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
. K1 R2 ^, U" g7 l4 Q* C6 @& W目 录
% i( n+ t$ Y5 R" g5 a/ c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
1 b8 |, R) t6 @  p' n- s) t. [传动件的设计计算……………………………………………5
* S4 S# j- L0 u4 ^; D$ w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
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
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
9 X$ J0 m7 z+ U. j$ ]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
" [7 g. }8 M  R- x8 k0 A三． 原始数据
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350
8 l+ D- P! m- ?& Z' G9 u. D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
" D7 Z2 ?8 z# |& N5 k. R1. 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 B/ k- v. }: \0 s/ q五． 设计任务
# o- r) y( `- x. }; w1． 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
+ q8 ?% p) F8 w! |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
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。
# g! d$ `; B% b' f5 ?: i& }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。
' h# c, a  b' a% o4 f电动机的选择
/ ]6 N' f( N4 j7 d& X; ?& G1．电动机类型和结构的选择
0 e) D* E' E0 `( G5 {% 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
+ k- ]; b5 ^' U) _& O, r! k1） 工作机所需功率Pw Pw＝3.4kW
! o! c& X$ R" W* ^% E2） 电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW
+ G1 S* Y3 F  |$ s; H" 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
) f  f( A+ W- |/ i4．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
传动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：
  \4 r/ e, n9 E+ d: ^2 c4 T/ P% bi＝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。
% }0 ^8 Q9 {# Q  E7 |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
+ K; Z2 g7 e1 F项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
+ V; ~4 h+ ^9 v* l" t" r转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
! k, M, A* t+ d& d& y3 e, T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
- t$ n0 z! a7 A( d传动件设计计算
' y0 ]4 f% p4 S/ U) O- S& e1． 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z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
1 }" V' d' s2 E  p9 y2．按齿面接触强度设计
4 Z8 T, u) H* T5 N9 ^- Z5 q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
3 F0 C( H2 m. c$ r" C（1） 试选Kt＝1.6 （2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
" V$ S" ?" i2 w6 Y% h: g（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
/ v# p: p+ b7 y" C7 N（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；
8 d" m4 Y9 u. ], L（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
) r& n& R, k$ H' K6 R9 P（9） 计算接触疲劳许用应力
, S# X& w! G3 Y! }+ j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
7 ~: Q7 G2 B) I' x( \（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85
7 C# m# N$ d9 t6 p（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
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
（5） 计算载荷系数K
" u; K# ?' W7 B6 l( t" E已知载荷平稳，所以取KA=1
" @: @5 d7 u4 d  @+ v! N+ [& ]! J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
& l+ x% o$ f" `. n由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（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
" ^" W! t6 K  D$ U" S  ^4 t（7） 计算模数mn mn = mm=3.74
6 Y# N1 o4 X& v: C$ Y9 `& S- d3．按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥
1） 确定计算参数
+ A" E# O" X5 g3 Z（1） 计算载荷系数
) F6 e2 B0 c1 fK=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
& q1 m2 W6 _( s: @5 B  {  V- s（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
( k# q5 d# L" p( y: V（4） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
( g0 F/ e% x# p) i/ B+ O8 a（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]
* v" k* o  x) X  M5 b7 ~: EσF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
1 E* f! t' w4 o5 L[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。
7 d/ M/ H2 _4 u# V* ?+ I2） 设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5
4．几何尺寸计算
1） 计算中心距
6 y$ Q9 V+ ~  a) Nz1 =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”
( J7 r! _$ T, i* i8 t: B3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm d2 =425mm
4） 计算齿轮宽度
b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
3 T. `+ I! }) O- E; k0 Q5） 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。
* V( v* K7 {6 B3 f0 L! U' v& E轴的设计计算
: [: \6 G& J( R) u) d4 Y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
1 Y+ K9 }+ f; O1 x. x- w' P2．求作用在齿轮上的受力
, ?, [+ F& }8 P0 ~4 G4 kFt1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N；
' H% A7 i& _- s  PFt2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
3．轴的结构设计
$ E- R- d9 l% F( C0 v4 K, ]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。
& j% X: q/ W7 \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。
. [4 H4 M7 u7 ?* x% Bv. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
) e4 S! f& g( D5 _# a5 [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
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
7 z5 {, r0 \' w% B9 \* k2. 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。
. w9 L6 L. C7 P4 Q4. 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。
6. 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
: \' g  N# M+ K; G6 N" L* E7 }& l5．精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
; T' n" |; H1 g. [1 V  Q( k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
. ^5 g1 b8 c) w! o+ K由于轴选用40cr，调质处理，所以（[2]P355表15-1）
8 r) W/ a% L& O' S2 a. Ta) 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 ， ，
（[2]P38附表3-2经直线插入）
$ H# r9 f; q' v% B' [0 v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）
+ P' C- x" I- R, U7 S3 w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
) L# T5 p5 m( U- Xb) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 ，
c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为
+ @6 N3 l1 T5 k1 ]/ |: k% v- N+ y故轴的选用安全。
/ Y9 Y4 |6 P" @8 rI轴：
1．作用在齿轮上的力
FH1=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
1） 确定轴上零件的装配方案
" L+ L. F9 {/ n% V, w! l) |2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
0 S) J: \- d8 U8 w) ?) p& h0 Wd) 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。
* I% c1 s% |* X5 `8 vf) 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。
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。
* v/ G! z4 u+ t9 @& {* m( O5 gj) 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：
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。
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
8 L. }4 X3 D+ kc) 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
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 。
4 L+ [  c. T' p! v1 s
III轴
1．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
* |9 C$ e7 ~5 l- p; R# c8 a* k3．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
/ c! |/ U2 }! \  T4 O2 m) @! AI-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
  R* e6 N4 Q) |3 V5 d) x& E5．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm T=925200N.mm
6. 弯扭校合
* ]0 x0 Q: `. Q  \/ S% B" Q/ w7 }滚动轴承的选择及计算
I轴：
: v  F: y, J$ C1．求两轴承受到的径向载荷
3 ]- \6 z, ?; @- c+ j! V5、 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
由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
$ a- q. t) S1 S, m+ Z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
# E: s3 Y* }2 i8 l8 \4 c5 x* |II轴：
6、 轴承30307的校核
4 |: C6 s- D4 m4 m8 K  H/ Q2 u1） 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
5） 轴承寿命的校核
III轴：
  R4 g& J- E7 z5 y* I* [+ b/ U2 r' \7、 轴承32214的校核
+ \8 e9 ?% D3 N+ Z; s. s" O0 i1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力
* T5 M" [& ~' Q& e. }: r% V& Q- s由于 ，所以轴向力为 ，
( e4 G" y! ^1 R, [1 s' Z4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
4 y2 E( \) n1 c* e" [6 K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
键连接的选择及校核计算
& K' E# I2 S" U( U! Y7 E, z% C
& r2 @: b( ~8 d  m/ b代号 直径
$ t9 S+ O- I! ^* R（mm） 工作长度 （mm） 工作高度 （mm） 转矩（N&#8226;m） 极限应力（MPa）
* @& q- i  \' t5 _  Z高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
0 L+ a% _# }, o' L/ I1 @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
! Y( O2 ?- v* i8 v0 w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
  {& R3 j9 l9 i% B+ f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。
4 l3 D. C, o! B# q' a$ K* Y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
2 v( L% O- A8 i$ ^4 J, ~  x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 H! ?# r8 |0 G. p2 l2 v5 ?计算转矩为
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）
8 d$ K; c* J0 ]' _其主要参数如下：
+ y% `7 x# \3 m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
) r/ v7 ]) k3 W( W, Q0 T- x三、第二个联轴器的设计计算
' q: X/ u: Z( _. j6 A+ G0 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 ，
  _( g! W7 E& [3 @3 u计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
其主要参数如下：
% A! k% a6 F! J  O( a, C. s材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长 ，装配尺寸 半联轴器厚
# h6 _" d: K% z/ t5 Q% g（[1]P163表17-3）（GB4323-84
减速器附件的选择
$ H, j, L+ f" q+ Q, K, i$ m! s通气器
( ^7 b! R! n4 b8 Y$ L( ]  X由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
) R4 U' }; B3 F% `% h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
1 w; ]" ~0 b! D7 D1 h二、润滑与密封
一、齿轮的润滑
3 J) X) t/ L/ t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
& e) B/ e( C  ~: B2 F9 s由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
: ~( x, f0 A9 O+ z9 x3 J! i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
+ U' O4 J! B" w" C9 y0 ?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。
) N: o1 D9 g9 R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。。。