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
# K) u: G0 m# Y电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
5 O+ K% h3 \; s7 |8 {, h5 H传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
0 X6 O# o- `2 B3 G滚动轴承的选择及计算………………………………………14
4 c3 ?! L/ n( ~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
7 ]0 Q1 k1 C( B& U! m6 \# F( K设计小结………………………………………………………18
& Y2 ]5 n! I9 R( D参考资料目录…………………………………………………18
$ e9 ]1 B- Z  d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
7 |! |& L& m5 X5 ]# G2 n- k* v! x一． 总体布置简图
/ \" R  }0 i6 P; ^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
1 U( W1 |- f- [2 p, ^0 j2 ^5 k二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转
# T/ j0 I7 j, Z. [7 _/ l三． 原始数据
6 P' _+ W, ?6 M# r0 d6 Z鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350
+ Y4 g; V3 D( ?. O9 R+ a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
* y+ @6 F2 X' u+ N6 _: [四． 设计内容
) U" G* U9 }6 I7 p0 o; O/ I4 V1. 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
3 r4 [) @( |3 }4 B7 ?+ X. d7. 设计计算说明书的编写
& G0 ]8 |$ j" [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
8 a& w* P: q- N1 D4、 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
: C7 a3 x2 }9 h: j3 v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。
! j% o3 {: D' i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。
1 O0 K8 r+ B+ o" Z+ L8 F2．电动机容量的选择
1） 工作机所需功率Pw Pw＝3.4kW
! f* S5 b$ P" s0 U- `% j- Z2） 电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW
3 G; r2 V& D" H3 i! H5 W3．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
6 u4 ~& k" o# Q' G' V4．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
- G) [1 V, s8 k: m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：
) H  i9 N4 ]8 \i＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14
2．合理分配各级传动比
  {9 B- C; P! b3 k& E3 p- i由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
* ?+ k. v+ y3 d7 C/ p9 g" g7 Y( M/ 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
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
- [( F$ W& z0 M. Q3 L9 v传动件设计计算
1． 选精度等级、材料及齿数
# F4 O, G1 H  F# i1 F2 x1） 材料及热处理；
. g' d0 Z5 }, Q. A1 Y* w& ]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。
  g* n, j  {- \% z5 A6 e9 D2） 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；
0 `  a2 ]' e2 i2 {4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
: S4 N, g6 N3 a' R* K' w3 |! g0 I( u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
) e3 E- m* _  \+ G按式（10—21）试算，即 dt≥
1） 确定公式内的各计算数值
1 G6 U* r$ ?3 w- O, ~1 D, _（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
+ q4 \' ?# c" |. k0 L' V/ L（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；
（7） 由式10－13计算应力循环次数
5 ]" ^% b8 I+ }/ u8 K+ Y+ ^- cN1＝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$ }9 z, @. m; m. Z7 w9 o（9） 计算接触疲劳许用应力
% U( k( g. R+ i' [- C' ]" K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
% m0 K" n  P+ T- B[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
, C+ A% ^1 a6 R/ g3 l2） 计算
1 y; J1 m3 g8 B% G2 ^（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85
3 V5 {2 P6 @5 W+ A  D+ V（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
9 o' p2 O/ c$ N: m/ O- ?( fh=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
4 z2 ]$ b& v4 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，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
0 e, ~; H" x5 Y由表10—13查得KFβ=1.36
4 v: W" Q- ~& |8 q7 z由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
# }! J# f) x& a) S+ z2 u2 ?K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
1 b. Q+ k/ C" B) x（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
2 O: ?- m6 ~, S; Sd1= = 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
5 b& |+ C# A. `! s( yK=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
# P: u( m9 h: x. b7 `# q0 v（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
5 r9 ~3 b7 G1 I( A. i& j  x（4） 查取齿型系数
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]
% L8 K; U. w9 R  gσF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
[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。
; b1 q- l% _: r$ [9 f0 ]" O# J& f6 X2） 设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5
- I9 t! q' s0 w  F; i  z1 b4．几何尺寸计算
- J/ z; ~. c" k# e1） 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
  z( b" {# r# y* ?  n/ _* y8 `' kβ=arcos =13 55’50”
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
3 A+ D/ o+ s3 L9 R' T9 gd1 =85.00mm d2 =425mm
4） 计算齿轮宽度
b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
+ S7 T) m5 S6 g( B" d5） 结构设计
. _# u! Q2 W" k5 K  W2 o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
2 O9 ?; t' }, U5 q  R拟定输入轴齿轮为右旋
, b+ J/ S0 w8 I4 J* rII轴：
8 I, y, c+ r, n" E, B4 S1．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；
1 P7 @& S* L% _9 Q4 i. l. J) I8 Z8 UFt2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
* z. }$ d& s: ?& C) Q# Q1 r$ \3．轴的结构设计
& w. E- T. M$ L& l. g1） 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。
$ o/ A# J) a4 m# A  ?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。
8 ]: V7 R1 {  @0 {$ s  iiv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
- V7 M, f# u! C0 ov. 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
2 H% O, O5 W7 u7 q1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
( J7 y  I) M! g% R8 ^; ?. g2. 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。
/ ~- n) T5 m) w3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
% ]( b7 q6 a3 G- @" f9 b! G; L2 w; o4. 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。
4 m& K* U+ h" C( e. n0 c" x; ^. D6. VI-VIII长度为44mm。
4． 求轴上的载荷
. s; n: Z4 d% g) i7 [66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N
9 G) a9 P2 h2 v+ R+ j+ O& x查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N
2 Q; T7 p. ~, _( x8 n) v( y0 q因为两个齿轮旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N
5．精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
, n3 s0 g+ q# a# }# i/ L5 |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
' s6 n8 {0 N  @7 r9 @; p由于轴选用40cr，调质处理，所以（[2]P355表15-1）
: ~4 o" X: M( U5 s! I& |/ \) `! Na) 综合系数的计算
" O; m5 Z4 m- x) Z由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
  Q4 e7 `0 k0 X! s) P( D0 c9 K4 G（[2]P38附表3-2经直线插入）
& S# s2 W6 G: `- g9 S( @+ ~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）
0 v; h- D) R( U* B& S5 j轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， （[2]P40附图3-4）
6 k! ]0 B! D2 u0 D; E2 g轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
- Y0 g2 o/ A4 R" b# `, c( fb) 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。
0 _1 w$ [1 }* X1 ?( LI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
$ u% Q, y+ z* T, {; E0 v1） 确定轴上零件的装配方案
( n! S8 e' e4 U2 Z( u( _2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
9 K9 d+ m: g  M. b5 _6 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。
" p! B4 x1 t# le) 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。
* e, I4 M! H/ h% d$ @0 }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。
; \* E  j/ ]6 ]. P/ ^, `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。
: S$ P+ J  X7 Qi) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
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：
2 I: a7 {- D" _& y; \' {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。
6 B: x- R) y0 Ye) 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
: x8 V* S) ]# @# m4．按弯扭合成应力校核轴的强度
0 j9 S; t* }* P9 V: |) }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 。
( n7 s: h8 y$ N6 e7 H4 |! @
1 {3 N' V$ ?* ^6 w& BIII轴
- Y' o2 a9 n) K# E5 z- |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
3．轴的结构设计
1） 轴上零件的装配方案
# {; V7 L7 h1 h0 E( F2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
) ]  C+ @: p% L, t  O; t4 u5 aI-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
5 [/ y7 r2 C+ ~$ E/ p$ @5 V% e& ?直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
) c- `: X" N+ o, D* Z/ o5 \/ s! r5 ^5．求轴上的载荷
: ~: b& L! A: T/ b7 }Mm=316767N.mm T=925200N.mm
! c/ H6 ^3 o2 b" t6. 弯扭校合
2 n& k+ H5 W, X+ D! d  t滚动轴承的选择及计算
I轴：
4 x- [" i! ^" _4 J1．求两轴承受到的径向载荷
8 u2 j! Q  y+ v. {; l2 b7 O5 o5、 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
9 b0 _) k! `. q5 w  p/ u5） 轴承寿命的校核
* `- x; J3 z! |2 \+ H) U) lII轴：
& g/ T) j7 ]4 h: H& ]9 I* t& n6、 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 ，
0 {6 k+ R: i. p3 t7 S4） 当量载荷 由于 ， ，所以 ， ， ， 。
- C. f+ N) W; v& f  u由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
! i( j# o. j$ m5） 轴承寿命的校核
" r) g/ u3 ?; @1 d1 RIII轴：
% Q! j  c: v( W! ~1 C  U1 a4 w7、 轴承32214的校核
1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力
由于 ，所以轴向力为 ，
# v: v" C* S; ~& g* {1 E9 D% r4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
  Q) o( t$ R9 e. y- i- w3 h1 T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
, L7 Z+ s" {3 _% z+ {键连接的选择及校核计算
- p# r& O( o8 {/ J. {' s( @
代号 直径
+ H% f# u& ]7 S# }) u% t! Y  G% L（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
4 @8 z3 Z- {6 Z; G0 B3 D7 `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
1 c/ F9 e# }) |4 d0 M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
6 u% X1 c; H$ u9 g* l8 z6 P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
7 ?! c" e; K# j: ?1 F( }8 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 ，
& p5 D& X8 J% o( j: S  j0 Q计算转矩为
6 T6 j/ e! u9 K8 b- Q  w$ n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：
, l1 d7 @$ i( I  r材料HT200 公称转矩 轴孔直径 ， 轴孔长 ， 装配尺寸 半联轴器厚
, m) K4 R' m6 ?; C* ]* E0 S* K（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二个联轴器的设计计算
; Q* Z; h3 d9 m* ?. ]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
, }6 b  v0 f$ @) P' A3 W& Z7 T# @减速器附件的选择
& `/ w3 ]: @, t1 m; L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
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
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
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
  [; q0 q; y( q& D/ }% \: |6 z三、润滑油的选择
4 G9 s: X6 D1 M0 p$ Q, l& C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
" h7 V7 I2 M! C. A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。
% H4 |& c5 e6 V  q. N, |. f3 `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。
3 u$ X; h# u: G# `3 Z6 r0 v. c/ C+ {6 y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。

wfkent

哎 现在在找这个、、、 需要的是 那种 有图的。。。