那位有二级斜齿轮减速箱说明书样本

最真的我

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式2级圆柱齿轮减速器
目 录
+ k- W' G6 e7 p5 B: u设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
' W* b7 H4 }+ V  K2 V7 w传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
# w6 z; z- v& |6 R键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
; _# {/ {- u: V& c' b5 ]5 L减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
" }' E0 l: c- e9 t% @7 e8 ]设计小结………………………………………………………18
' e8 w2 h5 n1 i5 B0 ?参考资料目录…………………………………………………18
+ G+ S, W( W- ~2 U* P机械设计课程设计任务书
! i( w) T2 J+ j% a9 O! x题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
/ }% {4 ]+ _! \+ s1 [一． 总体布置简图
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器
二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转
三． 原始数据
9 j3 E8 J3 }9 O% i; ^& L鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350
  i( O( L+ Z* E3 s0 ?运输带速度V（m/s）：0.7 带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2
四． 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
7. 设计计算说明书的编写
五． 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
六． 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
, g$ h. Q% Z$ D; P3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
& F& G, z+ g) k- e* W4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
/ `+ \( K5 ~( _- R本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。
) ?7 ^/ n9 |6 G' q  Q% `) p电动机的选择
7 A1 O, F& _, t% c1．电动机类型和结构的选择
- {8 C  E. N' Z% F( a( a4 C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。
7 ]1 T+ e5 Y( W1 h* F2．电动机容量的选择
, O0 m( ]/ ~% u# `1） 工作机所需功率Pw Pw＝3.4kW
2） 电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW
3．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
9 ^  Y4 Y$ v8 Z* p3 y& Z$ q计算传动装置的运动和动力参数
+ M6 H  v4 ?, {5 l3 B: A1 m9 K0 B传动装置的总传动比及其分配
# J" u3 [2 I+ O+ `+ C+ B' U7 H8 `- d1．计算总传动比
2 T* t8 `& g. U, i# Y5 P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：
; R$ A+ z5 X+ Fi＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14
: c3 J6 Y6 z" U% c  O* W2．合理分配各级传动比
+ H/ e6 @% F) |9 c9 Z3 i由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
) @& S4 r& f9 E速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 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
0 P9 J+ a5 d1 u+ G; n( m3 |转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
转矩（N&#8226;m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
传动件设计计算
1． 选精度等级、材料及齿数
) y$ Z- m* F  g  q: w; O( F1） 材料及热处理；
$ }2 s8 I- \: q9 u* X7 Q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。
% O1 a% W  e& N" c$ z0 W2） 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＝100的；
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
3 E3 m4 G3 G  u7 v4 ]2．按齿面接触强度设计
7 |6 F1 r1 @; a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 dt≥
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＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
; }1 o7 |  L7 H1 Z- C（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；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
2 k1 s3 I- c$ ?8 W1 \（7） 由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107
$ {# e4 w- }) c1 x（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95； KHN2＝0.98
# T# h$ I, {" h- u（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＝554.5MPa
2） 计算
* N4 u$ n  m$ R; x& S（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85
& W& Q) Z. b. c1 G1 l0 Q6 |0 I（2） 计算圆周速度 v= = =0.68m/s
（3） 计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39
: O4 @5 d7 C. D7 O" yh=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
. s5 W. U# l+ s3 a9 C5 s根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
3 {% T/ f3 I  E( n+ b  s; y; \故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
/ M+ Y9 |: d! E$ J由表10—13查得KFβ=1.36
! K- K% ?7 E( g0 p8 Y# n) e由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
. ~' t; U. k* w! s2 Q. w" J4 Y1 nK=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
  {" ~. w" r2 Q% X（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
5 t9 ]4 o! r# d% \6 w2 y- a( jd1= = mm=73.6mm
" U, g4 @4 M8 d' _/ H+ Z$ m1 J* B6 o（7） 计算模数mn mn = mm=3.74
5 b- K  A3 V7 m  Y3 P9 |3．按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥
7 m: W( Q; c' j8 z1） 确定计算参数
（1） 计算载荷系数
# m3 |- g# f( c% n* j5 gK=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 （2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88
（3） 计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取应力校正系数 由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
. u% X, E& o% q9 k/ H( j1 P. e（6） 计算[σF]
$ }1 V! Z) |6 ]. v  Y% NσF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
  |8 o' {5 ^6 J5 P: J  r  ^9 y（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468
2 B# [7 n: p3 i8 u! x7 X. L3 o大齿轮的数值大。
2） 设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5
2 T, x7 y% O: h  Q6 l0 Y4．几何尺寸计算
+ Q& ?. k4 T. G1） 计算中心距
z1 =32.9，取z1=33 z2=16 a =255.07mm a圆整后取255mm
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
' R% J1 z5 }8 k: W6 j" [β=arcos =13 55’50”
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm d2 =425mm
  r3 g7 n4 T' H$ G4） 计算齿轮宽度
7 ?0 G  {# k; n0 p1 Yb=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
! w: [( U( f" r# [) Z! ?5 X5） 结构设计
/ W: q! x5 c" G& }$ C" N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。
# W$ G8 A7 c# x$ l4 Q轴的设计计算
8 Q. b, y9 o; {) Q拟定输入轴齿轮为右旋
2 I% g+ }7 N# v" DII轴：
) d1 h- [8 q% j- ?! j2 a1．初步确定轴的最小直径 d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
3．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30307，故取直径为35mm。
/ h+ A# M; P' H  Z' ^4 ?# ~ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
" f( i. ~7 v3 h3 }iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
6 K; u( z  D0 M4 y7 a% O1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
/ }% V, e( ~: W' z# G/ V2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
& ]% Z  u6 P$ z5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
6. VI-VIII长度为44mm。
4． 求轴上的载荷
) P6 s8 \5 @8 y! |( T$ F" g66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N
3 U$ P7 ]- |  S4 v& w3 c' e0 q1 e查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N
4 _" D2 s3 {# O& ?# `' I& {5．精确校核轴的疲劳强度
) J$ }" x, G' ^/ _! K1） 判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面
2） 截面IV右侧的
( z4 `3 b, O) w2 g) d; c截面上的转切应力为
由于轴选用40cr，调质处理，所以（[2]P355表15-1）
a) 综合系数的计算
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
" K* D( s4 x0 V0 c（[2]P38附表3-2经直线插入）
轴的材料敏感系数为 ， ， （[2]P37附图3-1） 故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， （[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， （[2]P40附图3-4）
5 d6 o; m8 m' |1 E) ~. a( u0 n轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
+ m. f; g  s0 o, W4 z6 y/ Kb) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 ，
! e( H( z7 @9 |1 V# @7 j8 ~% Hc) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为
: d/ S+ V2 M' z6 P* o# z故轴的选用安全。
I轴：
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5
3 n, ?5 @9 S& ?2 L2．初步确定轴的最小直径 3．轴的结构设计
1） 确定轴上零件的装配方案
; z; S) V: X! }2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
5 [( q  K2 u; o# ]2 Ud) 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。
e) 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。
4 v* i; q/ z; y& Q) x0 {7 mf) 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。
g) 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。
+ C0 @" G8 t4 Y& _  Vh) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。
! F' j4 y4 P2 M' o4 y. e, ?* x3 z% fi) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
$ y. F! G9 h& V, q2） 各段长度的确定
  m$ g- W- P8 C( B, B各段长度的确定从左到右分述如下：
, e& R& J6 n2 F; r3 v5 _4 [3 v& d3 Va) 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。
6 o6 N, J/ ~* }! Uc) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。
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42mm
, Y. [7 c; D4 z  E4．按弯扭合成应力校核轴的强度
% q, ]# i! u, D! l- K8 w4 n7 pW=62748N.mm T=39400N.mm
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。

% B3 L" |( |1 A# M6 G- @  C/ J; {III轴
1．作用在齿轮上的力
& W. k% y. I4 V/ mFH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
& ^5 W: T! Q- ^" L2 K2．初步确定轴的最小直径
& T! f" b" X9 L& q3．轴的结构设计
1） 轴上零件的装配方案
, X3 U! T( y+ ?) e2 |# x2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
% a; Z$ l3 P0 w8 }+ B) P+ r$ T" KI-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
+ L2 `  l. B  l) _; v; ]6 @4 r9 R5．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm T=925200N.mm
6. 弯扭校合
滚动轴承的选择及计算
4 |4 N  n# r0 {7 MI轴：
" i0 k; }% B3 _8 L  ~1．求两轴承受到的径向载荷
5、 轴承30206的校核
1 M8 R; e+ b& x0 f6 H( W- T: H: O1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ，所以轴向力为 ，4） 当量载荷
由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
0 R+ c# i* K$ P' Z. ^# y1 C! P5 o5） 轴承寿命的校核
II轴：
/ m& D( J  v7 m: a. g: I6、 轴承30307的校核
1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ， 所以轴向力为 ，
6 p/ Q5 n- o* [4 [. I$ ?) c4） 当量载荷 由于 ， ，所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
& U1 E# k! E! }- k8 ]$ r! B. s5） 轴承寿命的校核
* r' H: C; |6 @/ g9 k+ `1 d2 vIII轴：
7、 轴承32214的校核
1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力
" U3 {6 X( \& O3 h6 ?% v. D3 A由于 ，所以轴向力为 ，
6 \( |0 P  B5 @! o0 _4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
2 Z) B4 d, h- b  ]: k  A2 @由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
7 `$ ?0 _/ ?  }7 X: L键连接的选择及校核计算
$ i+ a3 v: }3 i% K* ]3 [+ _
代号 直径
（mm） 工作长度 （mm） 工作高度 （mm） 转矩（N&#8226;m） 极限应力（MPa）
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
& ~% T+ r* v' }% M/ e# [" F4 ?12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
" T! [" @0 M2 W+ k1 t中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
3 A$ m! n. ]5 [& q+ ]- Q低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。
1 @' t; R5 E6 P( V, o2 q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
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 ，
计算转矩为
. z3 o/ y) w. l* F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，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）
9 f, Z  |' e' p) V其主要参数如下：
材料HT200 公称转矩 轴孔直径 ， 轴孔长 ， 装配尺寸 半联轴器厚
0 O1 H! q+ c' e. C7 y（[1]P163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 ，
3 ^6 n8 Q1 d$ j0 l( u计算转矩为
! H2 @# E& q) q  d所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
  ^" c. l- q! j5 p其主要参数如下：
3 z1 }9 }/ w, [5 }材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长 ，装配尺寸 半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
减速器附件的选择
通气器
+ G+ H9 M# X2 d由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
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M16×1.5
4 E; z" ^* t: p二、润滑与密封
; q0 q* r- A. p# o+ a, A; i* L  k% a+ M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。
- ^% q# X% d2 z; v二、滚动轴承的润滑
/ T; O6 m5 g5 A0 f由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
% i+ }" }5 w4 s! r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。
- I. A: d" e# ~  x- C$ d四、密封方法的选取
6 s) x2 I- c9 [) L* t7 c  w+ J8 ^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封。
3 g: p7 Y7 r! q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。
" M1 H( f( E. E0 V8 a) z9 d轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
设计小结
; s% I# i1 x6 }+ M4 }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。

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哎 现在在找这个、、、 需要的是 那种 有图的。。。