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
" a( \; K" a; t6 r, G目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
' x3 o2 E2 Z9 f9 h1 d( O3 u电动机的选择…………………………………………………4
' q2 e. D: A  a+ a计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
4 A/ M8 F- E: f$ P7 J1 U% [5 h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
键联接的选择及校核计算……………………………………16
! e8 \/ ~' s9 G. o8 \5 ~9 c连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
" E7 f  D1 {- ?( O9 W机械设计课程设计任务书
) z" a# f8 h5 {( y" Z) j( B0 \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
- ?$ G, |7 `+ J% E5 D一． 总体布置简图
- b6 W5 Q7 [6 j) t4 p  H' P1—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
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350
. F5 P0 E& ~* L. l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
7. 设计计算说明书的编写
/ w; |& `$ D: q& f6 Y五． 设计任务
' M% v+ g6 }$ m! g) X1． 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
+ g5 q" h. C( E# ~2 X  {六． 设计进度
% d* M& E& N2 z; g6 Z0 j1、 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
/ Y# [- F: V+ B8 O2 n3、 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
$ }! \  R2 v. X, E传动方案的拟定及说明
- h/ Q4 X( u  ~9 z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。
# P3 h( J( p, }9 K, M& z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
. s, j8 m8 L% z+ ~9 V5 j1） 工作机所需功率Pw Pw＝3.4kW
, l6 z) A9 a) ?2） 电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW
9 ^3 A6 ]  U# U- u- b3 l5 _: i' e3．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
8 F, ^7 ^% k! n9 h4．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
计算传动装置的运动和动力参数
  |1 i6 K0 Q( L- u传动装置的总传动比及其分配
5 u, z- i0 Y6 m) G  r. Q2 m' a1．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：
' P1 W3 _0 {$ h6 K0 mi＝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。
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
( ?9 Y0 ^4 V$ `" L2 I3 |6 I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
传动件设计计算
! i. y& p2 O0 H' E1． 选精度等级、材料及齿数
: P9 ~# n2 ]; C% L/ ?- Y7 D1） 材料及热处理；
- z* s1 I( L' ]3 f5 o  f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；
  b, N+ q; ~' k) `" E1 G4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
8 {4 O: K2 w1 [8 d2 A0 F9 |8 w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≥
& l: g# h9 B" i2 L1） 确定公式内的各计算数值
, b1 S3 j, l8 m/ d( z  N$ K（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
, j% a0 k- B  R* J- m# H8 o1 Q（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
1 l. X* L% w# l3 i7 G! @9 m. |! \, G（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
  L$ h6 h9 o! 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；
. X7 ]; M0 x, A; S+ V（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
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
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
' a( |( K/ e* K- ]% m2） 计算
3 G1 u! _* C  t( x4 q4 k5 |6 G/ ^（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85
) f8 M+ Z5 B' h1 |9 b（2） 计算圆周速度 v= = =0.68m/s
# T8 B4 I! Z7 {; n$ E' N! B+ _1 G（3） 计算齿宽b及模数mnt
, n3 v. X5 @- i3 T' rb=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
（4） 计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
: ?+ c! `" s& z8 Y" ~: [（5） 计算载荷系数K
- ^7 E* E5 \8 N0 ]5 U' a% p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
% \5 M# s! w/ S由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
) v8 g6 m( S: u. m' a/ RK=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
+ N! x  A  Z! F8 N* i& zd1= = mm=73.6mm
（7） 计算模数mn mn = mm=3.74
2 O5 V% ?# l4 Q3．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
8 C/ o. ~, P  w0 hK=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
# x: I, v+ [0 A" X% d; I0 \. Y0 e, l（3） 计算当量齿数
% P* U+ g6 Y( ?, Ez1=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
0 c7 m! H; H2 n（6） 计算[σF]
8 X; O; F% [* NσF1=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。
8 M' ^" N8 k5 l# p2） 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
* F6 B/ @% p5 ~; U# \5 S# n2） 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
, ~! z& Z* `: T3 Xd1 =85.00mm d2 =425mm
! Q4 Y: w# A/ l5 m4） 计算齿轮宽度
  Z  [5 R" M+ @3 l) u: l( |* L8 hb=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
; [+ {7 r+ v7 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
9 q, G7 L; R' N" _( LII轴：
1．初步确定轴的最小直径 d≥ ＝ =34.2mm
3 \, g1 Q: W0 r- _0 Q1 Z. R. L6 i2．求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
3．轴的结构设计
. j/ }* {8 F' F1） 拟定轴上零件的装配方案
* P% q/ |) l# e& H! b" ri. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
$ t# M' h9 T4 `1 m% h2 Y3 K0 q" x; Kii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
+ p; h. t4 [1 fiii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
1 K% Z+ \8 L  p. d2 {  f$ @v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
" w+ T$ |2 y2 {vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。
; O$ f; A; \; P2 r7 G6 Z% ~; ]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。
* {9 l& ]+ p7 j4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
+ O) U4 X" @& o$ H5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
( D6 N( b: V  ]8 N9 U6. VI-VIII长度为44mm。
7 @9 U) i1 g5 C% j4 \- }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
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
2） 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）
. j: W# j8 i& |9 S7 xa) 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 ， ，
* ]7 E4 A+ L% k) b9 a. M（[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）
# f3 E) `( |9 |轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， （[2]P40附图3-4）
5 |( A( F" v5 u4 j' G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
: _: d# M, |$ N- x故轴的选用安全。
; r: [* K) l$ F( F/ `3 Y  R, gI轴：
1．作用在齿轮上的力
& V0 C; p' R$ j5 B) J: QFH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5
) _+ U. e  U# k7 j, L2．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
9 ]4 e$ J3 X( kd) 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。
, T! x2 G0 _. t9 X1 v9 ^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。
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
' U( \5 G- ^5 P. I, Y$ {j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
2） 各段长度的确定
1 l/ m$ B) G' u! ]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。
3 `! J& I% \8 Q; m; Tb) 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。
4 x5 O* U# S% C; vd) 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。
  p! [4 p3 |. N# U' B' K( Ge) 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。
! E9 n% m& f6 g+ |/ r8 F  _$ [/ cf) 该段由联轴器孔长决定为42mm
: r/ q5 G% F( r# H4．按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm T=39400N.mm
* [8 P  i$ T/ D* Q% [3 _45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。
; u$ M7 N" W* x7 q; `
III轴
; l; F/ F5 z9 Q; ]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
2 |" q& q0 t& X/ g& q* H$ S2） 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
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
& z7 {1 M9 m+ {- E. q2 D6 DMm=316767N.mm T=925200N.mm
6. 弯扭校合
滚动轴承的选择及计算
6 E7 h; z, p: m( hI轴：
1．求两轴承受到的径向载荷
5、 轴承30206的校核
& j. g% C; G; ^9 }' M1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ，所以轴向力为 ，4） 当量载荷
/ |% J7 Y$ t. z! h9 l- a% A由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
7 j) u& P+ Q  D4 A4 u+ s! V+ q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
6 v$ Y8 M1 D, O( jII轴：
1 G" R+ k  j( v1 b" c) V" N  j6、 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 ，
) I, F- A- I+ ?7 J; I& x4） 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
* i7 N" o. }) K+ j, ?. X; D. m5） 轴承寿命的校核
: r  J7 C  Y" R9 aIII轴：
6 f( O2 y3 S* l; h- H" h7、 轴承32214的校核
1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力
$ ?/ E( g3 V# \" q' w由于 ，所以轴向力为 ，
4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
/ F4 K8 V0 G1 t' z# I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

! j# v2 B3 F' U1 W代号 直径
8 Q2 D* a: ~0 P' R) y, X. w- g" j（mm） 工作长度 （mm） 工作高度 （mm） 转矩（N&#8226;m） 极限应力（MPa）
7 h! a$ ^9 x! I& C) q6 q  v# B高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
% ]2 Q% B- h1 A3 c' m+ `0 u. u7 I3 J12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
9 U/ d) f# r/ J) W低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
' D$ P; @& h; |/ ?- S: f' j4 X18×11×110（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。
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
9 N2 U! G# Z, B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）
  Z1 P* e. s! H0 m9 ]7 }其主要参数如下：
2 f* E7 C4 Y0 u# U材料HT200 公称转矩 轴孔直径 ， 轴孔长 ， 装配尺寸 半联轴器厚
" o& d9 l7 |6 @) ^（[1]P163表17-3）（GB4323-84
; c0 v# T6 v$ o7 a4 y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 ，
; F  ]3 N8 \1 |1 |7 y2 A. i3 s计算转矩为
* O$ Z4 O% g) _0 ^1 ^所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
! B4 m7 v: [! R6 B& D其主要参数如下：
" T+ k' `# l2 ?) e' t  b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 I( v( M: v7 h6 N7 G  K! F减速器附件的选择
3 k$ R/ w1 `4 H' s2 b; u- z0 L* _" S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
# n2 u7 [6 X2 H% s+ y" V' z( d二、润滑与密封
6 i6 I, n+ q* @2 m一、齿轮的润滑
! r- K& x; p* T8 Y: S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。
2 T/ y  _1 o. y; _2 b" r2 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。
4 P: r! k( ]* G- o  S" n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
) q3 l5 |% k* _: Z' l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。
7 \" g1 L, Y' r& H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。
! z2 s5 ]$ @6 n; ^4 o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。。。