1、第 1 页 共 19 页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-A 3-B 3-C 3-D生产率 Q(t/h) 15 16 20 24提升带的速度 ,(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) 400 400 450 500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(367QHPW3. 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
2、 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-减速器 4-联轴器 5-驱动鼓轮 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、零件图的绘制第 2 页 共 19 页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
3、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 Pw kwvQHPW 19.3)8.1(36725)8.0(367电动机的输出功率PdPw/ 9040.9.02323 轴 承联齿轴 承联 Pd3.53kW3电动机转速的选择nd（i1i2in ）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 201 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
4、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：inm/nwnw85.94i11.172合理分配各级传动比第 3 页 共 19 页由于减速箱是同轴式布置，所以 i1i2= 。34.17.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） 960 960 287.4 86.1 86.1功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.69转矩（Nm） 39.8 39.4 127.6 412.6 409.3传动比 1 1 3.34 3.34 1效率 1 0.99
5、 0.97 0.97 0.99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 z120，大齿轮齿数 z267 的；4） 选取螺旋角。初选螺旋角 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计算按式（1021）试算，即 32112HEdtt ZuTK 1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选 Kt1.6（2） 由图 1030 选取区域系数 ZH2.4
6、33（3） 由表 107 选取尺宽系数 d1（4） 由图 1026 查得 10.75，20.85，则 121.60（5） 由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa（6） 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa；（7） 由式 1013 计算应力循环次数N160n1jLh60287.41（163008）6.6210e8N2N1/3.34 1.9810e8（8） 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 KHN10.95；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
7、 S1，由式（1012）得H10.95600MPa570MPa第 4 页 共 19 页H20.98550MPa539MPaH H1 H2/2554.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径 d1td1t 3 212HEdt ZuTK = mm=61.27mm3 235.4819.60.7（2） 计算圆周速度v= = =0.92m/s1062ndt 1068592.7（3） 计算齿宽 b 及模数 ntmdt 27.61.1mzmtnt 9.04coscos1hnt 6.97.252. 6./b（4） 计算纵向重合度 = =0.318120tan14 =1.59tan318.0zd 。（5）
8、 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 108 查得动载系数 =1.03；由表 104 查的Kv的计算公式和直齿轮的相同，H故 =1.42 由表 1013 查得 35.1FK由表 103 查得 。故载荷系数H=11.031.41.42=2.05HVA第 5 页 共 19 页（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得= = mm=66.55mm1d3/ttK36.1/0527.61(7)计算模数 nm= mm=3.23mmn1coszd20cos145.6。3按齿根弯曲强度设计由式(1017)mn 321cosFSad
9、YzKT 1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数=11.031.41.36=1.96FVAK（2） 根据纵向重合度 =1.59，从图 1028 查得螺旋角影响系数 0.88 Y（3） 计算当量齿数z1=z1/cos =20/cos 14 =21.8933。z2=z2/cos =67/cos 14 =73.34。（4） 查取齿型系数由表 105 查得 YFa1=2.724；Yfa2=2.233（5） 查取应力校正系数由表 105 查得 Ysa1=1.569；Ysa2=1.757（6） 计算F由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮弯曲强度极限MPa501FE；由图 10-18
10、取弯曲疲劳寿命系数 ， 。取MPa3802FE 9.KN98.02FN弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由（10-12）得 Pa39.4.1509SKFE1NF M26.82FE2F第 6 页 共 19 页（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较FSaY= =0.01261FSaY 29.35674= =0.01472FSa大齿轮的数值大。2） 设计计算 m.)(cosY.zcosKTmFSadn 1204761208796123 23321 取 =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n算得分度圆直径 =66.55mm 来计算应有的齿数。于是由1，取 ，则8325
11、4561 cosmcosdzn 261z 87263412.uz4几何尺寸计算1） 计算中心距 m.cos.)(coszan 5714287621 a 圆整后取 146mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 913416258721 .)(arcosm)z(rcosn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 m.cos.zdn 1967314521mn 84824） 计算齿轮宽度，圆整后取 B2=70mm，B1=75mm 。mdb1971第 7 页 共 19 页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
12、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 =112,0A于是得 mnPAdmi 6248731230 2求作用在齿轮上的受力已知大齿轮分度圆直径 ，小齿轮分度圆直径m.cos.zdn 8124931582， ， 。而m.cos.mzdn679134510n93， ,N.TFt28071 NcostancostaFnr 427140151 ；tantana 29731451 .dTt 39867212， ，NcostcostFnr 407982 tataa 9313432 3轴的结构设计1）
13、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。第 8 页 共 19 页ii. II-III 段安装套筒，直径 30mm。iii. III-IV 段安装小齿轮，直径 35mm。iv. IV-V 段分隔两齿轮，直径为 45mm。v. V-VI 段安装大齿轮，直径为 35mm。vi. VI-VIII 段安装套筒和轴承，直径为 30mm。2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-长度为 42mm。2. 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
14、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。4求轴上的载荷A B C D62.2 182.5 58.7FNVA FNVDFt3 Ft2MV MVCFNHA MVB Fa2 FNHDFr2Fr3Fa3MHT如图受力简图， NADCFBFttNVA 32992607581437823 NttNVD15793第 9 页 共 19 页mN.ABFMNVB 201466329CD93875814NN. .AdFFaarrNH16943021967328972472223 NN. .ADdFCFBFaarrHA8343021967328975824129322
15、3 m.AFMHB 16NdaN 8517296328323N.CDH 075169 mFdMNa 2346758169242 NHBVB 03016187542222 mHCVC 998NM0263222按脉动循环应力考虑，取 =0.6 )(.)T()(Bca 23177182222mC 860按弯扭合成应力校核轴的强度，校核截面 B、C 。校核 B 截面由 d=35mm，可得， 333542871d.WB第 10 页 共 19 页MPaWMBcaca 154428730校核 C 截面， ，3m.C MPaWCcaca 925428710轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 得，
16、， 。P61 1caBcC故安全5精确校核轴的疲劳强度(1)由于截面处受的载荷较大，直径较小，所以为危险截面。（2）截面的左侧抗弯截面系数 33327010m.d.W抗扭截面系数 542T截面左侧的弯矩 M 为 mN. 8926268截面上的扭矩 为 2N170截面上的弯曲应力 MPa.Wb 07329截面上的扭转切应力 .T4625406轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 、 、aB0Pa2751。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按附表 3-2 查取，MPa15 因 ， 。经插值后得 ， 。又由附图 3-1 可0432.dr1735.dD8.4.得轴的材料的敏性
17、系数 ，82q50.故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为61011.k 3485q由附图 3-2 得尺寸系数 ；由附图 3-3 得扭转尺寸系数. 920.轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 .轴未经表面强化处理，即 ，则按式（3-12）及式（3-12a ）得综合系数为1q第 11 页 共 19 页0421985061.kK5234.碳钢的特性系数，取 ，10.于是，计算安全系数 值，按式（15-6）（15-8 ）则得caS08410734251 KSma 3126526511 .a 7380422 .S.Sca 故可知其安全（3）截面的右侧抗弯截面系数 W 按表 15-4 的公
18、式计算 333 54287510md.W抗扭截面系数 3387520m.d.T弯矩 M 及弯曲应力为 N. 936187MPab 9542879扭转切应力为 a.WT7814720过盈配合处的 ，由附表 3-8 用插值法求出，并取 ，于是得 k k.026.k。轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为81260k 90.故得综合系数为 3521261.kK901281.kK第 12 页 共 19 页所以轴在截面右侧的安全系数为 34501923571 KSma 602784052781491 .KSma 1635222 .S.Sca 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。I 轴：1作用在齿轮
19、上的力, N.FNH567213 N.FNV521347212初步确定轴的最小直径 mnPAdmin 08933103轴的结构设计1） 确定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定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.考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 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，即该段直径定为 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，定为 40mm。e.为了齿轮
20、轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 5mm，所以该段直径选为 46mm。f.轴肩固定轴承，直径为 42mm。g.该段轴要安装轴承，直径定为 35mm。各段长度的确定： 各段长度的确定从左到右分述如下：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。第 13 页 共 19 页b.该段为轴环，宽度不小于 7mm，定为 11mm。c.该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短 2mm，齿轮宽为 75mm，定为 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。e.该段综合考虑
21、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定为 42mm4按弯扭合成应力校核轴的强度；扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6。mNM312609526轴的计算应力 MPaWTca 8640139622 查表 15-1 得 ，因此 ，故安全P601caIII 轴1作用在齿轮上的力;NFNH89237 N.FNV57142912初步确定轴的最小直径 mnPAdmin 3613303轴的结构设计1） 轴上零件的装配方案2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度- - - - - -直径 45 52 55 60 72 55长度 82 50 45 6
22、7 12 22.754.按弯扭合成应力校核轴的强度 MPaW)T(Mca 6160142283232 查表 15-1 得 ，因此 ，故安全Pa601ca第 14 页 共 19 页滚动轴承的选择及计算I 轴：1求两轴承受到的径向载荷5、 轴承 30206 的校核1） 径向力 N.FNVHr 360212） 派生力，查设计手册得 Y=1.6，.YrAd589.YrBd518923） 轴向力由于 ，dAdBa FNF46271所以轴向力为 ，aA58aB51894） 当量载荷，查设计手册 e=0.37由于 ， ，e.FrAa0e.FrBa30所以 ， ， ， 。4.X6.1AYX0BY由于为一般载荷
23、，所以载荷系数为 ，故当量载荷为2.1pfN)F(fPaArApA 125486364 7590.YXBrBB5） 轴承寿命的校核，查设计手册得 Cr=54200N h.h.)PC(nL.Ah 3840141259601601 63II 轴：6、 轴承 30306 的校核1） 径向力 NFNVHrA3421rB7022） 派生力,查设计手册得 Y=1.9，.YFrAd89NYFrBd48第 15 页 共 19 页3） 轴向力由于 ，dAdBa FNF148691所以轴向力为 ，aAaB4） 当量载荷,查设计手册得 e=0.31由于 ， ，e.FrAa340e.FrBa260所以 ， ， ， 。
24、.X91.YAX0BY由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为2.1pfN)F(fPaArApA 4213934 .YXBrBB 08075） 轴承寿命的校核,查设计手册得 Cr=59000N h.h.)PC(nL.Ah 3415421359876016012 III 轴：7、 轴承 30211 的校核1） 径向力 NFVHrA20912rB22） 派生力，查设计手册得 Y=1.4，N.YFrAd674N.YFrBd67243） 轴向力由于 ，dAdBa F12931所以轴向力为 ，FaA67aB67244） 当量载荷,查设计手册得 e=0.42由于 ， ，e.rAa850e.rBa30
25、所以 ， ， ， 。4.X1.YAX0BY第 16 页 共 19 页由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为2.1pfN)FYX(fPaArApA 43859671409BrBB 25） 轴承寿命的校核，查设计手册得 Cr=132000N h.h)PC(nL.Ah 38401438591206601 733 键联接的选择及校核计算（一） 高速轴上的键联接由轴的设计计算可知所选平键分别为bhL=8740由公式 6-1，取有轻微冲击 MPap10pp kldT 2853270491231bhL=12870 pp MPakldT 584050139132(二)中速轴上的键联接由轴的设计计算可知
26、所选平键分别为bhL=10870 pp akldT 430560812712331bhL=10863 pp MPl3032(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bhL=14980 pp akldT 761456901212331bhL=181163 pp MP.l 0332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。第 17 页 共 19 页二、高速轴用联轴器的设计计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 ，5.1AK计算转矩为 mNTKAca 7.598.31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
27、，其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 mNTn125轴孔直径 ，d38d2轴孔长 ，L601装配尺寸 mA45半联轴器厚 b38（1P163 表 17-3） （GB4323-84 ）三、第二个联轴器的设计计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 ，5.1AK计算转矩为 mNTKAca 8.1372.95.3所以选用弹性柱销联轴器 TL10（GB4323-84 ）其主要参数如下：材料 HT200公称转矩 mNTn20轴孔直径 d631轴孔长 ， L417装配尺寸 A80半联轴器厚 mb5（1P163 表 1
28、7-3） （GB4323-84 ）减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤） ，采用 M181.5第 18 页 共 19 页油面指示器选用游标尺 M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M161.5润滑与密封一、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为 35mm。二、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用 L-AN15 润滑油。四、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密
29、封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM ， （F）B70-90-10-ACM 。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考资料目录1机械设计课程设计 ，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编， 1995 年 12 月第一版；2机械设计（第七版） ，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编， 2001 年 7 月第七版；3简明机械设计手册 ，同济大学出版社，洪钟德主编， 2002 年 5 月第一版；4减速器选用手册 ，化学工业出版社，周明衡主编， 2002 年 6 月第一版；5工程机械构造图册 ，机械工业出版社，刘希平主编6机械制图（第四版） ，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编， 2001 年 8 月第四版；7互换性与技术测量（第四版） ，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，第 19 页 共 19 页杨兴骏编，2001 年 1 月第四版。
