275m/s 3） 計算載荷系數(shù) k 查機械設計基礎，使用系數(shù)=1 根據(jù)v=0.275m/s 7級精度查機械設計基礎，得動載系數(shù)=0.7 查圖6.13 得=1.08 則 k=ka=1×0.7×1.08×1=0.756 4） 校正分度圓直徑 查機械設計基礎，得=54.22=49.75 4.2.3計算齒輪傳動的幾何尺寸 齒頂高系數(shù) =1 頂系系數(shù) =0.25 小齒輪齒數(shù) =25 大齒輪齒數(shù) =97 1） 計算模數(shù) m m=d1/z1=50.38/20=2.519 按標準取模數(shù)m=2.5 2） 兩齒輪分度圓直徑 =m=2.5×25=62.5mm =m=2.5×97=242.5mm 3） 齒頂高 =m=2.5 =m=2.5 4） 齒根高 =+C=3.125 =+C=3.125 5） 全齒高 h = +=5.625 = +=5.625 6） 齒頂圓直徑 =+2=62.5+5=67.5 =+2=242.5+5=247.5 7） 齒根圓直徑 =-2=62.5-5=57.5 =-2=242.5-5=237.5 8） 基圓直徑 =×=58.75 =×=227.95 9） 中心距 ==152.5 10） 齒寬b b==1.0×62.5=62.5mm =b2+(5--10)mm =b =67.5mm =72.5mm 11） 校核齒根彎曲疲勞強度 查機械設計基礎，得 綜上所計算，得到低速級直齒圓柱齒輪的齒輪參數(shù)如表4.2 齒數(shù) 齒寬 齒根高 齒頂高 全齒高 分度圓直經(jīng) 基圓直經(jīng) 齒頂圓直 大齒輪 97 67.5 3.125 2.5 6.625 242.5 227.95 247.5 小齒輪 25 72.5 3.125 2.5 6.625 62.5 58.75 67.5 表4.2 低速級直齒圓柱齒輪參數(shù) 4.2.4確定公式中各參數(shù)值 1) 大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 查機械設計基礎，得 2) 彎曲疲勞壽命系數(shù) 查機械設計基礎， 取 3) 許用彎曲應力 取定彎曲疲勞安全系數(shù),應力修正系數(shù) 4) 齒輪系數(shù)和應力修正系數(shù) 查機械設計基礎，得 5) 計算大小齒輪的與 并加以比較取其中最大值代入公式計算 小齒輪的數(shù)值大，應按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強度 校核計算 =(2×0.756×13900×2.52×1.625)/1.0×=15.30MPa≤ 所以 彎曲疲勞強度足夠。 4.3皮帶輪相關參數(shù)的確定 4.3.1.帶輪直徑的確定 與普通V帶相比，窄V帶的高度較大，摩擦面較大，且用合成纖維繩或鋼絲繩做抗拉體，固承載能力可提高1.5到2.5倍，適用于傳遞動力大而有要求傳動裝置緊湊的場合。 根據(jù)電機額定功率37kw以及電機的額定轉(zhuǎn)速1480r/min，可以選擇Ｖ型帶為SPA型，得到該Ｖ型帶輪最小直徑=90mm。 根據(jù)：　　　　　　 得到　　　　　　　=176.4mm 注：――電機額定轉(zhuǎn)速 　　――１軸的轉(zhuǎn)速 　　――V帶滑動率=2﹪ 綜上，小帶輪直徑在90-176.4mm 4.3.2大帶輪的計算直徑 取小帶輪直徑為120 由 = =235mm 注：--小帶輪轉(zhuǎn)速r/min --大帶輪轉(zhuǎn)速r/min --帶輪的滑動系數(shù)，取=0.02 求計算功率 查表得=1.4，則 =P =1.2×30=36kw 4.3.3計算V帶速度 V= = =9.04m/s 注： --小帶輪直徑 --小帶輪轉(zhuǎn)速 對于V帶有 當120mm時滿足要求。 所以=235mm 4.3.4中心距和帶長的計算 帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步確定，可以在 得到：248<<710 取=300mm 確定初定的V帶基準長度： ≈2+（+）+ =600+557.35+11.02=1168.37mm 取=1250mm 傳動的實際軸間距為: a =300+（1250-1168.37）/2 =340.8mm 驗算小帶輪包角 =160.3° 一般應使≥120°，符合要求。 4.3.5計算V帶根數(shù) 根據(jù)： 查表得： 帶入式中計算可得：Z=7.445 取Z=7 注：--計算功率 --單根普通V帶的基本額定功率 --大根普通V帶的基本額定功率的增量 --包角修正系數(shù) --普通V帶的帶長修正系數(shù) 4.3.6計算預緊力F0 單根V帶合適的預緊力 =622 N 注：--計算功率 Z—V帶的根數(shù) V—V帶的速度 --包角修正系數(shù)（小帶輪包角為166.55°，查表得到=0.95） q—V帶每米長的質(zhì)量（通過查表，取q=0.12） 作用在軸上的壓力 Q=2Zsin =786543 N 4.4各軸的設計與計算 在完成了帶式傳輸機傳動系統(tǒng)運動及動力參數(shù)的計算和減速器兩級齒輪傳動的設計計算之后，接下來可進行減速器軸的設計，滾動軸承的選擇，鍵的選擇和聯(lián)軸器的選擇。 4.4.1高速軸（1軸）的設計 （1） 繪制軸的布置簡圖和初定跨距， 軸的布置入圖4 圖（3）軸分部圖 =152.5mm =152.5mm =55mm =50mm =72.5mm =67.5mm 考慮相鄰齒輪設軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 s=10mm， 齒輪與箱體內(nèi)壁設軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 k=10mm 為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，計入尺寸 c=6mm 初取軸承寬度分別為 =20mm =22mm =22mm 3根軸的支架跨度分別為 =2(c+k)++s++=189.5mm =2(c+k)++s++=186.5mm =2(c+k)++s++=191.5mm 擇軸的材料及熱處理； 軸上齒輪的直徑較小，軸的材料及熱處理和齒輪的材料及熱處理一致，選用40調(diào)質(zhì)。 軸的受力分析 軸的受力簡圖如圖示； 圖4.2軸的受力分析圖 =189.5mm= =/2+c+k+/2=53.5mm =-=136mm 計算齒輪的嚙合力， =2/d1=2×382000/50=18845.2 N =*tana/cosb=6972.724 N 求垂直面內(nèi)支承反力 == =5004.17 N =-=6972.72-1968.55 =1968.55 N 求水平面內(nèi)的支承反力 ==18845.2× =13524.79 N =- =5320.41 N 繪制垂直面的彎矩圖 ==1968.55×0.136 =267.72 N·M ＇==1339.55×0.0535 =267.72 N·M 繪制水平面的彎矩圖 ==13524.79×0.0535 =723.58 N·M ==5320.41×0.136 =723.58 N·M 求合成彎矩圖 = =771.52 N·M ＇= =771.52 N·M 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T==18845.2×0.0275 =518.24 N·M 求危險截面的當量彎矩 　　　　　　　　　= 如認為軸的牛且應力是脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)=0.6，代入上式可得： 　　　　　　　　　= =831.82 N·M 計算危險截面處的直徑 軸的材料選用45鋼，調(diào)制處理，由機械設計基礎查得=650MPa，由表14-3查得=60MPa，則 d≥ =51.76 mm 軸的最小直徑 d≥C=112 =41.08mm 由材料力學可知，圓軸扭轉(zhuǎn)時的強度條件：1696.08 == 注：P—該軸傳遞的功率 d—軸徑 n--軸的計算轉(zhuǎn)速 由于軸的材料多為45鋼，查常用材料值 ?。? =40mpa 則 =33.97MPa 經(jīng)過校核刻意看出軸的扭轉(zhuǎn)強度符合標準。 按經(jīng)驗公式，減速器輸入軸的軸端直徑 =（0.8～1.2）=（0.8～1.2）×51.76 =40.432～68.148 參考聯(lián)軸器標準軸孔直徑，取減速器高速軸的軸端直徑 取 =41mm 為減速器輸入端軸徑。 4.4.2中間軸（2軸）的設計 選擇軸的材料及熱處理， 選用45號鋼調(diào)質(zhì)， 軸的受力分析 軸的受力簡圖（略）圖中 =186.5mm= =/2+c+k+/2=52mm =-=134.5mm =/2+c+k+/2=63.25mm =-=123.25mm 計算齒輪的嚙合力； =2/d2=83173.09 N =*tana/cosb=30774.04 N =2＇/d3=66415.11 N =*tana/cosb=24573.55 N 求垂直面內(nèi)支承反力 == =13859.69 N == =-7659.2 N 求水平面內(nèi)的支承反力 == =37458.5 N == =-20700.6 N 繪制垂直面的彎矩圖 ==-7659.2×0.12325 =-944 N·M ＇==13859.69×0.1345 =1864.13 N·M 繪制水平面的彎矩圖 ==37458.5×0.12325 =4616.76 N·M ＇==-20700.6×0.1345 =-2784.23 N·M 求合成彎矩圖84.06 = =4712.28 N·M ＇= =3350.66 N·M 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T==83173.09×0.025 =2079.33 N·M 求危險截面的當量彎矩 = 如認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)=0.6，代入上式可得： = =4874.64 N·M 計算危險截面處的直徑 軸的材料選用45鋼，調(diào)制處理，由機械設計基礎表14-1查得=650MPa，由表14-3查得=60MPa，則 d≥ =93.31 mm 軸的最小直徑 d≥C=112 =64.98mm 由材料力學可知，圓軸扭轉(zhuǎn)時的強度條件： == 注：P—該軸傳遞的功率 d—軸徑 n--軸的計算轉(zhuǎn)速 由于軸的材料多為45鋼，查常用材料值 ?。? =40mpa 則 =33.99MPa 經(jīng)過校核刻意看出軸的扭轉(zhuǎn)強度符合標準。 4.4.3低速軸（3軸）的設計 選擇軸的材料及熱處理， 選用45號鋼調(diào)質(zhì) =191.5mm= =/2+c+k+/2=60.75mm =-=130.75mm 計算齒輪的嚙合力， =2/d4=2×32100000/242.5 =264724.27 N =*tana/cosb=97947.98 N 求垂直面內(nèi)支承反力 == =66875.71 N =-=97947.98-66875.71 =31072.27 N 求水平面內(nèi)的支承反力 ==264724.27× =180745.16 N =- =83979.11 N 繪制垂直面的彎矩圖 ==31072.27×0.13075 =4062.7 N·M 繪制水平面的彎矩圖 ==180745.16×0.06075 =4905.27 N·M 求合成彎矩圖84.06 = =6369.24 N·M 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T==264724.27×0.03375 =8934.44 N·M 求危險截面的當量彎矩 = 如認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)=0.6，代入上式可得： = =8324.9 N·M 計算危險截面處的直徑 軸的材料選用45鋼，調(diào)制處理，由機械設計基礎表14-1查得=650MPa，由表14-3查得=60MPa，則 d≥ =111.53 mm 軸的最小直徑 d≥C=112 =100.5mm 由材料力學可知，圓軸扭轉(zhuǎn)時的強度條件： == 注：P—該軸傳遞的功率 d—軸徑 n--軸的計算轉(zhuǎn)速 由于軸的材料多為45鋼，查常用材料值 ?。? =40mpa 則 =1.06MPa 經(jīng)過校核刻意看出軸的扭轉(zhuǎn)強度符合標準。 按經(jīng)驗公式，減速器低速級從動軸的危險截面直徑 =（0.8～1.2）=（0.8～1.2）×111.53 =89.224～133.836mm 參考聯(lián)軸器標準軸孔直徑，取減速器高速軸的軸端直徑 取 =90mm 為減速器輸出端軸徑。 4.5滾動軸承的選擇 4.5.1高速軸（1軸）上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓柱滾子軸承。 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力Fr=6972.72N，軸承工作轉(zhuǎn)速n=720r/min 初選滾動軸承N210，按文獻[3]中表18-2基本額定負荷基本額定靜負荷 查機械設計基礎，沖擊負荷系數(shù) 由于采用直齒輪，所以軸承只受徑向載荷，固 P= =6972.72 N = = =23.15641.97=14861 h = =48490.09N 因，故N210軸承滿足要求 N210軸承 d=50mm B=17mm D=72 Z=9 4.5.2中間軸（2軸）上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合式，軸承類型選為圓柱滾子軸承。 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力Fr=24573.55 N，軸承工作轉(zhuǎn)速n=150 r/min 初選滾動軸承N414，差機械設計手冊，基本額定動負荷，基本額定靜負荷。 查機械設計手冊，沖擊負荷系數(shù) 由于采用直齒輪，所以軸承只受徑向載荷，固 P= =24573.55 N = = =111.11186.7=20744 h = =35938.13 N 因，故N214軸承滿足要求 N214軸承 d=70mm B=17mm D=72 Z=9 4.5.3低速軸（3軸）上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓柱滾子軸承。 由前計算結(jié)果知，軸承所受徑向力Fr=97947.98 N軸承工作轉(zhuǎn)速n=41r/min初選滾動軸承N314，查機械