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
9 |9 A8 z3 T% u+ F; O+ q计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
8 {% D6 s6 d5 N( M; X传动件的设计计算……………………………………………5
; W8 v: q) Y8 x  `" W3 J, T轴的设计计算…………………………………………………8
: _* S1 ]  h$ {- l% O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
% K% c3 I6 _% c+ z8 F- a减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
, H- u4 V, N3 d4 i( H  }* e4 N参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
# y" k  L9 E, c. l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
' Y' _$ c8 |, l. W, S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
三． 原始数据
1 }0 J' {; m5 I7 p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
( O2 z' Z# ]3 o" U$ S使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2
& X& o1 V4 ~; y# H* M0 J# J- |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
* i8 F6 O& b- w( n9 U1 \0 g5 u# H& ?" ]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
0 o4 }2 S6 g# N; U6 V7 H2 e% d! i0 d六． 设计进度
5 [5 g# M, }4 H7 `& x2 g1、 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
( `. N) c8 I3 B6 Y  R4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
& J/ D  H+ Q' {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
% n- d: r$ |6 U6 `/ _+ _0 R1．电动机类型和结构的选择
' E8 t1 N: k$ k4 z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 a4 }! _( n+ u: N2 K; E( n7 _, T1） 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
1 O8 s) c3 Q2 X0 z' s7 E9 M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
* C6 j% t6 H, y8 B4 f6 P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
4 m# g8 W) L* C- }1．计算总传动比
2 h" E% Z! r% f1 H; L" K  S3 m/ W- 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：
  P7 w3 ?! _6 k* t, wi＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14
2．合理分配各级传动比
1 N+ M# E8 A: K" C+ |( S由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
3 ]/ w. u  X9 _4 ~+ K6 s$ F: W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
8 h( q) P$ b" {1 f; \' y$ b" A0 {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
3 x& C0 r# B5 \* _8 [9 g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
6 U) A* L$ h+ p# s: {8 u; N! P0 P* w1． 选精度等级、材料及齿数
+ J  A# [, X$ R& U0 P- `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 g' }; O3 G$ _. V0 u+ y: \2） 精度等级选用7级精度；
- Q/ c/ h' O( _# X# H' @) N. k3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
0 x2 A9 J* V6 b4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
% ^+ [9 x) g1 d' F; X! X- Z- S9 o2．按齿面接触强度设计
; ]4 {" |7 ~+ z* I1 @: k) T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
+ y+ q8 y) k! H% g, \# a按式（10—21）试算，即 dt≥
$ b" `2 m: x4 {7 |& j4 |: v1） 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
8 R( n0 {1 h# w（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
! p) V& V+ n8 M  h9 |（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
5 g+ t# Q* |' J7 @) T# G, o2 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；
（7） 由式10－13计算应力循环次数
8 @- v7 W6 {8 @( ~9 ~1 k8 v5 HN1＝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
8 X( q$ V9 a; H3 q9 D) S取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
9 _3 z1 a" [  `0 l0 o[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
9 b1 x; l. j- D7 D2） 计算
$ E; [! [0 G, P. R: v, r; `- O0 y5 ]" 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
（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
' a, `! c* ~  g7 r（4） 计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
, o0 ^+ U  V0 h) a/ j（5） 计算载荷系数K
7 O2 i/ ]: i$ P# O+ M, [5 l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，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
" L- z9 {& }+ @0 u; A- x  s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
（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
& L9 X: ^0 v; E' l- F) a' {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
2 {! O6 C8 E9 K+ vK=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
8 K/ L3 I( D) o1 Nz1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
0 k3 s! Z' l- ~; K（4） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
* r6 I9 d8 a; d( ^7 J! l' q（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
[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
7 j1 w5 v: I$ j: }3 P( D" J. r（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468
7 ~2 I( _9 ?7 j+ V( H大齿轮的数值大。
6 I/ a( r' @9 t% M% b$ D2） 设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5
' H; a$ q: i/ b4．几何尺寸计算
  i7 k$ @, r" V1） 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
$ P# t# j% u& }# Tβ=arcos =13 55’50”
' T2 L, d9 {& T- G; Y' a3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm d2 =425mm
% O/ E% J8 E0 u& t  [5 o2 a4） 计算齿轮宽度
5 E# R% Z% Y- ob=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
6 T+ Y3 u2 w3 H0 w. }9 T5） 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。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
/ i+ B9 p2 s  f  s& x7 xII轴：
$ F, C, Y, Q% x$ r1．初步确定轴的最小直径 d≥ ＝ =34.2mm
: M3 z+ w- d$ g2 E3 O2．求作用在齿轮上的受力
: \% W9 h( {3 H" j' C/ MFt1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N；
9 y7 K8 l: R6 ^! r9 `Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
3 x* v& m. G* Y+ v" b- i8 q- U# Y! z3．轴的结构设计
/ N0 V6 S* J. [+ o1） 拟定轴上零件的装配方案
5 O$ F- V8 i, H1 q9 x, V4 Yi. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
( Y+ d+ k+ t/ N8 |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。
5 k* C8 Z7 P4 V, hiv. 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。
0 O3 T8 @/ @' i2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
6 N  F7 w3 Z: H1. 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。
. W' w5 F" w& n" g# z" J9 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。
6. VI-VIII长度为44mm。
1 y1 H8 I9 V: @4 l3 R$ R4． 求轴上的载荷
66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N
+ Y: S8 z: b7 }0 r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
. @* x8 R% o5 ]$ Q7 p5．精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
8 r! `0 ]9 f1 F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
0 t- ~* h3 f1 ]截面上的转切应力为
3 C5 Y# w$ |" e2 [9 k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
/ [$ f4 U/ q2 T, z+ ^0 U由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
- C6 d4 ~- G; s! G- x（[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
b) 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
故轴的选用安全。
I轴：
1．作用在齿轮上的力
4 Y) R& p/ u) SFH1=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
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1 X- g+ v, l! T9 T7 X. T* X% C5 Pd) 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。
/ B0 ]  C, r( _" q" w6 df) 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。
' D$ U9 K6 `$ K* d4 Pg) 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。
! w" S/ q& P6 m5 G: L7 e, Fj) 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。
" F5 C6 C4 q1 s; \* B* Xb) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
* l7 F# J6 h; z" \6 nc) 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
' O( n9 e2 I: B7 B4．按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm T=39400N.mm
& d$ ^1 w: A# f. f4 J6 z45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。
0 F% Y  M/ g* W4 c
! n2 k( ]0 o# h) U& N; N5 X  rIII轴
( s  m$ F- p, l6 H1．作用在齿轮上的力
( ~. D7 C7 n1 D8 r( q) F; f. pFH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步确定轴的最小直径
2 L6 _3 U1 a+ r8 b* u  P9 m3．轴的结构设计
  Q' @# o3 w: L" c! ~; l$ @  d1） 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
( y1 I& k8 r6 q( c3 \/ `I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
# y* {4 d6 D( W+ e9 K7 ?/ o直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
& |+ B& F- A0 {1 @4 v, ?, o" X; y5．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm T=925200N.mm
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
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 ， ， ， 。
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
II轴：
6、 轴承30307的校核
+ p1 w  ~# k: m4 [1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ， 所以轴向力为 ，
; f7 ]2 @$ g5 K) f2 n5 r) Z4） 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
. |& I  _: u9 P1 l; fIII轴：
: u1 V3 x3 m- o7、 轴承32214的校核
1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力
" X% p* G7 U( l0 X9 r5 S由于 ，所以轴向力为 ，
4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
7 f2 M5 Y: n& e- |# }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
( }% P0 K) c$ p/ v/ z$ r5 P) N
+ P2 J8 p; E$ `4 z" M1 w7 X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
" W2 F1 h) y0 p$ K2 }8 M# I! f12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
0 B0 r. \% O7 s中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
- S3 w) T0 R6 r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
9 x0 y' {1 `( J. 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。
9 ?, K% a( T( n; y2 }+ ~* X1 y) Z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
5 Q3 w: E8 K: J( ]4 |0 Z高速轴用联轴器的设计计算
! u! o! J+ h$ G& b' e: N' y( d) H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 ，
* Y( y' u1 ~- B# p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）
! y( W1 m4 j8 m! \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
, N5 }8 C" G# D3 I三、第二个联轴器的设计计算
- B1 g6 V4 U) p& }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
" `: e* J# G, u6 p8 T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
6 D! D4 R5 ~: u4 s9 J（[1]P163表17-3）（GB4323-84
减速器附件的选择
通气器
5 Z( ?: Q! h9 ?3 d7 o  }/ 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
, C2 Q6 B- ?) Y. B5 K9 Z' O二、润滑与密封
6 a8 F1 E# l. ]. x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。
二、滚动轴承的润滑
" V: y* E* r4 P1 b, e8 _4 |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
4 @7 Y( x" {+ h2 d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
# J) ~0 H! b7 y& K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。
. L7 V+ M% a! l% G. B轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
设计小结
3 i5 d! V, n7 i7 a% a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。。。