摘要 近几十年来,由于有关斗式提升机的设计与计算方面的资料缺乏,给设计人员带来诸多不便。因此,笔者在此对该种设备的分类、用途、料斗的型式尺寸、装载系数、卸载方式、提升速度、小时运量和功率计算等作一系统介绍,供有关人员参考。由于TH250粉料提升机从动轴的密封结构设计不合理,导致使用一段时间后,密封处即出现石粉泄漏的现象,对生产产生了不利的影响。介绍了TH250的整体结构和斗链提升机电机驱动功率的确定方法,同时通过技术改造,设计出新型密封结构。经过工地检验,新结构能有效地解决从动轴密封这一难题。对斗式提升机运动学和受力情况做了分析,并就物料和使用工况对提升机做了针对性的设计,此提升机应用于实际生产中,取得了良好效果。 【关键词】：斗式提升机; 带式; 链式; 设计; 应用the paper,the classification,purpose,type and size of the bucket,loading coefficients,unloading style,lifting velocity,transportation capacity per hour and calculation of power are introduced in detail,which offer reference for relevant technicians. The leakage of powder might occur on the sealing spot after a period of time on account of the unreasonable design of sealing structure of driven shaft of TH250 powder lifter,which is unfavourable for the production. The overall structure of TH250 and the way to determine the driving power of the motor of lifter are introduced. Meanwhile a new type of seal structure is designed through technical reform.The practice shows that the structure effectively solves the seal problem of driven shaft. A research on kinematics analysis and force anslysis of the pocket elevator is presented.According to the material and conditions,the improved design on the pocket elevator has been developed.The machine runs well Key words：bucket elevator; belt type; chain type; design; applicatio; bucket-type lifter; seal; driven shaft; driving power; 目录 摘要 1 ABSTRACT 2 第一章 绪论 1 第1.1节 斗式提升机的发展历史 1 第1.2节 我国斗式提升机研究现状和发展的新趋势 1 第1.3节 斗式提升机的分类及特点 2 第1.4节 斗式提升机的工作原理 4 第1.5节 斗式提升机 7 第1.6节 斗式提升机 7 第二章 设计的具体方案拟定 9 第2.1节 设计环境及提升机类型选取 9 2.2节 斗式提升机参数规格选定和计算 9 2.3节 方案设计 11 2.4节 工作过程分析及驱动结构简图 13 第三章TH250斗式提升机主要参数确定及主要结构设计 15 第3.1节 提升机功率的计算 15 第3.2节.电动机的选型 16 第3.3节 减速器的设计 17 第3.4节 驱动主轴设计 42 第3.5节 料斗的设计 46 第3.6节 链条设计及校核 48 第3.7节 驱动链轮的结构设计 50 第3.8节 张紧装置的设计 51 第3.9节 联轴器的选型 52 第3.10节 反转装置(逆止器)的选取 53 第3.11节 罩壳的设计 53 第3.12节 电气控制电路的设计 55 第四章 斗式提升机安装、使用说明、故障维修和维护 57 第4.1节 斗式提升机的安装、调试及运行 57 第4.2节 斗式提升机操作规程 57 第4.3节 斗式提升机故障处理 58 第4.4节 斗式提升机维护和保养 59 设计总结 60 参考文献 61 第一章 绪论 斗式提升机是利用均匀固结于无端牵引构件上的一系列料斗，竖向提升物料的连续输送机械。适用于垂直输送粉状、粒状、及小块状的磨吸性较小的散料，如粮食、煤、水泥、碎矿石等。中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的皱形；17世纪中，开始应用于架空索道输送散状物料；19世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。1868年，在英国出现了带式输送机；1887年，在美国出现了螺旋输送机；1905年，在瑞士出现了钢带式输送机；1906年，在英国和德国出现了惯性输送机。此后，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，逐渐完备，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化必不可少的组成部分。斗式提升机就是输送机的其中一种。 1.2节 我国斗式提升机研究现状和发展的新趋势 斗式提升机的设计制造技术是在50年代由前苏联引进的，80年代，就没有大的发展。在此期间，虽各行业就使用中存在的一些问题也作过一些改进，如Z1型和钩头链式斗式提升机的设计等工作，但大都因为某些原因未能得到推广。自80年代以后，随国家改革开放和经济发展的需要，一些大型及重点工程建设项目引—了少数的斗式提升机的颁布 JB 3926—85 及按此要求设计的TD、THHE TB系列的斗式提升机相继问世，是我国斗式提升机技术水平先前迈了一步，但与国际领先水平相比仍存在相当大的差距，尤其是板链式斗式提升机存在的差距更大一些。 随国民经济发展的发展运输机械行业在引进、吸收、消化了世界各国斗式提升机的最新技术，并结合我国真实的情况，新材料、新工艺不断地出现。例如：由于自动焊接技术的出现，箱形结构的垂直输送机慢慢的受到人们的欢迎。由于计算机技术的推广应用，利用计算机进行辅助设计(CAD)和辅助制造(CAM)，使输送机的整体布置更趋优化，基本零件更加紧凑耐用。由于自控技术和数显技术的广泛普及，使运输机的控制和安全保护设施大为改善，保证了作业的安全性和可靠性。现在许多企业能够批量生产很多类型的输送机械，不仅满足了国内市场的需求，部分产品还打入了国际市场。 1.4节 斗式提升机的工作原理?PmO与?mab相似， 所以 故 为常数，又因为 代入前式，得h=895/n2 式中：n为驱动轴的转速(r/min) 可见当一定时，h`就一定，当n增大时，h`就减小，此时离心力大。反之，当n减小时，h`值增大，离心力减小。所以根据不同的转速n和极距h`值，将得到不同的卸料方式。 设滚筒半径为r2，料斗外缘半径r1，为则有： 离心式卸料 当hr2(即极点P位于链轮或滚筒圆周内)，离心力远大于垂直力，而料斗内的物料均将沿着料斗的外壁运动。因此，物料作离心卸料。这种状态用于卸载粉末状、粒状和小块物料。料斗的速度较高，通常取v=1～2m/s。欲保证正确的卸载，必须正确选择滚筒或链轮的转速与直径以及卸料口的位置。 离心重力式卸料 当r2hr1时，料斗作离心重力式卸料，部分物料将沿料斗的外壁运动，另一部分将沿都得内壁运动。这种卸料方式用于卸载流动性不良的粉状物料及含水物料。料斗的运动速度通常在v=0.6～0.8m/s之间。常用链条做牵引件。在顶部卸料处，下降分支须向内偏斜，以免自由落下的物料打在前一料斗底部，影响正常卸载。 重力式卸料 hr1时，即极点P处于料斗外缘的圆周之处时，重力大于离心力，物料作重力式卸载。这时物料沿斗壁内缘运动，它用于块状物料的下载。料斗的速度通常在v=0.6～0.8m/s之间，但需配用带有档边的料斗。 第1.5节 斗式提升机斗式提升机??? 斗式提升机作为一种应用极为广泛的垂直输送设备，已经大范围的应用于粮食、饲料及种子加工业。但是在使用中也出现了一些问题，为使其工作性能和可靠性增强，对其进行了改进。 ?? 1.在斗式提升机头部和底部应设有吸风管和通风口，以保证斗式提升机在卸料和进料过程中不会形成负压和粉尘外溢。一台制作精良的输送设备，它的密封必须可靠。但良好的密封在物料卸料和进料过程中就必然会产生压力差，造成进料和卸料困难。通风口使斗式提升机内部压力与外界压力基本相等。适当的吸风避免粉尘从通风处溢出，避免浪费和清洁环境。 ?? 2.在斗式提升机的机头部装有防逆转装置。在斗式提升机工作中动力突然中断时，反转对于斗式提升机是很危险的。斗式提升机在提升过程中，其一侧是盛满物料的上行畚斗，另一侧是卸完物料的下行空畚斗。动力中断后，斗式提升机由于重力作用必发生逆转。物料随着畚斗的反转被卸到斗式提升机的底部，直至堆满后卡住畚斗。由于反转是一个加速的运动，而后又被突然卡住，很容易扯掉畚斗，使皮带损坏，甚至断裂。另外斗式提升机底部堆满物料，也使斗式提升机无法启动。防逆转可采用棘轮机构。 ?? 3.设置防滑主动轮。在斗式提升机的主动轮表面铆接或粘接防滑、抗（耐）磨橡胶布，能有效提升主动轮与皮带间的摩擦系数，防止皮带打滑，提高提升效率。如果主动轮表而过于光滑，就需过分张紧皮带，来保证提升机的正常工作，皮带就会受到过大的张紧力而降低皮带的常规使用的寿命。 ?? 4.加装转速监控装置。在斗式提升机的被动轮部分装备速度传感器，传感器产生电压或电流信号，通过仪表可设定最高和最低转速。当斗式提升机的转速超出了这个范围，经过一段延时，如果转速依然超出范围就报警，并断开空气开关，有效地保护斗式提升机的正常工作。 ?? 5.采用质量优良的皮带。事实上，选购质量上乘的皮带，不但能提高生产效率，而且还可以大幅度降低斗式提升机的事故率。绝对不可以图一时经济，而造成不应有的损失。 ?? 6.斗式提升机的调整皮带装置在工作调整后。应对螺栓进行保护，做好防锈和防尘。斗式提升机底部设有多个检视窗，这样做才能够方便地进行斗式提升机的皮带调整，还能够更好的监视斗式提升机的工作情况。 ?? 7.设置挡料板。在斗式提升机上部卸料处装设挡料板，可有很大效果预防物料倒流而流回提升机底部。挡料板用橡胶等耐磨又有一定韧性的橡胶的材料制造成。挡料板与斗间的距离应为15mm左右。 ?? 8.注意斗的间距不能过大也不能过小。要根据斗式提升机的实际在做的工作能力和电机功率合理调整斗间距的大小。 设计的具体方案拟定输送堆积密度1.3t/m3易于掏取的粉状、粒状、小块状的底磨琢性物料最大块度为如煤、水泥、碎石、砂子、化肥、粮食等。物料干燥流动性好温度在250℃以下。ψ= 0.75(ψ为装载系数)，装载系数按下式计算 ψ=(V－V0)/ V 式中V为料斗的理论几何容积，dm3；V0为不能填装的缝隙部分容积，dm3。的取值范围有以下5种： ①对于20mm以下的小颗粒，ψ=0.7～0.9； ②对于20～50mm的中等颗粒，ψ=0.6～0.8； ③对于50～100mm的大颗粒，ψ=0.5～0.7； ④对于大于100mm的，ψ=0.3～0.5； ⑤对潮湿的粉状物料，ψ=0.3～0.5。 n = 55 r/min(n为输出轴转速) v=0.8 m/s (v为物料提升速度 ) 根据以上设计条件，由于环链式斗提机较其他型号斗提机具有以下优点：? 1.维护方便，寿命长。 ? 2.机壳钢板加厚、刚性好。 ? 3.输送物料的温度最高可达250℃。 ? 4.中节机壳具有单通道和双通道两种形式。 ? 5.提升高度运行平稳可靠，噪音小，维护方便。 ? 6.改进机型的提升输送量比普通机型提高30%以上。 ? 7.提升机环链采用低合金钢锻造，并经渗碳淬火处理，具有极高的抗拉强度和耐磨性能。 1.3t/m3) ：装载系数(0.75) λ：料斗间距(暂未定) 由V/λ的值查表确定料斗的宽度B值(附下表) 选值原则是选取靠近表中数值对应B值。 宽B/mm 深料斗 浅料斗 带档边的料斗 链条初张力 F1/N λ = 2.5h λ = 3h λ = 2.5h λ = 3h λ = h 单位长度载荷V/λ(dm3/m) 160 3.6 3 2.4 2 8.4 1000～1200 250 8.5 7.1 6 5 16.9 1200～1500 350 14.4 12 11.8 9.9 31 1500～1800 450 23.4 19.5 19.8 16.5 51.8 1800～2000 600 38.8 32.4 35.8 29.8 87.2 2000～2200 750 / / / / 137 22000～2500 900 / / / / 210 2500～3000 dm3/m 故选取B=250，确定提升机的型号为TH250。深斗装料。 设q为提升物料单位长度重量，则q=Ah/3.6v=20/(3.6×0.8)=6.9 kg/m，取链条初拉力1500N。 (2)选定料斗容积 通过查表选取容积为3.2L的深料斗。 料斗尺寸及容量 宽B/mm 深料斗 浅料斗 带档边的三角形料斗 口A/mm 深h/mm 容积V/dm3 口A/mm 深h/mm 容积V/dm3 口A/mm 深h/mm 容积V/dm3 160 105 110 1.0 75 100 0.6 110 155 1.3 250 140 150 3.2 120 160 2.4 140 195 3.3 350 180 200 7.2 165 220 6.5 175 245 7.0 450 220 240 14.0 215 285 14.1 225 310 16.0 600 280 310 30.0 285 375 33.5 280 390 34.4 750 / / / / / / 350 490 67.0 900 / / / / / / 450 620 130 (3)斗间距的确定 根据前面可知λ = 3h，且h=150mm，则λ=3×150=450mm。 (4)计算链轮直径 根据公式 推导= 278mm。 (5)确定卸料方式 根据第一章中得卸料方式选取原则，已知r2=d/2=140mm，r1=r2+A=278+140=418mm(A为料斗的口宽)，n=55m/s。代入公式h=895/n2=295.9，由于r2hr1，符合离心重力式卸料条件，故本次设计采用离心重力式卸料方式。 规格提升最大高度(m)输送量(/h) 料斗斗距(mm)250型50 中深斗 混合式 2.3节 方案设计 2.3.1节 设计的具体方案一： 驱动装置采用电动机、皮带、减速器，采用掏取式喂料，物料升到顶端在物料重力作用下自行卸料。 该方案的特点：结构相对比较简单、运行平稳，掏取式装料，混合式或重力卸料，采用组合链轮，更换方便，链轮轮缘经特殊处理寿命长，下部采用重力自动张紧装置，能保持恒定的张力，可避免打滑或脱链，同时在料斗遇阻时有一定的容让性能够有效地保护运动部件。 2.3.2节 设计的具体方案二： 驱动装置采用电动机—皮带，皮带—皮带式二级皮带减速，采用掏取式喂料，物料升到顶端在物料重力作用下自行卸料。 该方案的特点：结构更简单、省去了二级减速器，减轻机头部分的重量，传动平稳，能缓冲吸振，在料斗遇阻堵转时时能够有效地保护电机不被烧毁。 经过两个方案的比较，方案二的斗式提升机的结构虽然简单，但电动机和中间皮带轮的安装不方便，需在机壳上打螺纹孔，其次单靠皮带传动容易打滑和磨损，需定期跟换皮带，所以采用方案一的设计。 2.4节 工作过程分析及驱动结构简图 2.4.1节 工作过程分析 本次设计利用环绕并张紧于头轮、轮底的封闭环形链带作为牵引构件，利用安装于链带上的料斗作为输送物料构件，通过料斗链的连续运转实现物料的输送，见下图。因此斗式提升机是连续性输送的机械。理论上可将斗式提升机的工作过程分为三个阶段：装料过程、提升过程和卸料过程。 装料过程 装料就是料斗在通过底座下半部分时挖取物料的过程。料斗的装满系数 表示。根据装载方向不同，装料方式有顺向进料和逆向进料两种，工程实际中常用的是逆向进料，此时进料方向与料斗运动方向相同，装满系数较大。 提升过程 料斗绕过底轮水平中心线始终至头轮水平中心现线的过程，即物料随料斗垂直上升的过程称作提升过程。此时应保证环链有足够的张力，实现平稳提升，防止撒料现象的发生。 卸料过程 本次设计选择混合式卸料方式，选取zh型(中深斗)料斗，牵引件为低合金高强度圆环链，经适当热处理后具备极高的抗拉强度和耐磨性。下部采用重锤杠杆式张紧装置，就可以实现自动张紧。 2.4.2节 驱动部分结构简图 第三章TH250斗式提升机主要参数确定及主要结构设计 第3.1节 提升机功率的计算 本次设计TH250型斗式提升机，主要参数有功率、提升能力、料斗宽度、料斗容积、料斗间距。 参照文献[1]《运输机械设计选用手册》中第十四章斗式提升机中TH提升机的功率计算部分内容，计算过程如下： TH型斗式提升机功率计算。 TH型 提升机的驱动装置为YY型(即Y型电动机和ZLY型或ZSY型二级减速器配用)，其传动轴驱动功率由下式求得： P0 = + PS + PL 其中： P0 —传动轴功率(Kw) ； Q —斗式提升机提升量(t/h)； H—物料提升高度(m)； g—重力加速度(m/s2)； PS 、PL—附加功率(Kw)见下表； 附加功率 TH200 TH250 TH315 TH400 TH500 TH630 TH800 PS 2 2 3 3 4 4 5 PL 0.2 0.3 0.5 0.8 1.2 2.2 3.4 由此次TH250斗式提升机设计的条件可知：Q = 20 t/h ；提升高度为：H= 22m；重力加速度g取 9.8 m/s2 。 将数据代入公式计算可得： P0 = + PS + PL = + 2 + 0.3 = 3.5 Kw 则电动机的功率为： Pd= P0 / ?总 其中： Pd—电动机的功率(Kw)； P0—传动轴功率(Kw)；?—总机械效率。 η总=ηη……ηn η4：高速级联轴器效率 0.99 (弹性柱销联轴器) η：I轴轴承效率 0.99 (圆锥滚子轴承，一对，稀油润滑) η：高速级齿轮啮合效率 0.98 η：II轴轴承效率 0.99 (圆锥滚子轴承，一对，稀油润滑) η：低速级齿轮啮合效率 0.99 η：III轴轴承效率 0.99 (圆锥滚子轴承，一对，稀油润滑) η：低速级联轴器效率 0.99 (齿式联轴器) η：链轮效率0.99 η：链轮轴承效率 0.99 (滚子轴承，一对，稀油润滑) (效率值设计手册表1—7（P5）查得) η总 = 0.89 将数据代入公式中求得：Pd= P0 / ?总 = 3.5/0.89 = 3,92Kw 第3.2节.电动机的选型 电动机的选择包括电动机的类型、结构及形式、功率、转速和型号。 按已知工作要求和条件选用要求电机的功率为3.68Kw，由于Y系类三相异步电动机具有防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电动机的特点，具有国际互换性，适用于无特别的条件的机械上，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械等。参考文献[ ]故此次斗式提升机电机的选用Y系类三相异步电动机，选用额定功率为4KW的Y132M1-6型号电机。 不选用同等功率其它型号的原因： ①由于电机作为提升动力源，电动机应具有较大的额定转矩。 ②转速宜太高，否则传动比较大，后面减速器的尺寸参数将增大，故不选Y132S2-2型号。 ③电动机将安装在传动链轮一侧，即在提升机机顶部分，因此电动机重量不宜过重、机座不宜过长，故不选Y160M-6和Y160L-8型号。 Y132M1-6型号三相异步电动机基本信息参数 额定功率/KW 满载转速/(r/min) 堵转额定转矩 最大额定转矩 质量/Kg 4 960 2 2 73 Y132M-4型号三相异步电动机安装尺寸 安装代号 伸出轴直径D 轴伸尺寸E 连接键宽尺寸F 安装螺母中心距A B3 38mm 80mm 10mm 216mm 第3.3节 减速器的设计 电机型号 额定功率 满载转速 起运转矩 最大转矩 Y132M1--6 4KW 960r/min 2.0 2.0 2、计算传动装置的总传动比并分配传动比 1）、总传动比= 2)、； 二级减速器中： 高速级齿轮传动比 低速轮级齿传动比 3.3.2节 计算各轴参数 1．各轴转速 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。 各轴转速为： 2．各轴输入功率 按电动机所需功率计算各轴输入功率，即 各轴输入转矩T(N?m) 将计算结果汇总列表备用。 项目 电动机 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ N转速（r/min） 960 960 201.68 54.66 P 功率（kW） 3.92 3.86 3.78 3.70 转矩T(N?m) 39 38.42 179.24 697.42 i传动比 4.76 3.69 效率 0.98 0.98 3.3.3节 高速级减速齿轮设计 1、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮 先设计高速级齿轮传动 1）、选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 计算说明 (HB=350HBS),7级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS 2)、按齿面接触强度计算: 取小齿轮=20，则=，取=95并初步选定β＝14° 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b.由图10-30选取区域系数Zh=2.433 c.由图10-26查得 d.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力 e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPa h.由式10-13计算应力循环次数 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.94 =0.98 3）、计算 （1）计算圆周速度: V=лn1/60000=2.06m/s （2)计算齿宽B及模数 B=φd=1X41mm=41mm =cosβ/=1.99mm H=2.25=4.48mm B/H=41/4.48=9.15 （3）、计算纵向重合度 =0.318φdtanβ=1.586 （4）、计算载荷系数 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: 故载荷系数 =11.091.21.418=1.85 （5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式10—10a 得 ==43mm （6）、计算模数 = Cosβ/Z1=2.09mm 4）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 (1)、计算载荷系数: =1.67 (2)、根据纵向重合度=1.586,从图10-28查得螺旋角影响系数 (3)、计算当量齿数 齿形系数 （4）、由[1]图10-5查得 由表10-5 查得 由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限 计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: =/S=307.14MPa =/S=241.57 MPa （5）、计算大小齿轮的，并比较 且，故应将代入[1]式（11-15）计算。 （6）、计算法向模数 = =1.38 mm 对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=43mm来计算应有的数,于是有: 取2mm； （7）、则 （8）、计算中心距 取a1=123.67mm （9）、确定螺旋角 （10）、计算大小齿轮分度圆直径: = = （11）、确定齿宽 取 5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定 3.3.4节 低速级减速齿轮设计 1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB=350HBS),8级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS 2）、取小齿轮=22，则=87 ，初步选定β＝14° 3）、按齿面接触强度计算: 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b.由图10-30选取区域系数 c.由图10-26查得 d.计算小齿轮的转矩: 确定需用接触应力 e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPa h.由式10-13计算应力循环系数 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=1.072 =1.123; 取失效率1%，安全系数S=1. =/S=643.2Mpa = /S=617.65 Mpa =(+)/2=630.43Mpa 4）、计算 (1)、圆周速度: V=лn1/60000=0.68m/s （2）、计算齿宽b及模数 B=φd=1X64.03=64.03mm =cosβ/ =2.82mm H=2.25=6.345mm b/h=64.03/6.345=10.09 (3)、计算纵向重合度 =0.318φdZ3tanβ=1.744 a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: 故 载荷系数 K==1.74 （4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 ==65.85mm （5）计算模数 = cosβ/=2.90mm 5）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 a上式中 b根据纵向重合度=1.744,从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88 c计算当量齿数 齿形系数 由[1]图10-5查得 由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限=0.88,=0.91 d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: =/S=314.29 MPa =/S=247 MPa e比较 且，故应将代入[1]式（11-15）计算。 f法向模数 对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=65.52mm来计算应有的数,于是有: 取2.5mm g中心距 取a1=159.7mm h确定螺旋角 i计算大小齿轮分度圆直径: =mm = J 齿宽 3.3.5节 高速级轴的设计： 为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 1．高速轴Ⅰ设计 1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取 2）初算轴的最小直径 高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=15.90mm。由《机械设计手册》表22-1-17查得带轮轴孔有30,32,35,38,40等规格，故取=30mm 高速轴工作简图如图(a)所示 首先确定个段直径 A段：=30mm 有最小直径算出） B段：=32mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为30mm的 C段：=35mm，与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合，取轴承内径 D段：=42mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3.5mm E段： mm，为了减轻轴重及减少材料 F段：d=43.4mm,将高速级的小齿轮设计为齿轮轴 G段：=36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm H段：=30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合，取轴承内径 第二、确定各段轴的长度 A段：=80mm由弹性连轴器LX3的周孔长度决定 B段：=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mm C段：=29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合,加上挡油盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24） =B+△3+2=16+10+2=28mm G段：=30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合,加上挡油盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24） F段：，=△2-2=10-2=8mm E段：，齿轮的齿宽 D段：=89mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得=89mm 轴总长L=343mm 两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm， 3.3.6节 中间轴的设计： 1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取 2）初算轴的最小直径 因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=26.56mm。根据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206，故取=30mm 首先，确定各段的直径 A段:=30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合 F段：=30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合 E段：=38mm，非定位轴肩 B段：=48mm, 非定位轴肩，与齿轮配合 C段：=64.52mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 D段：=56mm, 定位轴肩 然后确定各段距离： A段： =29mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30206）宽度与挡油盘的长度 B段：=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度 C段：=70mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽 E段：=43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定） F段：=41.5mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离 D段：=16.5mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm减去已知长度 得出 3、轴Ⅲ的设计计算 输入功率P=3.7KW,转速 轴的材料选用40Cr（调质），可由表15-3查得=110 所以轴的直径: =44.83mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%，=50.21mm。 由表8-5(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH8 轴孔的直径=55mm长度L=84mm 3.3.7节 低速轴的设计： 首先，确定各轴段直径 A段: =60mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30212）配合 B段: =65mm,非定位轴肩,h取2.5mm C段: =77mm,定位轴肩，取h=6mm D段: =65mm, 非定位轴肩，h=6mm E段: =60mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30212）配合 F段: =57mm,按照齿轮的安装尺寸确定 G段: =55mm, 联轴器的孔径 然后、确定各段轴的长度 A段: =47.5mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸 B段: =63mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装 C段: =10mm, 轴环宽度，取圆整值 根据轴承（圆锥滚子轴承30212）宽度需要 D段: =64.5mm,由S=174减去已知长度得到 E段: =34mm, 由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸 F段: =64.5mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到 G段: =82mm,联轴器孔长度 轴的校核计算, 3.3.8节 高速轴的校核 求轴上载荷 已知： 设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图： 由材料力学知识可求得 水平支反力: 垂直支反力: 合弯矩 由图可知,危险截面在C右边 =/ =9.07MPa70MPa 轴材料选用40Cr 查手册 符合强度条件! 3.3.9节 中间轴的校核 求轴上载荷 已知： 设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图： 由材料力学知识可求得 水平支反力: 垂直支反力: 连选圆头普通平链A型149 轴t=5.5mm 扭矩如图： 符合强度条件 3.3.10节 低速轴的校核 求轴上载荷 已知： 设该齿轮齿向是右旋，受力如图： 由材料力学知识可求得 水平支反力: 垂直支反力: 受力弯矩如右图 由图可知,危险截面在B右边 连选圆头普通平链A型bh=1811mm 轴t=7.0mm =/W=13.75MPa 轴材料选用40Cr 查手册 符合强度条件! 3.3.11节 滚动轴承的校核计算 1.Ⅰ轴轴承 型号为30206的圆锥滚子轴承 1）计算轴承的径向载荷： 2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p75) 30207圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=54.2KN,基本额定静载荷Cor=63.5KW，e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为： 因为 轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松 、 2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 因为 N 因为， 所以取 3）校核轴承寿命 按一年300个工作日,每天2班制.寿命68年.故所选轴承适用。 2．Ⅱ轴轴承 1）计算轴承的径向载荷： 2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p15) 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为： 因为 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 、 2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 因为 因为， N 所以取 3）校核轴承寿命 按一年300个工作日,每天2班制.寿命9年.故所选轴承适用。 2．Ⅲ轴轴承 1）计算轴承的径向载荷： 2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p75) 30212圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=102KN,基本额定静载荷Cor=130KW，e=0.4，Y=1.5 两轴承派生轴向力为： 因为 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 、 2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 因为 因为， 所以取 3）校核轴承寿命 按一年300个工作日,每天2班制.寿命78年.故所选轴承适用。 3.3.12节 键的选择与校核 1．Ⅰ轴上与带轮相联处键的校核 键A b×h×L=8×7×70 单键 键联接的组成零件均为钢，=125MPa =125MPa 满足设计的基本要求 2．Ⅱ轴上大齿轮处键 键 A b×h×L=14×9×36 单键 键联接的组成零件均为钢，=125MPa 满足设计的基本要求 3．Ⅲ轴上 １）联轴器处 采用键A，b×h×L=18×11×50 单键 满足设计的基本要求 2）联接齿轮处 采用A型键A 单键 ＝125Mpa 3.3.13节 箱体及其附件的结构设计 满足设计的基本要求 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 符号 减速器及其形式关系 机座壁厚 δ 0.025a+3mm=6.84mm,取8mm 机盖壁厚 δ1 0.02a+3=6.06mm8mm,取8mm 机座凸缘厚度 b 1.5δ=12mm 机盖凸缘厚度 b1 1.5δ=12mm 机座底凸缘厚度 p 2.5δ=20mm取30mm 地脚螺钉直径 df 0.036a+12=12.288mm取16mm 地脚螺钉数目 n a250mm,n=4 轴承旁连接螺栓直径 d1 0.75df=13.15mm取8mm 机盖与机座连接螺栓直径 d2 (0.5~0.6)df=8.76~10.52mm取10mm 连接螺栓d2的间距 l 150~200mm取180mm 轴承端盖螺钉直径 d3 (0.4~0.5)df=7.01~8.76mm取M8 窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.3~0.4)df=5.26~7.01mm取M6 定位销直径 d (0.7~0.8)df=12.27~14.02mm取M12 df、d2、d3至外机壁距离 c1 d1、d2至凸缘边缘距离 c2 轴承旁凸台半径 R1 R1=C2=20 凸台高度 h 外机壁至轴承座端面距离 L1 c1+c2+(5~8)=44 内机壁至轴承座端面距离 L2 δ+c1+c2+(5~8)=52 大齿轮顶圆与内机壁距离 △1 ≥1.2δ=9.6mm取14mm 齿轮端面与内机壁距离 △2 ≥δ=8mm取10mm 机盖、机座肋厚 m1,m m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm 轴承端盖外径 D2 轴承端盖凸缘厚度 e (1~1.2)d3=9mm取12mm 轴承旁连接螺栓距离 s s≈D2 。 1、视孔和视孔盖 视孔用于检查传动件的齿和情况，润滑状态，接触斑点及齿侧间隙，还用于注入润滑油。视孔盖可用于轧制钢板或铸铁制成，它和箱体之间应加低质密封垫圈，以防止漏油。由设计手册查得：（P161），，，，。盖厚，8孔，。 2、通气孔 通气孔用于通气，使箱内外气压一致，已避免由于减速器运转时箱体内气压升高，内压增大，从而引起箱内润滑油的渗漏。通常在箱体顶部装设通气器。由机械设计手册表11-5查得：取 3、放油螺塞 为了排出污油和清洁剂，应在箱体底部，油池的最低位置处于侵放油孔。放油螺塞和箱体接合间应加防漏油的垫圈。由设计手P89册查得：. 4、油面指示器（油标） 油面指示器用来检查减速器内油池油面的高低，以保证油池内有适当的油量，一般在箱体便于观察，油面较稳定的部位。装设油面指示器。根据设计手册表7-10查得，选取杆式油M16。 5、润滑及密封 采用脂润滑，由设计手册表7-1选取：L—CKC100工业闭式齿轮油（GB5903--1995），闪点不低于180°C，毡圈密封。 第3.4节 驱动主轴设计 3.4.1节 轴各段尺寸设计及受力分析 1、初步确定轴的最小直径 按机械设计P370式15-2 其中：p为输入功率、n为轴的转速(n=55m/s)。经过计算求得p=3.68 Kw 初步估计轴的最小直径 选取材料为45Cr，调制处理，根据表15-3（P370），取A0取110。 ，轴上开一个键槽，轴径增大7%。 算得： 为了与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号，联轴器的扭矩：Tca=KAT1，查表14-1，取，则： Tca=KAT1=1.3×728.3=946.8N.m，选取GICL3型齿式联轴器，其公称直径2800N.m，许用转速5900r/min
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