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
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
' ^+ I$ y+ n, ~* n计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
- d( B! l( S1 f3 I* y1 e0 Y) `" a5 H滚动轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
8 g" Z5 K. S: b( b% v- d- v7 v润滑与密封……………………………………………………18
- |  q9 M1 i7 B: n& S# _1 k% t设计小结………………………………………………………18
- X, K. o' d+ l参考资料目录…………………………………………………18
. G% Y& {, a6 ~8 E4 ^3 u" B机械设计课程设计任务书
6 H1 Y$ I) F) [3 ]1 R8 W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
一． 总体布置简图
2 p$ C, P0 r7 ?* m1—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
- e- l+ }/ `) v6 c二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转
三． 原始数据
% ?" u5 m6 P1 _, ?( I1 |6 k鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350
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
; @9 R( y& D0 \1 a$ ^* c1 O1. 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
+ Q6 \. A, f% x五． 设计任务
9 k. Y! `, E! T* }. f1． 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
" H# o# I2 c6 g. A2 I, t1、 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
' c" W: s6 C& @, F) v2 u4、 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。
5 [5 x9 w: w  E5 w# g7 o) C! Z2 s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。
电动机的选择
2 L# _  R+ N* z5 f. w" M1．电动机类型和结构的选择
2 _2 ^* i. D8 o% `% O- d+ V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
  |0 y5 L6 f3 h1） 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
8 l& L& Z& h1 x% m3．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
2 Z: o9 z/ Z' c; O4．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
! `/ |% s) _  w! x- T1 l7 S# Q传动装置的总传动比及其分配
0 A% R, H5 y* w1．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：
4 j4 h7 u! {* ]i＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14
- c3 Q$ K& i+ Z/ x2．合理分配各级传动比
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
( o9 `- `: k, q8 j8 H2 d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
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
8 y5 l1 S2 y. |7 J2 N" j1． 选精度等级、材料及齿数
) u# _% c* A8 q  Q3 j1） 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 s8 ^8 |1 g- |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＝100的；
6 X) j3 ^7 W, r; U4） 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
% ~. q+ g4 O5 \按式（10—21）试算，即 dt≥
: }. d  B5 \8 ]/ P) L1） 确定公式内的各计算数值
0 p% c& }# e- F# @3 A（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
& H2 [3 A, f4 Y1 U1 t4 B（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；
; v) f, N* G1 R$ W/ h2 W. ?（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
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95； KHN2＝0.98
' V6 e" r! t# z& t# |+ {" J( V& Q（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
9 v. l# f: f/ h# S0 W: m[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
" r1 f* w7 M; J; v[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2） 计算
6 U: V1 o1 S& I9 f( }+ D0 D  r3 r（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85
6 j1 r5 s, z4 Z! k% P（2） 计算圆周速度 v= = =0.68m/s
（3） 计算齿宽b及模数mnt
% n0 ~( q8 P9 s. R/ ~5 j" y& gb=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39
h=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
1 C9 i$ c+ t2 ]! y5 ~) f: x（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
$ P3 e; u/ \, a! k- M  n& P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，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
2 |- B" P1 u) W. y, [! fK=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
7 k& m1 M4 d9 N& D# V3 W! y2 l（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
9 V, }; V  t' n  p- s- _（7） 计算模数mn mn = mm=3.74
3．按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥
1） 确定计算参数
7 M7 J+ e5 V. N! z. z  h& R（1） 计算载荷系数
* ^, L6 z# ?, ~. X8 KK=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
2 f1 U& H# ^, R8 L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
（6） 计算[σF]
σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
8 M% R! k) C3 s' S. C4 e2 e[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
" l5 V  Z4 X# b- B" A1 R（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468
大齿轮的数值大。
2） 设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5
4．几何尺寸计算
1） 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
β=arcos =13 55’50”
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm d2 =425mm
+ u3 j0 p3 `) t0 p. f4） 计算齿轮宽度
+ q5 x' T& D4 Q* \8 f! Mb=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
5） 结构设计
! T  |: T; v0 R1 |1 h% w# S1 y2 `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
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴：
# I4 p$ [3 H+ q( q1．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；
5 j! W  j; ?) g, T# PFt2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
3．轴的结构设计
5 _" |# v, ?! A* E1） 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。
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。
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
, y0 ^2 w$ |! D# @+ o1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
9 t* R, z3 k! G5 `7 [- ^2. 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。
9 F1 n# Y& ^7 `- a( S0 Y4 P3. 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。
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
! m) |( `4 G1 b( N' A6. VI-VIII长度为44mm。
4． 求轴上的载荷
66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N
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
: x& T. r4 q, ?$ L5．精确校核轴的疲劳强度
1） 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
/ h1 \; N4 N4 T7 B+ q截面上的转切应力为
. v6 K( N/ A+ E( N( f/ b/ Q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
' |& u: e$ V0 r& h/ Z* G" `- s8 w由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
3 z3 }( b4 d% M8 c" M3 D7 Y（[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
$ C0 ]- X) L6 h) X" Q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）
% {+ [  e( E$ U. A8 I轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， （[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
# y# ^, k+ Z/ b% P8 j( B! @. ab) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 ，
$ t6 n: j" Y6 S) F) @/ [c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
, l$ G, t1 q5 y8 II轴：
1 O# ]: ?: j! \# ^4 M1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5
% \( x7 C! T4 G2．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
, ^: d! V+ X3 X" J$ Z9 l6 P( e2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
d) 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。
& p/ B+ S1 o6 P) k: Xf) 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。
  v( j& ]' p% og) 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。
h) 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。
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
+ F7 z& \  s" i( l( F  yj) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
+ X3 H7 U' U' Z$ @; [2） 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
3 y) V, m2 H; A8 H$ C) L, n/ F; pa) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。
2 W; i; L5 Q7 vb) 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90mm，定为88mm。
, {  H9 y- p8 q5 w; l! wd) 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。
' Y& _& w9 R3 O" [2 J: u6 {& de) 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。
" G$ U: r+ n5 k- s7 wf) 该段由联轴器孔长决定为42mm
9 q4 P" ^! d$ r# C4．按弯扭合成应力校核轴的强度
4 a3 r* S% R3 J  T7 s1 Q. U$ z& wW=62748N.mm T=39400N.mm
6 N  G/ n1 H/ m; n& Z45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。

III轴
% _0 G) N( m" q' W1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步确定轴的最小直径
3．轴的结构设计
, A" x; @3 @' [, K1） 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
I-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
5．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm T=925200N.mm
* p" c& j0 o5 ^+ k  O; f" V5 Y! @6. 弯扭校合
滚动轴承的选择及计算
I轴：
1．求两轴承受到的径向载荷
  l) Z5 L. O+ f$ a" N. Q* Y. G% Q/ B5、 轴承30206的校核
1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ，所以轴向力为 ，4） 当量载荷
* m1 W) H; w) v' Q由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
2 ], z. O# D) [1 f* u2 ]) h由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
9 h# F1 h$ \  I1 F4 S5） 轴承寿命的校核
) i" ^4 P2 g* R% U/ @, nII轴：
6、 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 w( I2 r+ M  @: G- T  ?5 K4） 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
3 Q! |- x) G) {; x' U  Y5） 轴承寿命的校核
III轴：
4 A' M) j* l, O+ L3 G7 D" R7、 轴承32214的校核
1） 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 ， ， ， 。
2 W0 {% j; X6 u; o; E由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
4 `7 y, M6 q- T  _8 H$ l! v5） 轴承寿命的校核
1 o9 s1 Y: c( F1 f3 k4 W- i# ~键连接的选择及校核计算

4 |) ?! i1 ?% H- X) H: C$ b% w代号 直径
- v1 k: L& L8 k; F' T（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
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
% j$ m1 ^2 \. l. a( R/ z! b低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
5 A& U7 S8 B" @1 W6 J$ n18×11×110（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。
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
' }' {* ^9 \! s" D" G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
9 a7 S* r" D$ K' x1 M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）
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
5 z% m$ a( V  }) N（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二个联轴器的设计计算
6 Q/ u! b6 [6 _) \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
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
- d) i; j/ t  b& G! Q) _0 j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
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
; E' i8 Z. v0 k! f* f$ Y7 r8 L减速器附件的选择
* z1 X, _$ ]4 j) b: X' h2 e% g通气器
2 M* n( r; R' s* G. N) ?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
, K3 C3 n" ]# _) H& m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
  V! F2 u% |; V; T, I二、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。
% G$ M# f7 ?% i  ^二、滚动轴承的润滑
( p0 `# n* \8 I) `- f9 V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
0 n: T0 ~6 p" R& O. L5 e& X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。
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。

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哎 现在在找这个、、、 需要的是 那种 有图的。。。