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
! J5 Q7 J& M* A" h: m$ [目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
$ F, {1 F$ g- S! K  [/ o电动机的选择…………………………………………………4
6 R; i/ b& s) c6 E9 m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
) _, V# f' b! I" @- E键联接的选择及校核计算……………………………………16
7 G# i% ]9 x! ^7 p: T连轴器的选择…………………………………………………16
, ~5 y# [) \$ }1 d9 b: u! Q减速器附件的选择……………………………………………17
) M- G- C' S4 T6 [0 S润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
+ x9 p0 q: [6 A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
# q0 j% f: ~( T* X% c+ }# }1 K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
5 U* q4 P( D( }  d3 Y: v二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转
三． 原始数据
/ Y7 U. [& H- S2 d3 S鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350
/ g" t' P3 w% R! k8 r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
5 q) Y3 U2 y) v. [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
8 x) _0 s# e  S  S五． 设计任务
4 E# b0 L/ f) ^) a+ V/ b1． 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
. v! h& H7 x, Q3 A# t9 \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
" s& a# O- ]) f3、 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。
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。
$ |8 @/ q9 j# Z4 C1 n& L* t电动机的选择
2 X. e+ K  D* }+ k0 n1．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
- M% Z! W  Q+ i" N* S6 t2） 电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW
1 k& V( `4 b, Q2 p1 e1 V6 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
4 }& U! @. e/ d5 F4．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
1 v8 p+ A* [) E9 B. ?计算传动装置的运动和动力参数
9 }! G4 Y4 k9 ~1 k' c% Q( J& ]6 c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 Y8 H1 z( G4 C+ J) m3 Ji＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14
" a" \( Y3 O. r% ^8 m' q% M. Q! k3 R2．合理分配各级传动比
9 e+ V# I% C0 y! S( O* D' V由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
8 K- N: w' ^& U1 ^9 w/ q" P/ D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
2 Z( W; q" K" k$ g* 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
传动件设计计算
$ g4 _; I5 }; \5 x' Q% N* G1． 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°
2．按齿面接触强度设计
& P3 W0 ~1 K7 S2 x# t5 @' s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
  ~" A/ F3 F, E: u8 M, j4 H/ v  _（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
（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；
9 P7 r4 g7 Q7 z* \8 k' _+ }（7） 由式10－13计算应力循环次数
$ V; h- Y% h# b( ~6 i# D/ xN1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107
/ R+ ]- q' j7 i( x（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
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
3 E0 I: `- H- I8 M  {" W6 H[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
9 ~: H8 M6 V2 O2） 计算
& t6 W6 b* l. z! R. u( e3 a（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
. Y6 Z% s5 J9 d+ Z（3） 计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39
9 Y9 ]+ x' e+ t8 J$ Ah=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
3 v  O0 d: m& p. j8 K' w  O- R已知载荷平稳，所以取KA=1
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，
( h/ M+ P2 Z" I! x# K2 D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
& X1 |& @1 Q5 ]1 x由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
/ D& T& `. m' {. p+ M$ `* ~K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
: j" Z# R* q5 Y（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
  b" o  S; Y: n# ^0 `$ |6 P' id1= = mm=73.6mm
（7） 计算模数mn mn = mm=3.74
& d' w  w. _0 _. k+ Z3．按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥
9 z! ]9 D" F* F7 f9 [  X$ s) E1） 确定计算参数
（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
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
. `9 F$ q1 ]  i' C0 H由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
" @9 p9 z: p/ P# f（5） 查取应力校正系数 由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
3 D, A4 b& Q0 G- C& R# S（6） 计算[σF]
σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
2 T  J0 W/ E6 G; n3 b  y! ?[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
% s  ]! \% _2 g( d（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468
3 B  \5 X& w) v$ P) o1 \  a4 ^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
5 \8 s6 W0 I( v& ~5 Mβ=arcos =13 55’50”
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
! ], K. o- o$ Cd1 =85.00mm d2 =425mm
4） 计算齿轮宽度
$ Q# A' y9 k' tb=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
6 a; J) K8 Q% T! A2 a! z5） 结构设计
1 n) B5 U8 \. a! X- v. Z- 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。
) j: q+ k4 P* ]' O6 g2 W% ]$ V) g+ M轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
- J% q4 ?+ K- \/ q# cII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
! R6 o# t$ X" Z. W3 lFt1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N；
, ?' J6 n2 h9 ^$ p' n/ p' BFt2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
7 A7 L; f& s4 u" O5 D3．轴的结构设计
) @4 `+ h. K% @/ q' R1） 拟定轴上零件的装配方案
9 |: x- W, l8 ~1 r  zi. 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。
+ s' M) o7 h8 sv. 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
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
4 }2 E  x8 j, ?+ b7 i2 L3 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。
& T  Y! C- b+ 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。
3 T  B1 X$ x; P6. 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
8 E: m* B* i7 L% C5．精确校核轴的疲劳强度
- Q, n% D" V, ^. V$ u8 z+ P1） 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
* S$ q" d1 S& j0 u9 [! O1 e2） 截面IV右侧的
9 `+ A3 E' V! Z) M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
: C$ x: N1 I, W由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
& r0 g2 J; K7 {) S（[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）
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
) v+ M. F6 R! f6 Z+ Cb) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 ，
9 p* V9 s" `" O/ V' Uc) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
/ Y/ I# z9 q  P0 Q6 lI轴：
3 @5 \" H. @- _5 J3 `! f1．作用在齿轮上的力
/ Z, C- F3 b& `0 h+ `" SFH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5
5 g+ p, e/ L% J$ n6 p  t4 d2．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
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
$ I* l; {8 e5 i; `6 }" Vd) 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。
) t, v3 z- _1 }% D4 e1 He) 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。
* Z$ S  V3 X6 q& M1 `& q- rf) 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。
* |3 M) ?% T( z0 n* N: xg) 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。
3 h- I7 \9 G# N% B8 F9 sh) 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。
, x8 q" g$ [/ p7 T9 zj) 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。
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。
8 [" k/ y4 J. {7 x" }0 Df) 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 。

III轴
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
# ~4 S% P. ~1 \" Z  W' O0 c2．初步确定轴的最小直径
3．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
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
. J& a( i6 u; o, J% m! t直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
3 D% ?$ I. q: Z+ ^3 {5．求轴上的载荷
# Z) _1 @& u" i3 i, Q0 U$ YMm=316767N.mm T=925200N.mm
1 ?6 u5 D" F  v1 {& q6 p6. 弯扭校合
滚动轴承的选择及计算
0 Z$ ~* C3 s& ]. m1 F; `  V6 sI轴：
, ~! D0 L, x6 ?2 a' S( p2 f1．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
由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
; l; q3 `7 F# E" f+ w由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
0 a( Y) y2 X3 {: \6 w5） 轴承寿命的校核
II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 ，
: M9 ~+ _& }# P- N4） 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：
7、 轴承32214的校核
1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力
* B& F! a& z$ [6 ?由于 ，所以轴向力为 ，
4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
$ u3 K, H; u" f/ p$ F+ R+ A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
9 z' ~4 c; ?1 @- Z/ a# @$ U% E
9 A7 E/ S9 g+ M, ^( {. a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
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
( e5 x' ^% u) j% H: f中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
# @, Z6 K0 F8 v% K# B低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
" f7 M* r3 ^' Z5 @18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4
6 S9 ~" s+ t6 E- }$ G# v( o, q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。
& u. G% |5 N, A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
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）
1 E6 ?8 L: S% r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
; @- Y+ y, i6 c' l6 b* N  ]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 ，
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：
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
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
. a- y) n( }. x2 n+ {% O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
5 ~/ H! H3 \5 z3 j二、润滑与密封
# m( h* w. b" H& P一、齿轮的润滑
( n, d; @2 f/ q5 A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。
; t! h* i  d5 C( L+ [, v二、滚动轴承的润滑
, G5 F' O6 `0 @* m由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
% B, }/ _/ q  K3 }: I6 Z7 n三、润滑油的选择
# Y+ ^+ o) T! Q( `0 ~- }3 v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。
/ ^% \/ R1 W' \6 X& y  C0 {轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
设计小结
4 D- p: b3 V, U8 w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。。。