那位有二级斜齿轮减速箱说明书样本

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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
+ b( Q; m5 G1 T% X1 e/ ^目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
( w' |7 I1 t( {3 a. S电动机的选择…………………………………………………4
+ o8 w# c) t6 f) o: p计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
2 e( B& r. S3 _# I6 D) S3 {3 p! u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
键联接的选择及校核计算……………………………………16
/ c8 u7 {7 z  n; I/ ]# y3 v连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
, i3 z' d" Y& @8 Y1 b, W0 K% j1 E润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
3 C, [; ~! V9 B4 S参考资料目录…………………………………………………18
& a! e9 Q! P3 z: g机械设计课程设计任务书
$ w& r& W7 p$ Q+ G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
# p  ~' K* R" {' E一． 总体布置简图
! ~7 O$ x! t+ n3 @/ e1—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
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350
! K" D. J* s$ {5 b' @# c; t  Z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
) K# u( ]( d4 H7 u* _四． 设计内容
( h; o- v1 ^0 ?/ x4 \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
& ?2 x4 S1 B! e" e! p& `1 p, z( L! ?% u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
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
* k# }1 W5 _! u3 I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。
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
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。
% j8 Z: l8 }% L0 O3 W2．电动机容量的选择
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
$ y9 p- Y& H- O4 K# u3 _9 H% o计算传动装置的运动和动力参数
1 J) e$ `1 t8 h3 y传动装置的总传动比及其分配
1．计算总传动比
' ?- J  [' X  y3 e  a3 O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＝38.4 i＝25.14
2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
( x  V' c8 I6 p: ~' o$ X3 |1 C  m因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩
* y4 w. B, Y$ \$ f! i) f7 F' ?) z) J项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
5 ?  B. O3 H7 T4 @1 ?6 ~( n- l% W9 V转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
0 |6 c7 ?/ O7 w) x! ?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
5 \$ K, v$ R9 h& s0 f! u8 h传动件设计计算
1． 选精度等级、材料及齿数
. g# v1 |3 T; Z) X. b1） 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；
* a( E3 J9 z( k( l. @; O3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
; G7 W+ g: Y5 _- b! |' x5 T" p* _4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
: ]! f' Z4 M6 j5 f& _2 S9 v# ~; 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≥
) _7 ~. H- t+ _+ s( B( L1） 确定公式内的各计算数值
2 B- ^' E8 {: c+ F（1） 试选Kt＝1.6 （2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
! j. f, F  q9 J, Q2 W（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1
; [1 k( w- y+ g+ Q, ~- Y（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
" O; d; U/ R) M/ r* e3 S+ W4 o（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；
8 v6 i' [, N/ y（7） 由式10－13计算应力循环次数
9 ]  R5 B8 X" E0 Y1 \N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107
" S. @3 U+ s4 N& e  Y（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95； KHN2＝0.98
: [) t+ d: q2 ^7 r# i（9） 计算接触疲劳许用应力
. f. I- G0 q; ~3 k3 C3 W' M取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
6 S+ y' ?7 f0 \+ O! @[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
: g! J7 y' y! _5 l0 {[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2） 计算
5 Y) a2 l. ]. l/ [（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85
（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
8 }5 v8 K: a- ]/ W8 Ph=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89
1 s1 l; u; c- I6 K（4） 计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
6 K4 Y1 y* \2 Q; X2 f（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
2 q5 p2 m& H& t4 Y4 Y& }! z7 x) q5 O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
0 O; h0 E- A. ~1 i5 e8 {2 \由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
" _, a3 u  B0 F7 y6 T1 ^* {, pK=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
- E2 h( M; J; e: p% O（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
（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
（1） 计算载荷系数
( @$ g# l; _  iK=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
2 s. X$ |; r* ^5 [  o: t; u（3） 计算当量齿数
. N/ X2 v: _$ J. Tz1=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
: |2 i# V$ ^6 F, s, m/ H. n（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
+ h1 N1 r% o: K' S6 y[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468
大齿轮的数值大。
) ?1 t: `( c0 F) q  {. L2） 设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5
" n5 c8 r( J; Z2 G/ b4．几何尺寸计算
0 R7 ]6 O) [0 A5 L* N) W, g/ U, f3 L4 [1） 计算中心距
1 @0 ]  R7 S$ ?9 i  Cz1 =32.9，取z1=33 z2=16 a =255.07mm a圆整后取255mm
( G" d/ X: ^0 l2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
: m! P+ b3 {1 E- b( Kβ=arcos =13 55’50”
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
8 a- |5 m7 P3 ?9 H9 f0 r: xd1 =85.00mm d2 =425mm
4） 计算齿轮宽度
b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
$ q' K3 ~. W$ |& R5） 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。
3 ^9 u# g( u* c1 I8 N9 y2 v) @轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴：
1．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
/ A( N0 t& y! L7 y4 s2 }) R  y1） 拟定轴上零件的装配方案
/ F1 ~1 O" @5 d4 o7 D9 mi. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
/ j+ b' }9 K( e# [$ }% yii. 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。
; A+ R# m& {+ n8 Q5 i  l7 r1 m6 h) s7 iv. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
. W$ y) j% i. h9 n) i. lvi. 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
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
) t7 H( ?9 g" \1 t% m2. 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。
& h7 ~+ p1 @8 r3. 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。
' S6 {  F; s2 j6. 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
5 y1 i6 M. j: L- _6 G( c因为两个齿轮旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N
* z2 a; c% m4 ]/ {* F8 C5 c5．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
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
  w: f# c& L$ I! T3 w4 U0 Q6 a由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
（[2]P38附表3-2经直线插入）
- d9 `/ _- S- L# |- c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
: B) o0 Q  U2 |; b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）
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
b) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 ，
( r/ V5 M. H1 F& l4 h+ s! }c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为
( J; D7 v! m9 s  v4 p故轴的选用安全。
2 V4 L+ t$ E2 {3 u/ R( u- v6 iI轴：
+ T" K5 t2 ^! G1 O' e1．作用在齿轮上的力
, m# ?0 ]( t' ^; Z/ K- x5 D# c  V9 jFH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步确定轴的最小直径 3．轴的结构设计
: M6 y" W+ b% }, h4 H4 p' t1） 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
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。
+ @; A2 `# u/ m8 @& ie) 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。
f) 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。
/ t0 v: N" ?: V( n/ k, S) x" J" {! Fh) 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。
$ }: x1 Y- {' ai) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
5 u& V9 o2 W: _j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
2） 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
% V) z$ N- O1 M( @+ N; u) i& B0 Da) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。
0 p" y8 ?! k* f  q" yb) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
- T- d4 x3 c: n4 d4 n5 m  Ic) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。
/ U% F- W* _/ K, \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
4．按弯扭合成应力校核轴的强度
W=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 。
' U) k3 i! ?+ v0 U* D
+ a1 ~: D9 I1 h9 I7 R; f' N/ \) GIII轴
1．作用在齿轮上的力
* ^6 E, a$ g/ r9 E( |2 aFH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步确定轴的最小直径
4 _' D7 s7 I3 T( t& f3．轴的结构设计
1） 轴上零件的装配方案
) ]4 y# D! j3 Q5 a2） 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
& p: F4 p/ \8 K0 h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
) R, u9 t- c: I6. 弯扭校合
* j/ u/ Y+ S, t* H$ I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 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ，所以轴向力为 ，4） 当量载荷
" d0 A) m. g3 D. k' p由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
! k) B0 v# W( M% W1 l由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
4 ~5 x0 ~3 M3 W" u( W2 D1 r5） 轴承寿命的校核
' B) @! r! _" R6 {& A' sII轴：
6、 轴承30307的校核
: H# |5 h0 h& l  ?1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ， 所以轴向力为 ，
( M& a( K, U3 B9 l+ r, `* l: k6 K4） 当量载荷 由于 ， ，所以 ， ， ， 。
' t* J5 a! |' I! Y* r5 Y, ~! ]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
III轴：
* A+ Z$ P' }9 i2 v* F7 r0 E- d( \7、 轴承32214的校核
1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力
( B$ [* X$ s9 i0 H由于 ，所以轴向力为 ，
4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
& \) C/ L' @# T& e由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
2 L% f* L4 D1 \  H7 \5） 轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算

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
! ~9 k' g. F5 Z: Z* r12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
  C3 c3 I, v; W7 Z! Z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
* W1 T+ E1 ]6 P3 ^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
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 ，
; H* O' I2 r3 j+ f9 n计算转矩为
* T! |& }( O$ \- D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：
! d1 ]. i' G2 ^, A3 @- G材料HT200 公称转矩 轴孔直径 ， 轴孔长 ， 装配尺寸 半联轴器厚
. h" ~. c* {& Z' f, o1 b& v（[1]P163表17-3）（GB4323-84
( P* e5 l( r  I( C% p三、第二个联轴器的设计计算
' G6 b( g$ \, A1 u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
! m. C' Q; ~) `9 j) f所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
其主要参数如下：
0 n" F. r; J' a6 w; m" R* q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
2 j9 k1 v. n6 U, T3 ]% a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
二、润滑与密封
一、齿轮的润滑
/ e- x+ Q; f" c8 B$ H5 y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。
( c, S* v/ z, |二、滚动轴承的润滑
% p0 @7 D  |. Z" t2 T$ t; o: c% t  h由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
5 b  S- t% n* z- a+ l三、润滑油的选择
9 v' Q' F4 D+ o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。。。