二级同轴式圆柱齿轮减速器课程设计报告书

. . . .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`参数题号3-A3-B3-C3-D生产率Q(t/h)15162024提升带的速度υ,(m/s)1.82.02.32.5提升带的高度H,(m)32282722提升机鼓轮的直径D,(mm)4004004505001.斗式提升机提升物料：谷物、面粉、水泥、型沙等物品。提升机驱动鼓轮(图2.7中的件5)所需功率为P QH(10.8)kWW 367全联轴器)。830016传动简图电动机2-联轴器3-减速器4-联轴器 5-驱动鼓轮6-运料斗 7-提升带一．设计容电动机的选择与运动参数计算；斜齿轮传动设计计算轴的设计滚动轴承的选择键和连轴器的选择与校核；装配图、零件图的绘制1/16........2/16设计计算说明书的编写二．设计任务减速器总装配图一齿轮、轴零件图各一设计说明书一份三．设计进度1234电动机的选择电动机类型和构造的选择由于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。电动机容量的选择1〕PwQH 1527P (10.8v) (11.82.3)2.5kwW 367 367电动机的输出功率Pd＝Pw/η0.990.9930.9820.990.990.904联轴承Pd＝2.77kW

齿联轴承电动机转速的选择nd＝〔i1’·i2’…in’〕nw1000r/min电动机型号确实定12－1Y132S-63kW960r/min。根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与其安排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/nwnw＝60v/∏97.66i＝9.839.83由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2=9.83

3.14。各轴转速、输入功率、输入转矩工程电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮转速〔r/min〕960960305.797.497.4功率〔kW〕32.972.882.792.77转矩〔N·m〕29.829.589.9273.7271传动比113.143.141效率10.990.970.970.99传动件设计计算选精度等级、材料与齿数材料与热处理；选择小齿轮材料为40C〔调质，硬度为280HB，大齿轮材料为45钢〔调质240HBS40HBS。7试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝63的；选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°按齿面接触强度设计由于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展计算按式试算，即32K32KTt1·u1Zφ· uσH EZ2dαH1t确定公式的各计算数值〔1〕 Kt＝1.6〔2〕10－30选取区域系数ZH＝2.433〔3〕10－7φd＝1〔4〕10－26εα1＝0.75，εα2＝0.85，则εα＝εα1＋εα2＝1.6010－6查得材料的弹性影响系数ZE＝188.9Mpa由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲乏强度极限σHlim1＝680MPa；大齿轮的接触疲乏强度极限σHlim2＝610MPa；10－13N1＝60n1jLh＝60×287.4×1×〔16×300×8〕＝7.04×10e8N2＝N1/3.34＝2.24×10e8由图10－19查得接触疲乏寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98计算接触疲乏许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式〔10－12〕得[σH]1＝＝0.95×680MPa＝646MPa[σH]2＝＝0.98×610MPa＝598MPa[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2=622MPa计算32K32KTt1·u1Z ZφεuσH E2dαHd1t≥32321.689.91034.142.433189.8211.60·3.14622计算圆周速度πd nv=601t

= =2.75m/s1000 601000计算齿宽bmntb d 154.78mm54.78mmd 1tm d1t

cos 54.78cos14 2.66mmnt z 201h2.25mnt2.252.665.98mmb/h54.789.165.98计算纵向重合度εβ0.318dz1tan=0.318×1×20×tan14=1.59计算载荷系数K。载荷平稳，所以取KA=1v=2.75m/s,710—8Kv=1.0310—4KH的计算公式和直齿轮的一样，KH=1.4210—13KF1.3510—3KHKF1.4。故载荷系数KKAKVKHKH=1×1.03×1.4×1.42=2.0531.33531.335/1.63K/K3K/Kt1 1t

=54.78

mm=51.57mm(7)计算模数mndm 1

cosβ51.57cos14。= mm=2.5mmn z 201按齿根弯曲强度设计由式(10—17)32KT32KTY cos1φzεd 1 2Y·YσFa aF1〕〔1〕计算载荷系数KK K K K =1×1.03×1.4×1.36=1.96A V F F〔2〕依据纵向重合度 =1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Y

＝0.88计算当量齿数z1=z1/cos3β=20/cos314=21.89z2=z2/cos3β=63/cos314=68.96查取齿型系数10－5查得YFa1=2.83；Yfa2=2.3查取应力校正系数10－5查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.74计算[σF]由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲乏强度极限 300MPa；大齿轮弯曲强度极限FE1 250MPa；由图5-19,Yn1=Yn2=1，Yst=2,Yx1=Yx21.0。取弯曲疲乏安全系数FE2S=1.4，由〔10-12〕得 F1

YstYn1Yx1 FE1S

0.95500428MPa1.4[

YstYn2Yx2

0.98380

357MPaF 2 S 1.4计算大、小齿轮的

YFa

Ya并加以比较σFY Y 2.831.56σ

S1

=428

=0.0103F1Y Y 2.31.74Fa2σF

Sa2

=357

=0.0112大齿轮的数值大。2〕

32KTY cos2z21.YYFa d 1 32KTY cos2z21.YYFa d 1 [ ]Fm 0.0112mm1.72mmn 12021.6取m =2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲乏强度，需按接触疲乏强度算得n分度圆直径d1=51.57mm来计算应有的齿数。于是由z d1

cos 51.57cos1425.02z

25z

3.1425791 m 2n

1 2 1几何尺寸计算计算中心距za 1

zm2

(2579)2

106.93mm2cosβ

2cos14a107mm按圆整后的中心距修正螺旋角arccos(z1

z)m2

arccos(2579)213.62a 2107因β值转变不多，故参数KZH等不必修正。3〕zm 252d 1 n 51.44mm1 cosβcos13.6d z2mn

792 162.55mm2 cosβcos13.6计算齿轮宽度bdd1151.4451.44mm，圆整后取B2=52mm，B1=60mm。. . . .齿轮主要几何参数以大齿轮为例。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。轴的设计计算轴：45钢，调质处理。依据表15-3A0

=110于是得3P

3 2.88d Amin

n2 110 305.7mm23.2mm2大齿轮分度圆直径d

z2mn

792 162.55mm，小齿轮分度圆直径2 cosβcos13.6zm 252d 1 n 51.44mm ， 20 ， 13.6 。 而1 cos cos13.6F 2T289.9N1106N，F

nnF tann

1106tan20N414N,t1 d2

162.55

r1

cos cos13.6F Fa1

tan1106tan13.6N267N

；F t2 d1

289.9N3305N ，0.0544F F

tann

3305tan20N1238N ，r2 t2F Fa2

cos cos13.6tan3305tan13.6N800N轴的构造设计拟定轴上零件的装配方案I-II3030525mm。7/16........9/16II-III25mm。III-IV35mm。IV-V45mm。V-VI35mm。VI-VIII25mm。依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-Ⅲ16mm。III-IV57mm。IV-V110mm。V-VI49mm。VI-VIII42mm。4．求轴上的载荷A B C D59.2 164.5 53.7NVDF FNVDNVAFt3 Ft2MVMVCMVMVCFNHAMVBFa2FNHDFr2Fr3MHMHTTFBDFCD 3305218.2110653.7如图受力简图，F t3 t2NVA AD

277.4

2620NFNVD

F Ft3

FNVA

3305110626201791NM FVB

AB261059.2Nmm155104NmmM F CD179153.7Nmm96176NmmVC NVDF ABF

ACF

d d2F 3F NHD

r2 a2 2AD

a3 2123859.2414223.7267162.5580051.44 2 2 N30077NF

BDF

CDF

d d2F 3F NHA

r2 a2 2AD

a3 21238218.241453.7267162.5580051.44 2 2 N3001115NM FHB

AD111559.2Nmm66034NmmM F

d 51.443ABF 111559.2800 86584Nmm3HB NHA

a3 2 2M FHC

CD7753.7Nmm4135NmmM F

d2F

CD267162.557753.739266NmmHC a2 2 NHD 2M2VBMM2VBM2HB1551042660342B

16857NmmM2VBMM2VBM2HB1551042865842B

177635NmmM2VCM2M2VCM2HC87891241352C

87988NmmM2VCMM2VCM2HC878912392662C

96263Nmm按脉动循环应力考虑，取α=0.6(M)2(M)2(T)2B177.62(0.689.9)2MM2T2C

Nm186NmM caC

96.320.689.92Nm110Nm按弯扭合成应力校核轴的强度，校核截面B、C。①校核B由d=35mm，可得，W B

0.1353

4287.5mm3. . . .M

194000 MPa45.24MPacaB WB

4287.5

M 106000CWC

4287.5mm3，

caC

caCWC

4287.5MPa24.72MPa轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得， 54MPa， 1 caC caB 1故安全I轴：F

F

1106 2 N553N,F

F

22．初步确定轴的最小直径P3 32.97Pd A 1110 16.0mmmin 0 n1

9603．轴的构造设计1〕依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度25mm。考虑到联轴器的轴向定位牢靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。2mm3020735mm。该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm40mm。e.为了齿轮轴向定位牢靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。f42mm。g35mm。各段长度确实定：各段长度确实定从左到右分述如下：a.该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽17mm，该段长度定为17mm。b7mm10mm。该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短3mm，齿轮宽为60mm，定为57mm。10/16. . . .该段综合考虑齿轮与箱体壁的距离取19.7m、轴承与箱体壁距离取4m〔承受油润滑17mm40.7mm。该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度与联轴器安装尺寸，定为57mm。f44mm轴作用在齿轮上的力F

F

3305N1652.5N;F2

F

1238 2 N619N初步确定轴的最小直径dmin

A30

Pn31103

32.7997.4

33.7mm轴的构造设计轴上零件的装配方案据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ直径445755497255长度825045671222.75滚动轴承的选择与计算I轴：530207径向力F F2r

F2

590N派生力，查设计手册得Y=1.6FF dA 2Y

184.5N，FdB

F rB184.5N2Y轴向力由于F Fa1 dB

267184.5451.5NF ，dA11/1612/16. . . .FaA

451.5N，FaB

184.5N当量载荷，查设计手册e=0.37F由于aAFrA

0.76e，aB0.31e，FFFrBXA

，YA

1.6，XB

1，YB

0。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp

1.2，故当量载荷为P f(XA pP f(XB p

FF

YFaAYF

1150.1N轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=54200N106 Cr 106 542003.3L ( ) h5.8106h38400h轴：

h 60n P1 A

609601150.1630305径向力F2NH1F2F2NH1F2NV1rAF2NH2F2F2NH2F2NV2rBF派生力,查设计手册得Y=1.9FFF dA 2YF

712N，FdB

rB448N2Y轴向力由于F Fa1 dB

533448981NF ，dAFaA

981N，FaB

448N当量载荷,查设计手册得e=0.31F由于aAFrA

0.34e，aB0.25e，FFFrBXA

，YA

2，XB

1，YB

0。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp

1.2，故当量载荷为P f(XA p

F

YFA

13/16. . . .P f(XB p

F

YFB

轴承寿命的校核,查设计手册得Cr=59000N106 Cr 106 590003.3L ( )

h4.9105

38400hh 60n P2 A

60305.73721轴：730207径向力F2H1F2F2H1F2V1rAF2H2F2F2H2F2V2rB派生力，查设计手册得Y=1.6FF dA 2YF

551.4N，FdB

rB551.4NF2YF轴向力由于F Fa1 dB

800551.41351NF ，dAFaA

1351N，FaB

551.4N当量载荷,查设计手册得e=0.37F由于aAFrA

，aB0.31e，FFFrBXA

，YA

1.6，XB

1，YB

0。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp

1.2，故当量载荷为P f(XA pP f(XB p

FF

YFaAYF

17651.61351N3441N2118N轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=132023N106 Cr 106 1320233.3L ( )

h1.5107

38400hh 60n P3 A

6097.4 3441键联接的选择与校核计算〔一〕由轴的设计计算可知所选平键分别为........14/16由公式6-1，取有稍微冲击 110MPap 2T103 239.4103 1 MPa28.1MPap1 kld 0.573225 p 2T103 239.4103 b×h×L=12×8×70 1

MPa8.5MPap2(二)中速轴上的键联接

kld 0.585840 p由轴的设计计算可知所选平键分别为 2T103 2127.6103 b×h×L=10×8×70 2

MPa30.4MPap1 kld 0.586035 p 2T103 2127.6103 b×h×L=10×8×63 2

MPa34.4MPap2 kld 0.585335 p(三)低速轴上的键联接由轴的设计计算可知所选平键分别为2T103 2412.6103 b×h×L=14×9×80 3

MPa61.7MPap1 kld 0.596645 p2T103 2412.6103 b×h×L=18×11×63 3

MPa55.6MPap2连轴器的选择

kld 0.5114560 p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计算由于装置用于运输机，原