二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

设计一斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器设计参数` 题 号 参 数 3-A3-B 3-C 3-D 生产率Q (t/h) 15 16 20 24 提升带的速度υ,(m/s) 1.8 2.0 2.3 2.5 提升带的高度H,(m) 32 28 27 22 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、面粉、水泥、型沙等物品。

2. 提升机驱动鼓轮(图2.7中的件5)所需功率为kW )8.01(367υ+=QHP W 3. 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1-电动机 2-联轴器 3-减速器 4-联轴器 5-驱动鼓轮 6-运料斗 7-提升带7. 设计计算说明书的编写二． 设计任务1． 减速器总装配图一张 2． 齿轮、轴零件图各一张 3． 设计说明书一份三． 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写电动机的选择1．电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。

所以选用常用的封闭式Y （IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择1） 工作机所需功率P wkw v QH P W 19.3)8.18.11(3673215)8.01(367=⨯+⨯=+=电动机的输出功率 Pd ＝Pw/ηη＝904.099.099.098.099.099.02323=⨯⨯⨯⨯=轴承’联齿轴承联ηηηηη Pd ＝3.53kW3．电动机转速的选择nd ＝（i1’·i2’…in’）nw初选为同步转速为1000r/min 的电动机4．电动机型号的确定由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW ，满载转速960r/min 。

基本符合题目所需的要求。

计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1．计算总传动比由电动机的满载转速nm 和工作机主动轴转速nw 可确定传动装置应有的总传动比为： i ＝nm/nw nw ＝85.94i ＝11.172．合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2=34.317.11=。

各轴转速、输入功率、输入转矩传动件设计计算1．选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝67的； 4） 选取螺旋角。

初选螺旋角β＝14°2．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计算 按式（10—21）试算，即[]32111·2⎪⎪⎭⎫⎝⎛±≥H EH d t t Z Z u u T K d σεφα 1） 确定公式内的各计算数值 （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φd ＝1 （4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.85，则εα＝εα1＋εα2＝1.60 （5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE ＝189.8Mpa （6） 由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝550MPa ； （7） 由式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh ＝60×287.4×1×（16×300×8）＝6.62×10e8N2＝N1/3.34＝1.98×10e8（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；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 ＝1，由式（10－12）得 [σH ]1＝＝0.95×600MPa ＝570MPa[σH ]2＝＝0.98×550MPa ＝539MPa [σH]＝[σH ]1＋[σH ]2/2＝554.5MPa2） 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t ≥[]3211·2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H EH d t Z Z u u T K σεφα =3235.5548.189433.234.334.4·60.11106.1271.62⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯mm=61.27mm（2） 计算圆周速度v=10006021⨯n d t π=10006085192.67⨯⨯π=0.92m/s（3）计算齿宽b 及模数nt mmm mm d b t d 27.6127.6111=⨯==φmm z d m t nt 97.22014cos 27.61cos 11=⨯== βmm m h nt 69.697.225.225.2=⨯==16.969.627.61/==h b （4） 计算纵向重合度βεεβ=βφtan 318.01z d =0.318×1×20×tan14。

=1.59 （5） 计算载荷系数K 。

已知载荷平稳，所以取K A =1根据v=0.92m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数Kv =1.03；由表10—4查的βH K 的计算公式和直齿轮的相同， 故 βH K =1.42由表10—13查得35.1=βF K由表10—3查得4.1==ααF H K K 。

故载荷系数βαH H V A K K K K K ==1×1.03×1.4×1.42=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1d =31/t tK K d =36.1/05.227.61⨯mm=66.55mm(7)计算模数n mn m 11cos z d β==20cos1455.66。

⨯mm=3.23mm3．按齿根弯曲强度设计由式(10—17)m n ≥[]32121·cos 2F SaFa d Y Y z Y KT σεφαββ 1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数βαF F V A K K K K K ==1×1.03×1.4×1.36=1.96（2） 根据纵向重合度βε=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 βY ＝0.88（3） 计算当量齿数z1=z1/cos 3β=20/cos 314。

=21.89z2=z2/cos 3β=67/cos 314。

=73.34（4） 查取齿型系数由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.233 （5） 查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.757（6） 计算[σF]由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa 5001FE =σ；大齿轮弯曲强度极限MPa 3802FE =σ；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数95.0K 1FN =，98.0K 2FN =。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由（10-12）得 []MPa 39.3394.150095.0S K 1FE 1FN 1F =⨯=σ=σ MPa 2664.138098.0S K ][2FE 2FN 2F =⨯=σ=σ（7） 计算大、小齿轮的[]F SaFa Y Y σ并加以比较 []111F Sa Fa Y Y σ=29.339569.1724.2⨯=0.0126[]222F Sa Fa Y Y σ=266757.1233.2⨯=0.0147大齿轮的数值大。

2） 设计计算mm .mm ..)(cos ...][Y Y .z cos Y KT m F Sa Fa d n 12201470612011488010612796122322332121=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=≥σεφβαβ取n m =2.5mm ，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1d =66.55mm 来计算应有的齿数。

于是由83255214556611..cos .m cos d z n =⨯=β=，取261=z ，则872634312=⨯==.uz z4．几何尺寸计算1） 计算中心距()mm .cos .)(cos m z z a n57145142528726221=⨯⨯+=+=βa 圆整后取146mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角9193141462528726221'''︒=⨯⨯+=+=.)(arccos a m )z z (arccosn β因β值改变不多，故参数αε、βK 、H Z 等不必修正。

3） 计算大、小齿轮的分度圆直径mm .cos .cos m z d n 1967919314522611='''︒⨯==β mm .cos .cos m z d n 81224919314528722='''︒⨯==β 4） 计算齿轮宽度mm ..d b d 1967196711=⨯==φ，圆整后取B2=70mm ，B1=75mm 。

5） 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． 初步确定轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理。

根据表15-3，取0A =112,于是得mm .mm ..n P A d min 62642878431123322=⨯== 2．求作用在齿轮上的受力已知大齿轮分度圆直径mm .cos .cos m z d n 81224919314528722='''︒⨯==β，小齿轮分度圆直径mm .cos .cos m z d n 1967919314522611='''︒⨯==β，︒=20n α，919314'''︒=β。

而N N ..d T F t 113522481061272221=⨯==，N N cos tan cos tan F F n t r 42791931420113511='''︒︒⨯==βα, N N tan tan F F t a 297919314113511='''︒⨯==β；N N ..d T F t 379806719061272212=⨯==，N N cos tan cos tan F F n t r 142991931420379822='''︒︒⨯==βα，N N tan tan F F t a 993919314379822='''︒⨯==β3．轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案i.I-II 段轴用于安装轴承30306，故取直径为30mm 。