關(guān)于304 外六角油塞(二級圓錐圓柱減速器傳動比范圍)的問題，以下是萬千緊固件小編對此問題的歸納整理，來看看吧。

相關(guān)文章目錄:

• 急！機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
• 2級圓柱齒輪減速器 要求鼓輪直徑380mm 傳送帶速度08 扭矩1050
• 帶式運輸機(jī)傳動系統(tǒng)中的一級圓柱齒輪減速器
• 帶式運輸機(jī)的兩極斜齒圓柱齒輪減速器
• 求助二級齒輪減速器的設(shè)計

急！機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器

僅供參考

一、傳動方案擬定
第二組第三個數(shù)據(jù)：設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩(wěn)。
（2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機(jī)的選擇
1、電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相異步電動機(jī)。
2、確定電動機(jī)的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機(jī)所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速：
滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據(jù)【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機(jī)型號、如下表
方案 電動機(jī)型號 額定功率 電動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉(zhuǎn) 滿轉(zhuǎn) 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機(jī)轉(zhuǎn)速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機(jī)型號Y100l2-4。
4、確定電動機(jī)型號
根據(jù)以上選用的電動機(jī)類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機(jī)型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉(zhuǎn)速1420r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算
1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉(zhuǎn)矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、傳動零件的設(shè)計計算
1、 皮帶輪傳動的設(shè)計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據(jù)PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據(jù)課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數(shù)
單根V帶傳遞的額定功率.據(jù)dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據(jù)帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齒輪傳動的設(shè)計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設(shè)計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常
齒輪采用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機(jī)是一般機(jī)器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉(zhuǎn)矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)載荷系數(shù)k : 取k=1.2
(5)許用接觸應(yīng)力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數(shù)Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=49.04mm
模數(shù)：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第一數(shù)列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復(fù)合齒形因數(shù)YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應(yīng)力[σbb]
根據(jù)課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應(yīng)為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數(shù)SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應(yīng)力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強(qiáng)度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設(shè)計計算
從動軸設(shè)計
1、選擇軸的材料 確定許用應(yīng)力
選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，
從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標(biāo)準(zhǔn)，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
軸結(jié)構(gòu)設(shè)計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結(jié)構(gòu)草圖。
（1）、聯(lián)軸器的選擇
可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，查[2]表9.4可得聯(lián)軸器的型號為HL3聯(lián)軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn)
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸
承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配（如圖），
考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應(yīng)大于d2，取d3=4 5mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應(yīng)大于d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應(yīng)滿足右側(cè)軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環(huán)直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內(nèi)徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復(fù)合強(qiáng)度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉(zhuǎn)矩：已知T2=198.58N?m
③求圓周力：Ft
根據(jù)課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據(jù)課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f）
轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取α=0.2，截面C處的當(dāng)量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危險截面C的強(qiáng)度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強(qiáng)度足夠。

主動軸的設(shè)計
1、選擇軸的材料 確定許用應(yīng)力
選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，
從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標(biāo)準(zhǔn)，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn) 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸
承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內(nèi)徑為30mm,
寬度為16mm.?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復(fù)合強(qiáng)度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉(zhuǎn)矩：已知T=53.26N?m
③求圓周力Ft：根據(jù)課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據(jù)課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)計算當(dāng)量彎矩：根據(jù)課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危險截面C的強(qiáng)度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強(qiáng)度足夠

（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉(zhuǎn)速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數(shù)x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據(jù)課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1y1=0 y2=0
(4)計算當(dāng)量載荷P1、P2
根據(jù)課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據(jù)課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據(jù)手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預(yù)期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉(zhuǎn)速13000r/min
根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數(shù)x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據(jù)課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1y1=0 y2=0
(4)計算當(dāng)量載荷P1、P2
根據(jù)課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據(jù)課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據(jù)手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預(yù)期壽命足夠

七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算
1．根據(jù)軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯(lián)接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯(lián)軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強(qiáng)度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強(qiáng)度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強(qiáng)度足夠
剪切強(qiáng)度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強(qiáng)度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據(jù)上面的步驟校核，并且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設(shè)計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5
油面指示器
選用游標(biāo)尺M(jìn)12
起吊裝置
采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據(jù)《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計》表5.3選擇適當(dāng)型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數(shù)目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2

(16)凸臺高度：根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉為準(zhǔn)，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當(dāng)m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用GB443-89全損耗系統(tǒng)用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。

十、設(shè)計小結(jié)
課程設(shè)計體會
課程設(shè)計都需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神。對于每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經(jīng)歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續(xù)幾個小時、十幾個小時不停的工作進(jìn)行攻關(guān)；最后出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設(shè)計過程中出現(xiàn)的問題幾乎都是過去所學(xué)的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學(xué)們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設(shè)計，而且學(xué)到了，應(yīng)該是補(bǔ)回了許多以前沒學(xué)好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學(xué)知識的能力。

十一、目錄
[1]《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》，機(jī)械工業(yè)出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版

2級圓柱齒輪減速器 要求鼓輪直徑380mm 傳送帶速度08 扭矩1050

自己修改一下就可以啦,
自己修改一下就可以啦，遺憾圖紙和有些公式搞不上去，
機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書
題目：設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
總體布置簡圖

1—電動機(jī)；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機(jī)；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器

工作情況：
載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)

原始數(shù)據(jù)
鼓輪的扭矩T（N·m）：850
鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2

設(shè)計內(nèi)容
電動機(jī)的選擇與運動參數(shù)計算；
斜齒輪傳動設(shè)計計算
軸的設(shè)計
滾動軸承的選擇
鍵和連軸器的選擇與校核；
裝配圖、零件圖的繪制
設(shè)計計算說明書的編寫

設(shè)計任務(wù)
減速器總裝配圖一張
齒輪、軸零件圖各一張
設(shè)計說明書一份

設(shè)計進(jìn)度
第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算
第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計
第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制
第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫

傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機(jī)構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。
本傳動機(jī)構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。

電動機(jī)的選擇
電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)（IP44）系列的電動機(jī)。

電動機(jī)容量的選擇
工作機(jī)所需功率Pw
Pw＝3.4kW
電動機(jī)的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝＝0.904
Pd＝3.76kW

電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇
nd＝（i1’·i2’…in’）nw
初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)

4．電動機(jī)型號的確定
由表20－1查出電動機(jī)型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min?；痉项}目所需的要求。

計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
傳動裝置的總傳動比及其分配
計算總傳動比
由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14

合理分配各級傳動比
由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。
各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩
項 目 電動機(jī)軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉(zhuǎn)速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉(zhuǎn)矩（N·m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
傳動比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

傳動件設(shè)計計算
選精度等級、材料及齒數(shù)
材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
精度等級選用7級精度；
試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝100的；
選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計
因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥
確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
試選Kt＝1.6
由圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433
由表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1
由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa
由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝550MPa；
由式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107

由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
計算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)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

計算
試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥
==67.85

計算圓周速度
v===0.68m/s

計算齒寬b及模數(shù)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

計算縱向重合度εβ
εβ==0.318×1×tan14=1.59
計算載荷系數(shù)K
已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1
根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數(shù)
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1==mm=73.6mm

計算模數(shù)mn
mn =mm=3.74
按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計
由式(10—17)
mn≥
確定計算參數(shù)
計算載荷系數(shù)
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

根據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0。88

計算當(dāng)量齒數(shù)
z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89
z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47
查取齒型系數(shù)
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
查取應(yīng)力校正系數(shù)
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

計算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
計算大、小齒輪的并加以比較
==0.0126
==0.01468
大齒輪的數(shù)值大。

設(shè)計計算
mn≥=2.4
mn=2.5

幾何尺寸計算
計算中心距
z1=32.9，取z1=33
z2=165
a=255.07mm
a圓整后取255mm

按圓整后的中心距修正螺旋角
β=arcos=1355’50”

計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1=85.00mm
d2=425mm

計算齒輪寬度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm

結(jié)構(gòu)設(shè)計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。

軸的設(shè)計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
II軸：
初步確定軸的最小直徑
d≥＝=34.2mm
求作用在齒輪上的受力
Ft1==899N
Fr1=Ft=337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N

軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
擬定軸上零件的裝配方案

I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。

根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。
IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。
V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。
VI-VIII長度為44mm。

求軸上的載荷
66 207.5 63.5

Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N

精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
判斷危險截面
由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面

截面IV右側(cè)的

截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為

由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以
，。
（[2]P355表15-1）
綜合系數(shù)的計算
由，經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為，
（[2]P38附表3-2經(jīng)直線插入）
軸的材料敏感系數(shù)為，
（[2]P37附圖3-1）
故有效應(yīng)力集中系數(shù)為

查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，
（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，
（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)值為

碳鋼系數(shù)的確定
碳鋼的特性系數(shù)取為，
安全系數(shù)的計算
軸的疲勞安全系數(shù)為

故軸的選用安全。
I軸：
作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5

初步確定軸的最小直徑

軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
確定軸上零件的裝配方案

2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
由于聯(lián)軸器一端連接電動機(jī)，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機(jī)外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)2.5mm，所以該段直徑選為30。
該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，定為40mm。
為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)5mm，所以該段直徑選為46mm。
軸肩固定軸承，直徑為42mm。
該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。
該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。
該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm

按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45鋼的強(qiáng)度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。

III軸
作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

初步確定軸的最小直徑

軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
軸上零件的裝配方案

據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直徑 60 70 75 87 79 70
長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

求軸上的載荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 彎扭校合

滾動軸承的選擇及計算
I軸：
求兩軸承受到的徑向載荷
軸承30206的校核
徑向力

派生力
，
軸向力
由于，
所以軸向力為，
當(dāng)量載荷
由于，
所以，，。
由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為

軸承壽命的校核

II軸：
軸承30307的校核
徑向力

派生力
，
軸向力
由于，
所以軸向力為，
當(dāng)量載荷
由于，
所以，，。
由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為

軸承壽命的校核

III軸：
軸承32214的校核
徑向力

派生力
，
軸向力
由于，
所以軸向力為，
當(dāng)量載荷
由于，
所以，，。
由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為

軸承壽命的校核

鍵連接的選擇及校核計算

代號 直徑
（mm） 工作長度
（mm） 工作高度
（mm） 轉(zhuǎn)矩
（N·m） 極限應(yīng)力
（MPa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為，所以上述鍵皆安全。

連軸器的選擇
由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。

高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算
由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，
計算轉(zhuǎn)矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機(jī)相連，其孔徑受電動機(jī)外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數(shù)如下：
材料HT200
公稱轉(zhuǎn)矩
軸孔直徑，

軸孔長，
裝配尺寸
半聯(lián)軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）

第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算
由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，
計算轉(zhuǎn)矩為
所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數(shù)如下：
材料HT200
公稱轉(zhuǎn)矩
軸孔直徑
軸孔長，
裝配尺寸
半聯(lián)軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）

減速器附件的選擇
通氣器
由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5
油面指示器
選用游標(biāo)尺M(jìn)16
起吊裝置
采用箱蓋吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M16×1.5

潤滑與密封
齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。

滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。

潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。

密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。

帶式運輸機(jī)傳動系統(tǒng)中的一級圓柱齒輪減速器

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機(jī)械設(shè)計課程
一級圓柱齒輪減速器
目錄:
設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機(jī)的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………5
傳動件的設(shè)計計算……………………………………………5
軸的設(shè)計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設(shè)計小結(jié)………………………………………………………18
目錄…………………………………………………18
機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書
題目：設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機(jī)；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機(jī)；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器
二． 工作情況：
載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)
三． 原始數(shù)據(jù)
鼓輪的扭矩T（N"m）：850
鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7
帶速允許偏差（％）：5
四． 設(shè)計內(nèi)容
1. 電動機(jī)的選擇與運動參數(shù)計算；
2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算
3. 軸的設(shè)計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設(shè)計計算說明書的編寫
五． 設(shè)計任務(wù)
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設(shè)計說明書一份
六． 設(shè)計進(jìn)度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算
2、 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計
3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機(jī)構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。
本傳動機(jī)構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機(jī)的選擇
1．電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)（IP44）系列的電動機(jī)。
2．電動機(jī)容量的選擇
1） 工作機(jī)所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 電動機(jī)的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇
nd＝（i1’"i2’…in’）nw
初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)
4．電動機(jī)型號的確定
由表20－1查出電動機(jī)型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min?；痉项}目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。
各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩
項 目 電動機(jī)軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉(zhuǎn)速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉(zhuǎn)矩（N"m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
傳動比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

傳動件設(shè)計計算
1． 選精度等級、材料及齒數(shù)
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計
因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥
1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
（1） 試選Kt＝1.6
（2） 由圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1
（4）由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa
（6）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)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
2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ = =67.85
（2） 計算圓周速度
v= = =0.68m/s
（3） 計算齒寬b及模數(shù)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
（4） 計算縱向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 計算載荷系數(shù)K
已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1
根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
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。故載荷系數(shù)
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 計算模數(shù)mn
mn = mm=3.74
3．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計
由式(10—17 mn≥
1） 確定計算參數(shù)
（1） 計算載荷系數(shù)
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2）根據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0。88

（3） 計算當(dāng)量齒數(shù)
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齒型系數(shù)
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 計算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7） 計算大、小齒輪的 并加以比較
= =0.0126
= =0.01468
大齒輪的數(shù)值大。
2） 設(shè)計計算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．幾何尺寸計算
1） 計算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圓整后取255mm
2） 按圓整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4） 計算齒輪寬度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設(shè)計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
II軸：
1．初步確定軸的最小直徑
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1） 擬定軸上零件的裝配方案
i. I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。
4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。
6. VI-VIII長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
1） 判斷危險截面
由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2） 截面IV右側(cè)的

截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為
由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以
（[2]P355表15-1）
a) 綜合系數(shù)的計算
由 ， 經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為 ， ，
（[2]P38附表3-2經(jīng)直線插入）
軸的材料敏感系數(shù)為 ， ，
（[2]P37附圖3-1）
故有效應(yīng)力集中系數(shù)為
查得尺寸系數(shù)為 ，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 ，
（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 ，
（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即 ，則綜合系數(shù)值為
b) 碳鋼系數(shù)的確定
碳鋼的特性系數(shù)取為 ，
c) 安全系數(shù)的計算
軸的疲勞安全系數(shù)為
故軸的選用安全。
I軸：
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步確定軸的最小直徑

3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1） 確定軸上零件的裝配方案
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
d) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機(jī)，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機(jī)外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
e) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)2.5mm，所以該段直徑選為30。
f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，定為40mm。
h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)5mm，所以該段直徑選為46mm。
i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。
j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2） 各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。
c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) 該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm
4．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45鋼的強(qiáng)度極限為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 。

III軸
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1） 軸上零件的裝配方案
2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直徑 60 70 75 87 79 70
長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5．求軸上的載荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 彎扭校合
滾動軸承的選擇及計算
I軸：
1．求兩軸承受到的徑向載荷
5、 軸承30206的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
4） 當(dāng)量載荷
5） 軸承壽命的校核
6、 軸承30307的校核
II軸：
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
4） 當(dāng)量載荷
5） 軸承壽命的校核
III軸：
7、 軸承32214的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
4） 當(dāng)量載荷
5） 軸承壽命的校核

鍵連接的選擇及校核計算
代號 直徑
（mm） 工作長度
（mm） 工作高度
（mm） 轉(zhuǎn)矩
（N"m） 極限應(yīng)力
（MPa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為，所以上述鍵皆安全。
連軸器的選擇
由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。
二、高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算
由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為 ，
計算轉(zhuǎn)矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機(jī)相連，其孔徑受電動機(jī)外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數(shù)如下：
材料HT200
公稱轉(zhuǎn)矩
軸孔直徑 ，
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯(lián)軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84)
三、第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算
由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為 ，
計算轉(zhuǎn)矩為
所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數(shù)如下：
材料HT200
公稱轉(zhuǎn)矩
軸孔直徑
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯(lián)軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
減速器附件的選擇
通氣器
由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5
油面指示器
選用游標(biāo)尺M(jìn)16
起吊裝置
采用箱蓋吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M16×1.5
潤滑潤與密封
一、齒輪的滑
采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。

設(shè)計小結(jié) :
由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備.

帶式運輸機(jī)的兩極斜齒圓柱齒輪減速器

設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機(jī)的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………5
傳動件的設(shè)計計算……………………………………………5
軸的設(shè)計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設(shè)計小結(jié)………………………………………………………18
目錄…………………………………………………18
機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書
題目：設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機(jī)；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機(jī)；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器
二． 工作情況：
載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)
三． 原始數(shù)據(jù)
鼓輪的扭矩T（N?m）：850
鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四． 設(shè)計內(nèi)容
1. 電動機(jī)的選擇與運動參數(shù)計算；
2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算
3. 軸的設(shè)計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設(shè)計計算說明書的編寫
五． 設(shè)計任務(wù)
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設(shè)計說明書一份
六． 設(shè)計進(jìn)度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算
2、 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計
3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機(jī)構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。
本傳動機(jī)構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機(jī)的選擇
1．電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)（IP44）系列的電動機(jī)。
2．電動機(jī)容量的選擇
1） 工作機(jī)所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 電動機(jī)的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇
nd＝（i1’?i2’…in’）nw
初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)
4．電動機(jī)型號的確定
由表20－1查出電動機(jī)型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min?；痉项}目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。
各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩
項 目 電動機(jī)軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉(zhuǎn)速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉(zhuǎn)矩（N?m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
傳動比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

求助二級齒輪減速器的設(shè)計

機(jī)械設(shè)計課程--帶式運輸機(jī)傳動裝置中的同軸式2級圓柱齒輪減速器
目 錄
設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機(jī)的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………5
傳動件的設(shè)計計算……………………………………………5
軸的設(shè)計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設(shè)計小結(jié)………………………………………………………18
目錄…………………………………………………18
機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書
題目：設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機(jī)；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機(jī)；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器
二． 工作情況： 載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)
三． 原始數(shù)據(jù)
鼓輪的扭矩T（N?m）：850 鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7 帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2
四． 設(shè)計內(nèi)容
1. 電動機(jī)的選擇與運動參數(shù)計算； 2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算 3. 軸的設(shè)計 4. 滾動軸承的選擇 5. 鍵和連軸器的選擇與校核； 6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設(shè)計計算說明書的編寫
五． 設(shè)計任務(wù)
1． 減速器總裝配圖一張 2． 齒輪、軸零件圖各一張3． 設(shè)計說明書一份
六． 設(shè)計進(jìn)度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算 2、 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計
3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機(jī)構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。
本傳動機(jī)構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機(jī)的選擇
1．電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)（IP44）系列的電動機(jī)。
2．電動機(jī)容量的選擇
1） 工作機(jī)所需功率Pw Pw＝3.4kW
2） 電動機(jī)的輸出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW
3．電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 nd＝（i1’?i2’…in’）nw 初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)
4．電動機(jī)型號的確定
由表20－1查出電動機(jī)型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min。基本符合題目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：
i＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩
項 目 電動機(jī)軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉(zhuǎn)速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉(zhuǎn)矩（N?m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 傳動比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
傳動件設(shè)計計算
1． 選精度等級、材料及齒數(shù)
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計
因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算
按式（10—21）試算，即 dt≥
1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
（1） 試選Kt＝1.6 （2） 由圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1
（4） 由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa
（6） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95； KHN2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)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
2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t d1t≥ = =67.85
（2） 計算圓周速度 v= = =0.68m/s
（3） 計算齒寬b及模數(shù)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
（4） 計算縱向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 計算載荷系數(shù)K
已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1
根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
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。故載荷系數(shù)
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 計算模數(shù)mn mn = mm=3.74
3．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由式(10—17 mn≥
1） 確定計算參數(shù)
（1） 計算載荷系數(shù)
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 （2） 根據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0。88
（3） 計算當(dāng)量齒數(shù)
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齒型系數(shù)
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 計算[σF]
σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
（7） 計算大、小齒輪的 并加以比較 = =0.0126 = =0.01468
大齒輪的數(shù)值大。
2） 設(shè)計計算 mn≥ =2.4 mn=2.5
4．幾何尺寸計算
1） 計算中心距
z1 =32.9，取z1=33 z2=16 a =255.07mm a圓整后取255mm
2） 按圓整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm d2 =425mm
4） 計算齒輪寬度
b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設(shè)計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
II軸：
1．初步確定軸的最小直徑 d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1） 擬定軸上零件的裝配方案
i. I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。
4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。
6. VI-VIII長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6 Fd1=443N Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N
5．精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
1） 判斷危險截面
由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2） 截面IV右側(cè)的
截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為
由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以（[2]P355表15-1）
a) 綜合系數(shù)的計算
由 ， 經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為 ， ，
（[2]P38附表3-2經(jīng)直線插入）
軸的材料敏感系數(shù)為 ， ， （[2]P37附圖3-1） 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為
查得尺寸系數(shù)為 ，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 ， （[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 ， （[2]P40附圖3-4）
軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即 ，則綜合系數(shù)值為
b) 碳鋼系數(shù)的確定 碳鋼的特性系數(shù)取為 ，
c) 安全系數(shù)的計算 軸的疲勞安全系數(shù)為
故軸的選用安全。
I軸：
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步確定軸的最小直徑 3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1） 確定軸上零件的裝配方案
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
d) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機(jī)，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機(jī)外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
e) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)2.5mm，所以該段直徑選為30。
f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，定為40mm。
h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)5mm，所以該段直徑選為46mm。
i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。
j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2） 各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。
c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) 該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm
4．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
W=62748N.mm T=39400N.mm
45鋼的強(qiáng)度極限為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 。

III軸
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1） 軸上零件的裝配方案
2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直徑 60 70 75 87 79 70 長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5．求軸上的載荷
Mm=316767N.mm T=925200N.mm
6. 彎扭校合
滾動軸承的選擇及計算
I軸：
1．求兩軸承受到的徑向載荷
5、 軸承30206的校核
1） 徑向力 2） 派生力 3） 軸向力 由于 ，所以軸向力為 ，4） 當(dāng)量載荷
由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當(dāng)量載荷為
5） 軸承壽命的校核
II軸：
6、 軸承30307的校核
1） 徑向力 2） 派生力 3） 軸向力 由于 ， 所以軸向力為 ，
4） 當(dāng)量載荷 由于 ， ，所以 ， ， ， 。
由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當(dāng)量載荷為
5） 軸承壽命的校核
III軸：
7、 軸承32214的校核
1） 徑向力 2） 派生力 3） 軸向力
由于 ，所以軸向力為 ，
4） 當(dāng)量載荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。
由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當(dāng)量載荷為
5） 軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算

代號 直徑
（mm） 工作長度 （mm） 工作高度 （mm） 轉(zhuǎn)矩（N?m） 極限應(yīng)力（MPa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為 ，所以上述鍵皆安全。
連軸器的選擇 由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它
高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算
由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為 ，
計算轉(zhuǎn)矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機(jī)相連，其孔徑受電動機(jī)外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數(shù)如下：
材料HT200 公稱轉(zhuǎn)矩 軸孔直徑 ， 軸孔長 ， 裝配尺寸 半聯(lián)軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算
由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為 ，
計算轉(zhuǎn)矩為
所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數(shù)如下：
材料HT200 公稱轉(zhuǎn)矩 軸孔直徑 軸孔長 ，裝配尺寸 半聯(lián)軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
減速器附件的選擇
通氣器
由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5
油面指示器 選用游標(biāo)尺M(jìn)16
起吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 選用外六角油塞及墊片M16×1.5
二、潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。
設(shè)計小結(jié)
由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。

以上就是萬千緊固件小編對于304 外六角油塞 二級圓錐圓柱減速器傳動比范圍問題和相關(guān)問題的解答了，希望對你有用