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
' L+ L5 w- e8 }: T- T设计任务书……………………………………………………1
1 l! c6 G  H9 A$ z% ?7 I# ~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
传动件的设计计算……………………………………………5
8 T' Z+ C0 ?: D* e/ i2 x轴的设计计算…………………………………………………8
, Q9 O" L( X  z/ c滚动轴承的选择及计算………………………………………14
4 ]# h  L9 d1 e$ U* h键联接的选择及校核计算……………………………………16
3 ]& r9 G# \* F4 t; w( j连轴器的选择…………………………………………………16
# [2 k' t1 n8 s$ }+ H/ `- a) z' g减速器附件的选择……………………………………………17
% q% _, W4 U! i1 ?4 b润滑与密封……………………………………………………18
2 S! [0 K) X2 p9 w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
; {/ U8 @) T' \, e& ^% |一． 总体布置简图
4 v8 f( g' {- m$ w1 l, x1—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 V4 d: C" V8 w. p6 }) f3 \二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转
) Q! p4 H) u1 ]% c! @2 U3 P- E( ^; S/ B# S三． 原始数据
& S0 Z, [8 A0 @鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350
4 V0 c; l0 }3 o+ G) U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
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
2 `/ N) @) D" e+ t7. 设计计算说明书的编写
五． 设计任务
& s* _' ~2 p2 ^) O% g1． 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
2 c9 G+ h! R1 }. B( F( O0 I1、 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
( w5 S+ w7 \1 S1 V7 E! p4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
6 i! R' O  M* E/ |传动方案的拟定及说明
- N- V% \2 y4 X, \1 j8 n2 M" Q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。
3 f# q9 m4 |& @, R* J# r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
1．电动机类型和结构的选择
1 n: f# j$ r/ z' u  Q9 v* a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
& b2 N3 e8 \6 x; G+ j" W' w" C1） 工作机所需功率Pw Pw＝3.4kW
4 h- w# v2 j7 v; @( q$ F) y  {: l$ ?3 l2） 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
" g% e* U7 o# E3 O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
8 G9 ^8 b! L/ k1 A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
& d, @3 H. E$ G- r6 _7 w) Z1．计算总传动比
+ s- ?) ~+ P: a2 T" J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
' h: q$ {% ?& I7 a& w' q2 i4 c9 S3 Q由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
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
6 S8 `4 L7 |( H# V转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
% N8 S" j5 u; ]6 ^7 q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
. y- S; i+ N! f传动件设计计算
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
2 i, G3 N7 `  E  ]% K$ z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。
) T0 h  F* k1 N6 k2 K, P$ {, S2） 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
- S, J6 n( m6 ]3 I1 C, R$ 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
) I) z  o/ |0 ^9 {, Q) ^按式（10—21）试算，即 dt≥
7 G% w: D8 `: }9 P2 D: ]1） 确定公式内的各计算数值
4 c" l; H5 r7 q（1） 试选Kt＝1.6 （2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
/ \7 p' g& i* Z  X, B$ ]（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1
5 p1 U# |! w' n6 X0 S4 r2 h（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
: X+ Z, w8 l" r/ }3 W（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
6 l& r& p7 i" h9 I（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
7 s+ i# w1 z+ s（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
; ~( _4 r% U& E- M7 }8 X# h4 }[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
  X  O9 ?9 Q* ~" h/ ^2） 计算
( ^, A! P6 B: @! B; p（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
) C% P6 y  b0 Bh=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
/ l$ ^9 K) [( x8 X( O/ o: c7 }4 w5 e（5） 计算载荷系数K
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
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 `- z6 T2 O7 }/ t. w1 X' d（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
2 W) C3 l' s( e' @（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
5 U/ a6 P. P, t5 a（1） 计算载荷系数
. \! g7 v) Y- nK=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
' u- m0 Y& h' M! F$ ]$ wz1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（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
; T, f$ ]: M$ O* o$ s4 S) }（6） 计算[σF]
( r/ o. q# {) \, V- Y, fσF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
/ |9 L4 |: P. ~+ ]1 r3 Y[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468
. ^$ b& A5 V% I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
  j% a4 v3 k/ g2 d+ s, {8 g2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3） 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# A0 M0 t9 F4 O# bb=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
4 y! \' R% `  W+ X# r2 c) T5） 结构设计
2 W/ g, `; q2 w+ T6 Z% I; @. `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
4 M- F4 s3 q* a/ ?" M/ h  v3 G( a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
* m8 P6 G0 S" u  \1 s$ Y7 j2．求作用在齿轮上的受力
' @. G0 |- y2 }" B. {$ @Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
% P0 F+ g  S, @+ C3．轴的结构设计
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。
& V0 B0 O9 d/ X( o& s. j0 N# Nii. 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。
; P& V- H6 a, ]- f* Jiv. 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。
4 ^3 v/ M! ]  [- h2） 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: `* \; p! ~  {) v6. VI-VIII长度为44mm。
% j: T; {* Q: S& x3 y4 U; P4． 求轴上的载荷
; ~- W9 [8 [4 K- ?8 \0 ~9 r; D- y66 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
( K4 J, [, {" I/ o1 q" b5．精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
: g  E1 q/ p5 B6 W- b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
' O; G) F  ]7 I; Y+ u7 A2） 截面IV右侧的
截面上的转切应力为
5 m2 \6 t9 ^3 T7 i  Z! `由于轴选用40cr，调质处理，所以（[2]P355表15-1）
! H9 }  y9 X7 v/ A& B7 p& K% _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 ， ，
（[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
$ w; C  t, O6 b1 D' T* f2 A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）
0 ]7 d4 N3 \* T& I$ W% ~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 ，
5 A1 r, B' P( L, r& c  M" Xc) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为
% @/ ]0 F. ~: ~# {8 k" p1 H故轴的选用安全。
7 ^  ^' U  z; {" v5 \: }8 eI轴：
4 u9 e# T6 M% R2 B2 B1．作用在齿轮上的力
) o4 I* F/ }  D) ~; o  }. J# 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
" I$ D+ w7 U5 U& M$ Ud) 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。
3 f% c6 L2 K5 j" a& J8 Lh) 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 t5 E/ o# \. ]9 G, {/ I' C# qi) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
& k% M* D. Q) C* P; }% }j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
2） 各段长度的确定
& s1 o8 q6 m. t2 j" T4 s& ]各段长度的确定从左到右分述如下：
) F4 y7 e+ F! n. ?# g4 F* Aa) 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 X  U1 |0 |. N9 B8 y: p. Bc) 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。
( `( w5 z7 O) m# [% J2 we) 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。
3 }3 W6 Z" C, Y$ Uf) 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 。
( P: t6 a- ?7 |7 W  l% X! Z
III轴
/ C, X* F1 W& T6 U  c) _1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
$ E  Y  c' K. _6 |3 E1 S2．初步确定轴的最小直径
3．轴的结构设计
8 g. F! J" b* {( o6 w& _4 Y' M7 f1） 轴上零件的装配方案
8 q5 Y5 r: Q' Z, W6 i- F4 @( E2） 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
, @- t3 p8 H, ^5 h% S9 v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
+ t' w7 A8 E( mMm=316767N.mm T=925200N.mm
6. 弯扭校合
7 a5 S5 [7 U' U% M滚动轴承的选择及计算
I轴：
& G2 g: L) k' b- L1．求两轴承受到的径向载荷
5、 轴承30206的校核
1 z  R3 P3 n0 z  F) \& T1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ，所以轴向力为 ，4） 当量载荷
/ }8 r7 N- U' K" m由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
( u  f% L/ P- W- F7 A* t4 `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
+ j% v* u5 \) L' g8 GII轴：
6、 轴承30307的校核
% w; l$ g) c# q1 C* A, |  U( }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
) h" s3 a2 o- B: K: k* K5） 轴承寿命的校核
4 J* v" n3 I: SIII轴：
1 o' k6 Z! t  c) [# F# }7、 轴承32214的校核
0 q+ }, I( o  k  L2 O/ g  G: A1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力
- A: P5 I2 |. r" r5 b6 e2 m! u由于 ，所以轴向力为 ，
1 x! L2 ~3 P* v+ _0 u6 F7 b- W4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
! Y. V: J) G" S由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
, D4 ?4 p% M* t8 V5） 轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算
& x( x2 ~% @9 `$ p/ O
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）
4 Q: m' h" @* k  E8 s: h) J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
, U4 k; Q$ p' M4 O: d中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
3 A# ~4 X: F, V6 H7 ~. l/ h+ U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
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。
0 b! t0 i7 ~: M( M7 l4 S: x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
7 T- p" x. A* P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
* H4 U7 e7 v/ x1 I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：
+ M' y4 ]; u% ]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 ~) h/ l0 m6 j+ I! B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
# P4 s2 ]0 _" k* {. u- Y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
, I$ q- M' e7 R（[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
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
) R. `9 L1 I7 l9 y由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
6 a+ ?- W# L$ C8 P% U$ V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。
7 |2 h8 m! O/ U& t4 a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。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
) l! o  C0 m8 L, R0 U& o: m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。。。