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
7 E+ p; P) D. S8 ]* q+ N8 r. S: y目 录
. p% }1 G* J$ y) u% Z! ]设计任务书……………………………………………………1
$ h' [# A, d; g% t, ^* g传动方案的拟定及说明………………………………………4
" f" |' L% @" y# q+ z/ @8 W( C电动机的选择…………………………………………………4
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
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
, X9 s' O4 J4 |- B, v; P键联接的选择及校核计算……………………………………16
5 h3 `& a* _: @2 z3 W# L& I2 `2 {连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
0 y/ |* \# C# v# f润滑与密封……………………………………………………18
+ a  c2 Y1 Y2 m& H4 l; i2 p& [设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
1 {8 R* Z! e1 s机械设计课程设计任务书
9 [( w( W' i  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
一． 总体布置简图
  X# K* h& J5 C) S) f1—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
/ u5 K4 G$ D1 I+ K二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转
: @9 v/ q& [+ K7 v% c2 K( q- S三． 原始数据
4 p3 X$ t/ y" d3 L! s% S8 u5 ^" T* c$ 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
/ Y; c: j4 ?/ ~6 G# B6 m5 u使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2
四． 设计内容
  d) L1 N, P! }; o  ?7 `" ^9 T! n- I1. 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
( ^$ t; k0 @! s1． 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
, x/ Z$ z) y" Z/ h. b1 m9 [6 @六． 设计进度
8 C* R: k" u, u$ w6 D2 B( P6 ?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
; [6 w% p. Q# B. j6 `: ^; i" N4、 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。
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。
3 }6 c7 p, d7 h5 ?6 O3 X% x+ h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 Pw＝3.4kW
$ |. m9 d5 l0 @6 Q5 E2） 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
+ O1 y+ {# }4 _! j( g1 ~, y计算传动装置的运动和动力参数
* t. J. U& q% W3 m* ]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：
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。
& x8 m1 b* V& x/ B" D9 H/ l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
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
1 I* k) A: i) {# J, A& c) m传动件设计计算
8 g1 E% Z% R2 T: g1． 选精度等级、材料及齿数
" w( o9 |8 }1 z6 A  }) C6 a1） 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。
. f! O% W5 h+ V  w2 {, _2） 精度等级选用7级精度；
! \  I+ n# i& j2 U% A5 a+ W$ Z3） 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°
2．按齿面接触强度设计
" z; y6 T3 C% Z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 d6 l+ r6 t* [& Z8 y+ Z7 t1） 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
  e: S0 |/ C* e4 o9 t. X* `（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
' d% x, E" n) K# f5 p& V; j4 G（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；
（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
（9） 计算接触疲劳许用应力
# H! ?  T% d8 t# J  O8 _取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
1 P: o6 L  S( X9 P! i/ ?* l; _: G3 |[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
. c; s8 U/ Z: H, g; r, j- ~+ d2） 计算
. E1 n9 y. |) t3 n$ N9 ^（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85
5 L1 s7 U7 \- l$ O+ r  ^  v+ E9 [（2） 计算圆周速度 v= = =0.68m/s
（3） 计算齿宽b及模数mnt
4 O5 D  k* _% Q! eb=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
# F1 I0 d8 k! s8 ~3 i（4） 计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
7 I; }4 u- \6 y' [（5） 计算载荷系数K
/ h) K1 }; x8 O, l5 {+ W已知载荷平稳，所以取KA=1
/ U" S/ F7 [$ w$ w9 P) D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，
4 d9 S6 ~% }( I: t, I. ?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
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
9 k, e5 t6 L" d6 z* Y) H* A( t（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
" h( k9 O! S# d" A4 [# k3 M" fd1= = mm=73.6mm
" f! j" k( \9 q8 q8 N（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≥
; @7 ^: l+ s3 O7 v, c1） 确定计算参数
4 [7 Q1 O9 E& \" y（1） 计算载荷系数
K=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
& P# Y1 u' s8 H/ l% _+ _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
. r& |1 w. U2 y5 J  a1 F) @& Q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]
: M% f4 k' k5 {: |σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
0 [$ D! Z) q& Y7 @7 [5 G* ^5 M[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468
  P6 s- w  |$ c0 {大齿轮的数值大。
! I4 q& P3 v7 b$ R* j# R2） 设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5
+ h  E6 i6 t, H9 J4．几何尺寸计算
3 n/ T6 ?% L6 c! c3 X1） 计算中心距
- H/ n, R1 [( R2 _: ?z1 =32.9，取z1=33 z2=16 a =255.07mm a圆整后取255mm
% n( T9 ]$ n. I4 U% `7 w2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
8 |3 f3 K9 r: S; b5 Q% |' x! Cβ=arcos =13 55’50”
+ Y- M6 t1 E, [7 U+ U3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm d2 =425mm
4） 计算齿轮宽度
5 Q1 M1 O: _6 Z1 T3 c8 {& W! w8 ?b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
5） 结构设计
; M1 w5 x/ C% v2 Y5 w$ W, y/ `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
# i7 b0 e( v2 w1 M. i$ s4 a拟定输入轴齿轮为右旋
9 T- N- M$ y% n/ A4 l  H6 CII轴：
( [0 ~' L' `0 x7 }+ x1．初步确定轴的最小直径 d≥ ＝ =34.2mm
! b, P* Q. y  ~8 b& q. y2．求作用在齿轮上的受力
% Z6 l+ _8 i- E) \# ?Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N；
- W  v. i. @) Z2 r6 w! `Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
3．轴的结构设计
5 B- o, w1 M* h1） 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。
! A: I5 g0 N& s+ I7 \( a7 Uii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
: t7 P/ U! H  j7 u- u' p/ miii. 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。
( H  \7 V' F" ~/ I& }" {3 p2 ~$ ~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。
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。
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。
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
/ F+ y" N6 N' i' V0 I* y& `6. VI-VIII长度为44mm。
4． 求轴上的载荷
9 x: O. [+ V6 ?" J66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N
  j1 A6 ?6 O" o% @+ p3 S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
0 |6 f9 n: c1 n* |5．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
; }) @3 j' U6 K% X$ q( B2） 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
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
3 Z- ]$ l, _4 r- g! M; K5 v（[2]P38附表3-2经直线插入）
6 p. Z. Z/ T0 L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）
& U# U5 j" _! z  h4 i3 x轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， （[2]P40附图3-4）
6 X6 D/ F3 M$ m- u# q: k6 }2 ~/ \1 E: V轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
; f4 @) C! K6 x7 N4 |- L, ab) 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
8 T! z& a; W  k- W% ~; E8 Y; @9 t  @故轴的选用安全。
; k! k& T' `8 l4 @" QI轴：
1．作用在齿轮上的力
' |3 d! x; }/ x' C/ n  _FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5
" e* G. Z1 T' W+ b: R9 K9 E2．初步确定轴的最小直径 3．轴的结构设计
, y4 s; K. ^2 _0 {0 b3 e, D# R1） 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。
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。
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。
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。
8 J  m" ^, E7 Z! Ei) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
6 X; x  X2 k1 c% f, i1 M9 qj) 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。
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。
2 A6 O6 ^/ n% w2 W; Zd) 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
6 U) k5 J/ q- S! q, n4．按弯扭合成应力校核轴的强度
0 q" y+ q( h' s! }" \+ @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 。
  F: E$ }1 v. d  n$ u& L
III轴
0 U. u* N, F1 g' \( p; M( P# m1．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
* }; v! ?+ S/ N6 p3．轴的结构设计
- F  K/ G" B0 b: n* g9 x- R1） 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
8 N9 I" `, e- `& z; c: YI-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
* N+ @4 t8 Q  O5 v# e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
1 i+ T! P' \# l# Y! q) ]Mm=316767N.mm T=925200N.mm
6 v! e6 e4 s5 m, A6. 弯扭校合
) [6 J; G8 {. V/ [滚动轴承的选择及计算
I轴：
1．求两轴承受到的径向载荷
" y2 U! c6 e8 u* R! ^/ C0 R5、 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 ， ， ， 。
, l4 D+ Z5 \3 p9 t3 q7 ~由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
7 I  Y" l* Y. h2 _" r$ ]5） 轴承寿命的校核
" V1 z) a+ k& I6 v% J2 o$ @II轴：
6、 轴承30307的校核
" X7 W8 V% |1 a. ]# K; M2 B' 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 ， ， ， 。
. Q* h8 e; M- j, u, Y+ ~由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
( Z/ ~8 H9 X/ {6 o5） 轴承寿命的校核
, f3 @' O9 t  I% g; e/ W& k1 o. HIII轴：
7、 轴承32214的校核
1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力
- U' ^4 l# J6 U0 l8 L# e" U% ]' W由于 ，所以轴向力为 ，
1 q( W! b+ m/ o0 ]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
& m( T! ?$ m5 ^) w9 W0 z5） 轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算

* w$ X3 B9 T% ^% N9 j+ D8 s+ N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）
, k' @* p3 s1 v  V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
2 Z  z* i0 d4 L: {" q/ I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
3 K) Y1 U$ T9 W9 s3 I& j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 ，
计算转矩为
6 t( |, |7 k) b/ `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：
$ P* x7 _8 m* M  y0 j* Y7 Y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
4 P/ a" L9 ^+ R: c# N& V! s三、第二个联轴器的设计计算
7 M1 g1 Z0 c: p& f2 e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
6 o7 D9 o8 {6 Y! L" l/ v所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
其主要参数如下：
9 U1 m; C6 ]" F. ?$ D0 A1 I材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长 ，装配尺寸 半联轴器厚
3 C6 \0 r+ X% l+ {( f8 l（[1]P163表17-3）（GB4323-84
减速器附件的选择
' H$ Z2 e7 s% M# S& t' F; t' M" V通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
# s/ q0 E9 u% M油面指示器 选用游标尺M16
( n0 p' k+ }+ O1 g# W) Y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
" h; X! A3 V- v. i0 M7 U二、润滑与密封
0 f* N1 X& T/ A* y; {) ?7 l6 c/ I一、齿轮的润滑
" P% b+ i  }7 T0 r$ h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。
# Z5 e: T# m* B# N" ~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。
% h$ `  C( M9 Z# y9 `- z# p轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
- {( z8 a& e5 o+ k6 ], n设计小结
# B+ _4 o  `1 ?3 r+ [/ M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。。。