斗式提升机齿轮设计计算

发布日期：18-11-01 11:43:28 信息来源：田龙机械

斗式提升机低速级齿轮传动齿轮设计
    已知：输入功率PII =6.91KW,小齿轮的转速n1 =213r/min，传动比为I=3.38，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。
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 10095-88）。
  3)材料选择，由表10-1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≥ 2.32
确定有关参数如下：
1)传动比i=3
2)由课本表10-7取φd=0.8
3)选取载荷系数Kt=1.3
4)由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/2
5) 由图10-21d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
     =60×213×1×(16×300×8)
     =5.53×108
N4= N3/3=2.31×106
由图10-19取疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN3 =0.98
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（10-12）可知： 3=KHN3* /S=0.95×580=551MPa
       3= KHN4*  /S=0.98*500=490MPa
       =(  1+  2)/2
=(540+517)/2MPa=528.5MPa
(2)计算
   1）试计算小齿轮分度圆直径d1t ,由上述公式可得
      d3t>=107.945mm
   2)计算圆周速度
V=（π×d3t×N0）/（60×1000）=1.2m/s
   3)计算齿宽系数b以及模数mnt
    b=φd×d1t=0.8×107.94=86.35mm
mt=d3t/ Z1=107.94/24=4.4975
h=2.25×mt=10.119mm
b/h=8.534
4)计算载荷系数K
使用系数KA=1.25 ,根据V=1.2m/s,7级精度，KV=1.06
由表10-4查得KH =1.301由表10-13查得KF =1.26
由表10-3查得KH =KH =1
K=KAKVKH KH =1.25*1.06*1.301*1=1.724
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=107.945×（1.724/1.3）1/3=118.59mm
6)计算模数mn
mt= d3/ z3 =4.94
3.按齿根弯曲强度设计
     mt>=
(1)确定参数
1）          计算载荷系数
   K= KAKVKF KF  =1.25*1.06*1*1.26=1.67
   2)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z3=24,Z4=72由表6-9相得 
YFa3=2.65     YSa3=1.58
YFa4=2.236     YSa4=1.734
3)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度 
σFE3 =450MPa,大齿轮的弯曲强度极限σFE4 =410MPa
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3 =0.93，KFN4 =0.97
4)计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF]3= KFN1σFE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPa
[σF]4= KFN2σFE2/S=0.97*410/1.5=284.07 MPa
5)计算大小齿轮的YFaYSa/σF并加以比较
YFa3YSa3/σF3=2.65*1.58/298.73=0.01401
YFa4YSa4/σF4=2.236*1.754/284.07=0.01381
（2）设计计算
m>= =3.157
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=118.59mm来计算应有的齿数，于是
    Z3=d3/m=118.59/4=30
 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=φd×d3=0.8*120=100mm
经圆整后，取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=7.2KW，nII=720r/min, TI =95.5 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 =62.12mm,
 Ft=2* TI/d
=2*95.5*1000/62.12mm
=3074.69N
Fr=Ft×tan =3074.69*tan200=1158.57N
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15-3，取A。=125，于是得
     （dmin）‘=125* =26.93mm
因为中间轴上开有键槽，所以应增大7%，所以
  dmin =（dmin）‘（1+7%）=28.32mm
  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=28.32mm,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×D×B=35×72×117, 所以dI-II=35mm
即dI-II=dⅤ-Ⅵ=35mm
2）I-II段左端要有一轴肩，故取dII-III=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LI-II=54mm。
3）II-III段的轴头部分LII-III=50mm
     III-Ⅳ段部分LIII-Ⅳ=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,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=8mm,倒角R=2mm
5）轴上零件的周向定位
齿轮与轴之间用平键连接。
齿轮与轴之间的键选取b×h=8mm×7mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
6）确定轴上圆角和倒角的尺寸
参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。

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