二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、餒讨一片式提升机传物用二銀斜齿(8棹吿絵同轴式减速器设计参数题号参数3-A3-B3-C3-D生产率0(t/h)15162024提升带的速度, (m/s)1.82.02.32.5提升带的高度H, (m)322S2722提升机鼓轮的直径D, (mm)400400450500说明：1.斗式提升机提升物料:谷物、面彳粉、水泥、型沙等物品。2提升机驱动鼓轮(图27中的件5)所需功率为用=零(1 + O.80UW3. 斗式提升机运转方向不变，工作载荷稳定，传动机构中有保安装置(安 全联轴器)。4. 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时传动简图1-电动机2-联轴器3加速器4-联轴器5-驱动鼓

2、轮6-运料斗 7-提升带一设计内容1电动机的选择与运动参数计算;2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制由于减速箱是同轴式布苣，所以il=i2= 711717 =3.34.各轴转速、输入功率、输入转矩项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮转速（r/min）960960287.486.186.1功率（kW）43.963.843.723.69转矩（N m）39.839.4127.6412.64093传动比113.343.341效率10.990.970.970.99传动件设计计算1. 选精度等级、材料及齿数1）材料及热

3、处理；选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为28OHBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度 为240HBS,二者材料硬度差为40HBSo2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数zl=20,大齿轮齿数z2=67的：4）选取螺旋角。初选螺旋角3=142. 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行汁算按式（10-21）试算，即（1）试选 Kt=1.6（2）由图10-30选取区域系数ZH = 2.433（3）由表10-7选取尺宽系数d=l（4）由图 10 26 查得 e a 1=0.75, a 2=0.85,则 a = a 1+ e a 2=1.60（5）由

4、表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa（6）由图10-21d按齿而硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hiimi=600MPa；大齿轮 的接触疲劳强度极限。Hiim2=55OMPa：（7）由式10 13计算应力循环次数N1 =60nljLh=60X287.4X 1 X （16X300X8） =6.62X10e8 N2=Nl/3.34=1.98X10e8（8）由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHNl=095： KHN2=0.98（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S = l,由式（10 12）得0 H 1 =0.95 X 600MPa=570MPaO h2 = =

5、 0.98 X 55OMPa=539MPao H=oh1+ o H2/2=554.5MPa2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径dlt|2xl.6xl27.6xl03 4.34(2.433x189.8、211x1.603.34L 554.5mni=61.27nim（2）讣算圆周速度60x1000nx 67.8519260x1000=0.92ni/s（3）计算齿宽b及模数口b =（frddu = 1 x 61.27 mm = 61.27 mmdt cos0 61.27 xcosl4:心=-=2.9hnm 20h = 2.25mnJ = 2.25 x 2.97 = 6.69 切=里二9.166.69（

6、4）计算纵向重合度勺C 0 = 0.318 如tan =0.318 X1X 20 X tan 14=1.59（5）计算载荷系数K。已知载荷平稳，所以取Ka=1根据v=0.92m/s.7级精度，由图10-8査得动载系数 心=1.03：由表10-4查的Kup的汁算公式和直齿轮的相同，故 K0=l42由表10-13查得K=1.35由表10-3查得Km = KFa =1.4.故载荷系数= 1X1.03X1.4X 1.42=2.05（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得mm=66.55nimd 严 dXt Jk / K =61.27x J2.05/1.6（7）计算模数叫d c

7、osP 66.55 x cos 14* 小“=mm=3.23mmZ203按齿根弯曲强度设计由式（1017）V悅石Jf1）确定计算参数（1）计算载荷系数K = K 4 Ky K%= 1X 1 03 X 1 4 X 1.36= 1.96（2）根据纵向重合度引=1.59,从图10-28査得螺旋角影响系数 Yp =0.88（3）计算当量齿数zl=zl/cos3 B=20/cos14 =21.89z2=z2/cos3 B =67/cos3 14 =73.34（4）查取齿型系数由表 10-5 查得 YFal=2.724； Yfa2=2.233（5）查取应力校正系数由表 10-5 査得 Ysal=L569；

8、 Ysa2= 1.757（6）计算oF由图10-20c査得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮弯曲强度极限are2 =380MPa :由图10-18取弯曲疲劳寿命系数1问=0.95 , KLN2 =0.98。取弯 曲疲劳安全系数S=1.4,由（10-12）得S0.95x500= 33939MPa0.98x380S1.4=266MPa（7）计算大、小齿轮的卡午并加以比较2.724x1.569339.29=0.0126FalSal _J; 一2.233x1.757266=0.0147大齿轮的数值大。2）设计计算八:2KTcos 丫卩儿0/衬6【6*2xl.96xl27.6xKPx0.88

9、x(如仃 xo.oi47如=2.12渤lx202 xl.6取叫=25mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径尸66.55mm来计算应有的齿数。于是由d cosp _ 66.55xcos 14叫25= 25.83,取石=26,则 z2 = UZ 3.34 x 26 = 874 儿何尺寸计算1）计算中心距=归如=(26 + S25 = 45.572cos P2xcosl4a圆整后取146mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角P = arccos(Z1+Z2 )ffln(26 + 87 )x 2.5=arccos2x146=14。3919因B值改变不多.故参数、

10、K Z 等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径込=26x2.5=67.19cos 0 co$143919d2 =224.81”Z2fn,t _87x2.5cos b cosl439194）il算齿轮宽度b = 0屛=1 x67.19 = 67.19/wn ,圆整后取 B2=70mm, Bl=75mm5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式 为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算II轴：1. 初步确左轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153,取血= 112,于是得= 112x3 3.84 287.4mm = 26

11、.6mm2. 求作用在齿轮上的受力已知大齿轮分度圆直径心黔=讪”，小齿轮分度圆直径zxmn _26x2.55 0一514。3丁19=67.19mm0 = 14。3919”.而x竺 20。427N,514。3919几=辽=226 n = h35N 巴=你竺巴L = 1135 20.22481cos 卩巧 TW5xS4O393N = 297N； “詈臨 NCOS P=3798 Xtan20cosl439iyN = 1429 NFal=Ftl tanp = 3798 x tan 1439z 19”N = 993 N3. 轴的结构设计1）拟左轴上零件的装配方案ii. II-III段安装套筒,直径30m

12、moiii. III-IV段安装小齿轮，直径35mm.iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为45mmov. V-VI段安装大齿轮，直径为35mm6vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为30m】m2）根据轴向立位的要求确龙轴的各段直径和长度1. ITII 长度为 42mm o2. III-IV段用于安装小齿轮，长度略小于小齿轮宽度，为73mm。3. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为110mm。4. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为67mm。5. VI-VIII 长度为 42mm,如图受力简图,=32397VFt3BD+Fl2CD _ 3798x241.2 + 1135x

13、58.7AD260.9Fnvd = R, + F门 _ Fn“ =3798 +1135 3239 =1694?/M，b = Fnv八 AB = 3239 x 62.2/V mm = 201466 N mmMvc = FnvdCD = 1694 x58.7N mm = 99438 N mmFnhd =FriAB-Fr2AC+F(l2- + Fai-AD/224.8167.191429 x 62.2 - 427 x 244.7 + 297 x+ 993x=? N303.4=169/VFnhafBD + FQ + F心导 F 占AD-1429x241.2 + 427x5&7 + 297xl+993x

14、 112 ? N 303.4=&33NMJ = FnhaAD = -833 x 622N nun = -51813 N mm=FnhaAB- Fa3 - = -833x62.2 - 993x 聖甞=-85172N mmM；/c = FmdCD = 169 x 58.7/V mm = -9920 N - nunM2 =巧2 一 FnhdCD = 297x 世-169x5&7 = 23464N mm2 2= JM爲+M仏=V2014662 +518132 = 208023 mm= JM备+M篇=V2014662 +851722 = 218730N mmMe = jM：c+M；： = /994382

15、 +99202 = 99932N mm= V994382 + 234642 = 102169N mm按脉动循环应力考虑，取=0.6M爲=yj(M； )2 +(aT)2 = J21&72+(0.6x127.6 m = 232N m MJ = J(M；)2 +dr)2 = J1021?+(0.6x127.6)2 N m = 128N m 按弯扭合成应力校核轴的强度，校核截面B、Co校核B截而 由 d=35mm，可得，WB =0.k/3 =0.1x353 = 4287.5mm3b刃=巴空=2?2（XX）MPa = 54. MPa 皿 4287.5i9R000校核C截面，肥=42875”r , b =

16、丄空= MPa = 29.9MPa Wc 4287.5轴的材料为45钢，调质处理，由表15得，b=60MPG, b皿Vb说 - = = 1.17。经插值后得=1.8, ar =1.4。又由附图31可 d 30d 30得轴的材料的敏性系数qd =0.82 , % =0.85故有效应力集中系数按式(附表3-4)为k6 =1 + ( -1)=1+ 0.82x(1.8-1)=1.656k.= + qT(aT -l)=l + 0.85x(1.4-l)=1.34由附图32得尺寸系数乙=0.85；由附图33得扭转尺寸系数6 =0.92轴按磨削加工，由附图34得表面质咼系数为0/ =p: =0.92轴未经表而

17、强化处理，即0“=1则按式(312)及式(312a)得综合系数为d Pd煤+存心丄 + -1 = + -1 = 1.54 6 PT 0.920.92碳钢的特性系数，取(ps =0.b(pT = 0.05275于是，计算安全系数S“值，按式(156) (15-8)则得S =j= 4 08 K阿 +厲2.04 x 33.07 + 0.1x0Sr-i兰= 831Kt +(p t23.4623.46r a 屮丫 m 1.54x+ 0.05x2 2=4.08x8,31=3675 = 15Js；+s； V4.082 + &3“故可知其安全(3) 截而I【的右侧 抗弯截而系数W按表154的公式计算VV=O.

18、k73 =0.1x353W = 4287.5mm 抗扭截而系数 Wr =02d =0.2x35b/WH3 = 8575mmGO O oc c弯矩M及弯曲应力为 M = 218730x 亠一，Nmm = 93892Nmm62.2M 93892T 177600扭转切应力为，訂詁攸i.枷玄过盈配合处的,由附表3-8用插值法求出，并取乞= 0.8,于是得5J 弘- = 0.8x2.26 = 1.81,轴按磨削加工，由附图34得表而质量系数为ps=p,=故得综合系心=弘+亠-126 +希Pi= 2.260.92= 2.35+ 丄_1 = 1.81A275所以轴在截耐右侧的安全系数为S厂乔=“34155S

19、r = 10.76K T + (p t14.7814.78r 屮i m 1.90x+ 0.05x2 25.34x10.76匸=4 78 5 = 1.5JS；+S； V5.342 + 10.762故该轴在截面I【I右侧的强度也是足够的。I轴：1. 作用在齿轮上的力1135= 567.57V, Fw427FW2 =N = 235N2min = 112x：=18.o_9602. 初步确定轴的最小直径3轴的结构设计1）确左轴上零件的装配方案2）根据轴向泄位的要求确立轴的各段直径和长度a. 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直 径尺寸的限制，选为25mm。b.

20、考虑到联轴器的轴向泄位可靠，泄位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。c. 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径泄 为 35mm d. 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，泄为40mm.c.为了齿轮轴向泄位可靠，左位轴肩髙度应达5mm,所以该段宜径选为46mm。f. 轴肩固定轴承，直径为42mmog. 该段轴要安装轴承，直径左为35mm。各段长度的确泄：各段长度的确左从左到右分述如下：a. 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。b. 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。c. 该段

21、安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为75mm,泄为73mm。d. 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm （采用油润 滑），轴承宽18.25mm,定为41.25mm。c.该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。f.该段由联轴器孔长决泄为42mm4. 按弯扭合成应力校核轴的强度M = V292262 +109952 = 31226?/ - mm :扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6o亠 I jA/2 +的)J31226 2 +(0.6x39400 Y轴的计算应力 = = :MPa = 68MPacW0.1

22、x403査表151得=因此几故安全2.初步确定轴的最小直径III轴1作用在齿轮上的力Fnh -37981429=%2 = = 1899/V;= FiW2 =N = U4.5N3轴的结构设计1）轴上零件的装配方案IIIIIrIVJM2+(aTJ2b =“VV2）据轴向定位的要求确左轴的各段直径和长度i-nII-HIIII-IVIV-VV-VIVI-Vll直径455255607255长度82 ,5045,67,1222.754 按弯扭合成应力校核轴的强度= V160288-+(0.6x412600)=i660.1 X 603査表151得&J = 60A/Bn因此故安全滚动轴承的选择及计算I轴：1.

23、求两轴承受到的径向载荷5、轴承30206的校核1）径向力人=肩其爲= 6063N2）派生力，査设计手册得Y=1.6心=务=189.5,乙=导=189.53）轴向力由于巧1 + 尸招=297 +189.5 = 486.5N FdA ,所以轴向力为F= 486.5/V, F=189.5N4）当量载荷，查设计手册e=0.37由于L = 0.80e,滋= 0.31ve,FrAFb所以XA =0.4, r4 =1.6, Xb=1，Yb=0o 由于为一般载荷，所以载荷系数为.几=1.2,故当量载荷为PA = fp( XAFrA + yAFaA )=l.2x(0.4 x 606.3 + 1.6 x 486.

24、5)N = 1225 .INPB =/p(XbSb 砧丿=1.2x(1x606.3 + Ox 1895)N = 727.65) 轴承寿命的校核，査设计手册得Cr=54200NLh =( ) =10()力=4.7x10% 3840%60/7, P.&0x 9601225.1 丿II轴：6、轴承30306的校核1)径向力5=肩苻爲= 3343NF卄F爲+F爲=E2N2) 派生力，查设计手册得Y=1.9Ff=4 = 8797N, FdIi =L = 44SN3) 轴向力由于為 +F初=696+448 = 1144 所以轴向力为臨=1M4N, Fb=448N4）当量载荷,查设计手册得c=0.31FF由

25、于上=0.34,旦= 026va,所以x4 =0.4, r4 =1.9,=1, Yr =0o由于为一般载荷，所以载荷系数为=1.2,故当量载荷为PA =fp(XAFrA + 乙巧Q = l2x(0.4 x 3343 + 1.9x1144)N = 4213 NPH =fp(XiFrIi +丫佩 丿=1.2x(1x1702 + 0x448)N = 2042.4N5) 轴承寿命的校核,査设计手册得Cr=59000N厶严止啤丫 35的3840560/?2 PA 60 x 287.4 k 4213 )III 轴:7、轴承30211的校核1) 径向力U =偏 + 用=2029/VF我=J用2+用=2029

26、/V2) 派生力，査设计手册得Y=1.4Fd.=仏=724.6N , FdR =也=724.6N 创 2Y2Y3) 轴向力由于 Fal +F =993 + 724.6 = 1717.6N F&、,所以轴向力为Fei=1717.6N,巧b=724.6N4) 当疑载荷,查设计手册得e=0.42Ff由于上 = o85, q = 036vf,FyFb所以XA =0.4, Ya =1.4, XB =1, Yr =0o由于为一般载荷，所以载荷系数为=1.2,故当虽载荷为PA = fp( XAFrA + YAFaA ) = 1.2x(0.4 x 2029 +1.4x1717 6)N = 3859 ANpR

27、= fp( XBFrH + YHF0/i )=1.2x(lx 2029 + 0 x 724 6)N = 2434 8 N5) 轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=132000N106 Cr F 106 fl32000V37Lh =(一/ = /? = 2.23x10 38400/】60如 Px 60x8611 3859.4 丿联接的选择及校核计算（一）髙速轴上的键联接 由轴的设计计算可知所选平键分别为 bXhXL=8X7X40由公式6-1,取有轻微冲击2TjX103kid2x39.4xl030.5x7x32x25MPa=28. MPakl27： xlO3 2x39.4x10门厂 JIbXhXL=

28、12X8X70 =MPa = &5MPa 八 kid 0.5x8x58x40L pi(二) 中速轴上的键联接由轴的设计汁算可知所选平键分別为l 2T. xlO3 2x127.6x10“八 J bXhXL=10X8X70 几=MPa = 30AMPa p kid 0.5x8x60x35“bXhXL=10X8X632r xio3kid2x127.6x100.5x8x53x35MPa = 34AMPa k（三）低速轴上的键联接由轴的设计讣算可知所选平键分别为bXhXL 二 14X9X80c 27； x 10=kid2x412.6x100.5x9x66x45MPa = 6.7MPakbXhXL=18X

29、HX63 弘= o；：4；：6O 咖=叭 E，连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、高速轴用联轴器的设计il算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为Ka=.5,计算转矩为：=KJ =1.5x39.8 = 59.7Nw所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4 (GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,貝孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5 (GB4323-84)其主要参数如下：材料HT200公称转矩Tn=25N-m轴孔直径 / =38?？，d2 = 25nun轴孔长 L = 82/w/n,厶=60mm装配尺寸A = 45/n/n半联轴器厚b = 38/w/z(1P163 表 17-3) (GB4323-84)三、第二个联轴器的设计计算由于装宜用于