第一篇：帶式輸送機(圓錐—圓柱齒輪減速器)設計說明書

摘要

減速器是一種動力傳達機構，利用齒輪的速度轉換器，將馬達的回轉數(shù)減速到所要的回轉數(shù)，并得到較大轉矩的機構。一般用于低轉速大扭矩的傳動設備，把電動機.內燃機或其它高速運轉的動力通過減速機的輸入軸上的齒數(shù)少的齒輪嚙合輸出軸上的大齒輪來達到減速的目的。

本設計對二級減速器進行了工藝過程及裝配的設計，對減速器各零部件的材料進行了選擇和比較，對它的各部分零件加工精度進行了設計計算，然后利用AutoCAD2004軟件進行二級減速器箱體中各零件的二維制圖;再將各個零件裝配在一起形成二維工程裝配圖;最后，文章對潤滑和密封的選擇，潤滑劑的牌號及裝油量計算。

關鍵詞：箱體；工藝；裝配；設計；AutoCAD

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

目錄

第一章 緒論…………………………………………………………………………………… 5 1.1 設計目的………………………………………………………………………………….5 1.2 設計任務和要求………………………………………………………………………….5 第二章 題目分析﹑傳動方案的擬定……………………………………………………..5 2.1 原始條件和數(shù)據(jù)…………………………………………………………………………..5 2.2 輸送帶工作拉力……………………………………………………………………….6 2.3 結構簡圖如下……………………………………………………………………………..6 2.4 傳動方案的擬定和說明………………………………………………………………….6 第三章 電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動學和動力學計算………………………………… 6 3.1 電動機的選擇……………………………………………………………………………..6 3.2 確定電動機功率…………………………………………………………………………..6 3.3 電動機輸出功率………………………………………………………………………….7 3.4 確定電動機轉速………………………………………………………………………….7 3.5 總轉動比…………………………………………………………………………………………………………………………………………….7 3.6 分配傳動比………………………………………………………………………………..8 3.7 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)…………………………………………………….8 3.8 各軸輸入功率………………………………………………………………………………………………………………………………….8 3.9 各軸輸入轉矩………………………………………………………………………………………………………………………………… 10

3.10 電動機輸出轉矩…………………………………………………………………………….9

第四章 傳動零件的設計計算……………………………………………………………………………………………………………9 4.1 直齒圓柱齒輪的設計…………………………………………………………………… 9 4.2 齒面接觸強度設計……………………………………………………………………….9 4.3 確定公式內各計算數(shù)值………………………………………………………………… 10 4.4 計算………………………………………………………………………………………… 11 4.5 按齒根彎曲強度計算的設計公式為………………………………………………….12 4.6 確定公式內的各計算數(shù)值………………………………………………………………12 4.7 計算彎曲疲勞許用應力……………………………………………………………….13

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

4.8 設計計算……………………………………………………………………………………13 4.9 幾何尺寸計算…………………………………………………………………………….14 第五章 傳動的直齒，錐齒輪的設計……………………………………………………….14 5.1 按齒面接觸強度設計…………………………………………………………………… 14 5.2 確定公式內各計算數(shù)值………………………………………………………………… 14 5.3 計算………………………………………………………………………………………… 15 5.4 按齒根彎曲強度設計…………………………………………………………………… 16 5.5 幾何計算……………………………………………………………………………………18 第六章 軸的設計計算及校核……………………………………………………………… 18 6.1 初步確定軸的最小直徑………………………………………………………………… 18 6.2 軸的結構設計…………………………………………………………………………….18 6.3 Ⅰ軸的校核……………………………………………………………………………….19 6.4 軸承Ⅰ的校核…………………………………………………………………………….21 6.5 驗算軸承壽命…………………………………………………………………………….22 6.6 Ⅲ軸的校核……………………………………………………………………………….22 6.7 軸承Ⅱ的校核…………………………………………………………………………….23 6.8 求兩軸的計算軸向力

和

……………………………………………………….23

6.9 求軸承當量動載荷P1和P2…………………………………………………………….23 6.10 第Ⅲ軸承的校核。………………………………………………………………………24 6.11 求軸承當量動載荷P1和P2……………………………………………………………24 第七章 鍵連接的選擇和校核……………………………………………………………… 25 7.1 選擇鍵連接的類型和尺寸………………………………………………………………25 7.2 校核鍵連接的強度……………………………………………………………………… 25 7.3 第Ⅱ軸中的小圓柱齒輪上鍵的選擇………………………………………………… 25 7.4 第Ⅱ軸中的大圓錐齒輪上鍵的選擇………………………………………………… 25 7.5 第Ⅲ軸中的大圓柱齒輪上鍵的選擇………………………………………………… 25 7.6 校核第Ⅲ軸中的大圓柱齒輪上鍵的強度…………………………………………… 25 7.7 校核第Ⅲ軸中的最小段上鍵的強度………………………………………………… 26 第八章 聯(lián)軸器的選擇和校核……………………………………………………………… 26 8.1 類型選擇，載荷計算，公稱轉矩…………………………………………………… 26

FF帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

8.2 由表14-1，p352,查得轉矩…………………………………………………………… 26 8.3 類型選擇………………………………………………………………………………… 26 第九章 箱體的設計………………………………………………………………………… 26 9.1 箱體的主要結構………………………………………………………………………… 26 第十章 滑和密封的選擇，潤滑劑的牌號及裝油量計算…………………………… 28 10.1 減速器的潤滑…………………………………………………………………………… 28 10.2 減速器的密封…………………………………………………………………………… 28 第十一章 傳動裝置的附件及說明………………………………………………………… 29 11.1 軸承蓋…………………………………………………………………………………… 29 11.2 軸承套杯………………………………………………………………………………… 29 11.3 調整墊片組……………………………………………………………………………… 29 11.4 油標……………………………………………………………………………………….29 11.5 排油孔螺塞……………………………………………………………………………… 29 11.6 檢查孔蓋板……………………………………………………………………………… 29 11.7 通氣器…………………………………………………………………………………….30 11.8 起吊裝置………………………………………………………………………………… 30 11.9 定位銷…………………………………………………………………………………… 30 11.10 起蓋螺釘……………………………………………………………………………….30 設計小結……………………………………………………………………………………...30 參考資料………………………………………………………………………………………… 32 致 謝…………………………………………………………………………………………….33

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

第一章 緒論

1.1 設計目的

畢業(yè)設計是培養(yǎng)學生綜合運用所學的基礎理論和專業(yè)理論知識，獨立解決減速器設計問題的能力一個重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。因此，通過設計應達到下述目的。

1.1.1初步掌握正確的設計思想和設計的基本方法步驟,鞏固深化和擴大所學的知識,培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的工作方法和獨立工作能力。

1.1.2獲得結構設計，零件計算，編寫說明書。繪制部件總裝圖（展開圖，裝配圖）和零件工作圖等方面的基本訓練及基本技能。1.1.3熟悉有關標準、規(guī)格、手冊和資料的應用。1.1.4對現(xiàn)有機械結構初具分析能力和改進設計的能力。

1.2 設計任務和要求

設計基本內容及要求：

按照設計任務，根據(jù)調查研究所提供的權據(jù)和有關技術資料，進行以下工作：制定工藝方案，確定選擇通用部件，設計專用部件，繪制有關圖紙（零件、裝配圖等），編寫技術文件等。其基本內容如下： 1.2.1選擇電動機型號；

1.2.2定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸； 1.2.3設計減速器； 1.2.4選擇聯(lián)軸器。1.2.5減速器裝配圖一張； 1.2.6零件工作圖二張； 1.2.7設計說明書一份。

第二章 題目分析﹑傳動方案的擬定

2.1 原始條件和數(shù)據(jù)

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

膠帶輸送機單班制連續(xù)單向運轉，工作中有輕微振動；使用期限10年，檢修期間隔為3年。該機動力來源為三相交流電，在中等規(guī)模機械廠小批生產。輸送帶速度允許誤差為±5%。

2.2 輸送帶工作拉力

2300N，輸送帶速度：1.6m/s，卷筒直徑：270mm.2.3 結構簡圖如下:

2.4 傳動方案的擬定和說明

由題目所知傳動機構類型為：圓錐—圓柱兩級齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。

本傳動機構的特點是：共三根軸，每根軸直徑依次增大，利用圓錐圓柱齒輪進行傳動，寬度尺寸較小，但錐齒輪加工比圓柱齒輪困難，一般置于高速級，以減小其直徑和模數(shù)。

第三章 電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動學和動力學計算

3.1 電動機的選擇：

選用Y系列一般用途的三相異步電動機

3.2 確定電動機功率：

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

Pw?Fw?vw1000??wKw?2200?0.91000?0.94?2.106kw

?w?0.943.3 電動機輸出功率

P0?Pw?

因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率3.4 ?

確定電動機轉速

按表2-1各傳動機構傳動比范圍，圓錐齒輪轉動比所以總傳動比范圍是

?

一般傳動比為總體傳動比的

可見電動機可選范圍

3.5 總轉動比

圓柱齒輪傳動比

?，帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

3.6 分配傳動比

令

3.7 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)

軸：

II軸：

III軸：

工作軸

3.8 各軸輸入功率

I軸：

II軸：III軸： 7

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

工作軸 ：

3.9 各軸輸入轉矩

I軸：

II軸：

III軸：

工作軸：

3.10 電動機輸出轉矩：

第四章 傳動零件的設計計算

4.1 直齒圓柱齒輪的設計

4.1.1選定直齒圓柱齒輪，8級精度，小齒輪材料為40Gr(調質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。

4.1.2選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)

4.2 齒面接觸強度設計

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

4.3 確定公式內各計算數(shù)值

4.3.1選載荷系數(shù)

4.3.2計算小齒輪傳遞的轉矩

4.3.3由表10-7取得齒寬系數(shù)

4.3.4有表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)

4.3.5有圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限

；大齒輪的接觸疲勞強度極限

4.3.6由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)，4.3.7試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值

4.3.8由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

4.3.9計算接觸疲勞許用應力

取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1.由式10-12得

4.4 計算

4.4.1試算小齒輪分度圓直徑4.4.2計算圓周速度

4.4.3計算齒寬b

4.4.4計算齒寬與齒高之比，代入中較小的值

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

模數(shù)

齒高

4.4.5b計算載荷系數(shù)

根據(jù)直齒輪h?，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)

由表10-2查得使用系數(shù)

；

由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，由，故載荷系數(shù)4.4.6按實際的載荷系數(shù)校所算得的分度圓直徑，由式k査圖10-13k得

kv

b10-10a得

k

4.4.7計算模數(shù)m 4.5 按齒根彎曲強度計算的設計公式為

4.6 確定公式內的各計算數(shù)值KH

H?4.6.1由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限

K

?A?H11

?v??F帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

大齒輪的彎曲疲勞強度極限 4.6.2由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)

4.7 計算彎曲疲勞許用應力

取彎曲疲勞安全系數(shù)

，由式10-12得；

計算載荷系數(shù)

查取齒形系數(shù)

由表10-5查得 查取應力校正系數(shù)

由表10-5查得

計算大小齒輪的

大齒輪的數(shù)值大

4.8 設計計算

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)主要取決于彎曲疲勞所決定的承載能力，而齒面接觸強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，即模數(shù)和齒數(shù)的乘積，可由彎曲強度算得的模數(shù)2.09并就近元稹為標準值m=2.5mm,按接觸強度計算的分度圓直徑

?KK??FEFkk?YY?YY?YFaFaYFaFSaSaYF1

并加以比較

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計。

算出小齒輪齒數(shù)

大齒輪齒數(shù)

取

這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸強度，又滿足了齒根彎曲強度，并做到結構緊湊，避免浪費。

4.9 幾何尺寸計算

4.9.1計算分度圓直徑

4.9.2計算中心距 4.9.3計算齒輪寬度

取

5.1 按齒面接觸強度設計

5.1.1選軸夾角為90度的直齒圓錐齒輪，為8級精度，由表10-1選擇小齒輪材料為40二者材料硬度差40HBS。5.1.2選小齒輪的齒數(shù)

由設計計算公式

5.2 確定公式內各計算數(shù)值

5.2.1試選載荷系數(shù)

dZZ??d?ZB?b?1Ba?

第五章 傳動的直齒，錐齒輪的設計

（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，大齒輪齒數(shù)

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

5.2.2計算小齒輪傳遞的轉矩

5.2.3最常用的值，齒寬系數(shù)

5.2.4由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)

5.2.5由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限

；大齒輪的齒面的接觸疲勞強度極限為

5.2.6由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) ?

5.2.7由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)

5.2.8計算接觸疲勞許用應力TN

取失效概率為，安全系數(shù)，由式（10-12）得

5.3 1 ?

計算

5.3.1試驗算小齒輪分度圓直徑5.3.2計算齒寬

1HLim，代入

HLimS?中較小的值。

1KZ

?

K

RE?0?H

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

5.3.3計算齒寬與齒高之比

模數(shù)

齒高

5.3.4計算載荷系數(shù)

根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)，直齒錐齒輪使用系數(shù)由表10-2查得

5.3.5齒間載荷分配系數(shù)可按下試計算

5.3.6由表k10-9中查得取軸承系數(shù)

故載荷系數(shù)

5.3.7按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得

5.3.8計算模數(shù)

5.4 按齒根彎曲強度設計

曲強度的設計公式為5.4.1確定公式內的各計算數(shù)值

由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限vhmkb

?vHk?tk ?

大齒輪的彎曲強度極限

5.4.2由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)

5.4.3計算彎曲疲勞許用應力。

??

H15

?A?帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

取彎曲疲勞安全系數(shù)

由式（10-12）得

5.4.4計算載荷系數(shù)k

5.4.5查取齒形系數(shù)

由表10-5查得：5.4.6查取應力校正系數(shù)

由表10-5查取

5.4.7計算大，小齒輪的大齒輪的數(shù)值大 5.4.8設計計算

對比計算結果，由齒面接觸疲勞計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強大計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，反于齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.26并就圓整為標準值按接觸強度算得的分度圓直徑

算出小齒輪齒數(shù)

S?K?YYYYY?FaFa?YFaYSaSaFaFF ,并加以比較

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

大齒輪齒數(shù)

這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。

5.5 幾何計算

5.5.1計算分度圓直徑

5.5.2計算中心距

5.5.3計算齒輪齒寬d

取 Z

第六章 軸的設計計算及校核

6.1 初步確定軸的最小直徑

選取軸的材料為40，取

6.2 軸的結構設計a

擬定軸上零件的裝配方案

BB?

???d??帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

6.2.1為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑=24mm;半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度，為了保證軸端擋

略短一些，圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比現(xiàn)取。

6.2.2初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)

=24mm, 由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐 滾子軸承30208，其尺寸為

；而 右端軸徑僅是為了裝配方便，并不承受軸向力亦不對軸上零件起定位和固定作用時，則相鄰直徑的變化差可以較小，一般可取直徑差1~3mm，因此取。

6.2.3取安裝齒輪處的軸段位。已知齒輪輪縠的寬度為略短與輪縠寬度，故取6.3 Ⅰ軸的校核

dLLlI??dII?，故。

；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定，為了是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應。

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

6.3.1已知軸的彎矩和扭矩，可針對某些危險截面（即彎矩和扭矩）而軸徑可能不足的截面，做彎矩合成強度校核計算，按第三強度理論，計算應力。

6.3.2通常由彎矩所產生的彎曲應力是對稱循環(huán)環(huán)變應力而由扭矩所產生的，扭轉切應力，則常常不是對稱循環(huán)應力，為了考慮兩者循環(huán)應力特性不同的影響，引入折合系數(shù)，則計算應力為時，?。蝗襞まD切應力亦為對稱循環(huán)變應力時，取對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為入式，則軸的彎扭合成強度條件為 M??H?Y?M?。當扭轉切應力為靜應力；若扭轉切應力亦為對稱循環(huán)變應力為脈動循環(huán)變應力時，取

。，扭轉切應力,J將和代

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

選用安全。

6.4 軸承Ⅰ的校核

如圖附頁C所示：

Fr1?F?tan?cos?1?439.838N Fa1?Fttan?sin?1?121.14N

Fre?165?Fdae?F2r1v?110?632.23N

Fr2v?Fre?Fr1v??192N

Fr1H?165FT110te?1929N

Fr2H?Fte?Fr1H?654N

Fr1?F22r1v?Fr1H?2030N Fr2?F2求兩軸的計算軸向力 對于30205Fr2v?F2r2H?682N

和

型軸承，由表8-145，軸承派生軸向力

假設

FFr1d1?2Y?634.37N FFr2d2?2Y?213.125N

因為Fae?Fd2?Fd1 所以軸承1被放松，軸承2被壓緊 所以Fa1?Fd1?637.37N

Fa2?Fd1?Fae?513N 求軸承當量載荷P1和P2

FteFF?F20

CM?帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

Fa12F?0.31?e Far1F?0.75?e

a2對軸承1，X1?1 Y1?0 對軸承2，X2?0.4 Y2?1.6

因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6，取

P1?fp?x1Fr1?Y1Fa1??3045N

P2?fp?x2Fr2?Y2Fa2??1230N

6.5 驗算軸承壽命

因P1?P2,所以按軸承1的受力大小來驗算

106? L??60n?c??P??570729?L'h?h

1Ⅱ軸的校核。

彎矩，扭矩圖如圖附頁A所示：

選用45 6.6 Ⅲ軸的校核

MH?FNH1?L1?253N?mMV?FNVM

如圖附頁B所示： 1?L1?92N?m

M?M2V?M2H?269N?m

F?F?D2?360N?m

?ca?36.606????1?合格

HfP帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

6.7 軸承Ⅱ的校核

如圖附頁D所示：

6.8 求兩軸的計算軸向力

對于30205型軸承，由表8-145，軸承派生軸向力

F?F?a?F

2685N 2153N

和

C=32200N 假設

軸承1被壓緊，eFF2Y

被放松F

r

6.9 求軸承當量動載荷P1F和P2

trr

F?F2

?22

?vvH?aa帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

所以對軸承1，2

因軸承運轉中有中等沖擊載荷 取

因為 所以按軸承1的受力大小驗算

6.10 第Ⅲ軸承的校核P

X

Y

如圖附頁E所示：

求兩軸承的計算軸向力

和

對6208型軸承

6.11 求軸承當量動載荷P1和P2

因為軸承運轉中有中等沖擊載荷 F1取2

因為 所以按軸承2的受力大小驗算Ff?F

F23

??P??帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

故所選軸承滿足壽命要求。

第七章 鍵連接的選擇和校核

7.1 選擇鍵連接的類型和尺寸

一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵按第Ⅰ根軸上鍵的選擇： 從表8-61中查得鍵的截面尺寸為：寬度，由輪縠寬度并參考的長度系列取鍵長

高度7.2 校核鍵連接的強度

鍵，軸和輪縠的材料都是鋼，由表6-2P108機械設計查得許用擠壓應力鍵與輪縠鍵槽的接觸高度適。

7.3 第Ⅱ軸中的小圓柱齒輪上鍵的選擇

校核與上面相同，合適。

7.4 第Ⅱ軸中的大圓錐齒輪上鍵的選擇

7.5 第Ⅲ軸中的大圓柱齒輪上鍵的選擇

取 d?bLh?L?lk??????'db??h，取其平均值

'，鍵的工作長度，所以 合合適。

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

7.6 校核第Ⅲ軸中的大圓柱齒輪上鍵的強度

合適。

7.7 校核第Ⅲ軸中的最小段上鍵的強度

8.1 類型選擇，載荷計算，公稱轉矩

為了隔離震動與沖擊

8.2 由表14-1，p352,查得轉矩

8.3 類型選擇

從大轉速為

9.1 箱體的主要結構

9.1.1箱體材料為HT150，采用剖分式箱體，箱體結構最原始的構思：上下箱作成具有一定壁厚

'lk??L?????db??hLL?pp?p??KT?GBTL

合適。

第八章 聯(lián)軸器的選擇和校核

中查得型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為

之間合用。，許用最，軸徑為

第九章 箱體的設計，箱體內側壁與小圓柱齒輪兩端面有間距，與

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

大圓柱齒頂圓有間距。

；下箱體內低壁與大齒輪頂圓的間距應不小于9.1.2為適應軸承寬度和安放軸承蓋，不是加大箱體兩側壁厚而是采取在座孔周圍箱壁外擴成具有一定寬度的軸承座，并在軸承座兩旁設置凸臺結構，是聯(lián)接螺栓能緊靠座孔以提高聯(lián)接剛性。

9.1.3為使下箱座與其他座駕聯(lián)接，下箱座亦需做出凸緣底座。

9.1.4為增加軸承座的剛性，軸承座處可設肋板，肋板的厚度通常取壁厚的0.85倍。

9.1.5鑄造箱體應力力求形狀簡單，為便于造型時取模，鑄件表面沿拔模方向應有斜度，對長度為 的鑄件，拔模斜度為。

名稱 符號 尺寸關系 箱體壁厚 δ 0.025a+箱蓋壁厚

箱座，箱蓋，箱底凸緣厚度 地腳螺栓直徑和數(shù)目 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓直徑

軸承端蓋螺釘直徑

檢查孔蓋螺釘直徑

????b?bba?d

螺栓間

距

軸承座孔（外圈）直徑D

螺釘

數(shù)目6

雙級減速器：

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

距離至箱外壁 至凸緣

;

-軸承外圈直徑

邊緣距離

軸承旁聯(lián)接螺栓具體 S 一般取軸承旁凸臺半徑

軸承旁凸臺高度 根據(jù)低速軸軸承座外徑

扳手空間箱外壁至軸承座端面距離

箱蓋，箱座肋厚

大齒輪頂圓與箱內壁間距離 齒輪端面與箱內壁距離

第十章 滑和密封的選擇，潤滑劑的牌號及裝油量計算

10.1 減速器的潤滑

10.1.1該減速器采用油潤滑，對于浸入油中。當齒輪回轉時粘在其上的油液被帶到嚙合區(qū)進行潤滑，同時油池的油被甩上箱壁，有助散熱。10.1.2為避免浸油潤滑的攪油功耗太大和保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，一般浸油深度以浸油齒輪的一個齒高為適度，但不少于10mm.10.1.2一般齒頂圓至油池底面的距離不應小于30~50mm，為了有利于散熱，每傳遞功率的需油量約為，所以此減速器的需油量為10.1.3高速圓周速 dD,dDffRcDmMcLcmmm??

和的要求

由結構確定

，的齒輪傳動可采用油潤滑，將齒輪

。，可選用320工業(yè)閉式齒輪油。

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

10.2 減速器的密封

10.2.1軸伸出處的密封為占圈式密封，軸承室內側的密封為封油環(huán)密封，檢查孔蓋板，排油螺塞，油標與箱體的接合面均需加紙封油墊或皮封油圈。10.2.2減速器采用鈣鈉基潤滑脂（）。

11.1 軸承蓋 第十一章 傳動裝置的附件及說明

軸承蓋結構采用螺釘式可分為螺釘聯(lián)接式，材料為鑄鐵（HT150），當軸承采用輸油溝飛濺潤滑時為使油溝中的油能順利進入軸承室，需在軸承蓋端部車出一段小直徑和銑出徑向對稱缺口。

11.2 軸承套杯

套杯可用作固定軸承的軸向位置，同一軸線上兩端軸承外徑不相等時使座孔可一次鏜出，調整支承的軸向位置。

11.3 調整墊片組

調整墊片組的作用是調整軸承游隙及支承的軸向位置。墊片組材料為沖壓銅片或08F鋼拋光。

SH28 11.4 油標

采用桿式油標，對于多級傳動則需安置在低速級傳動件附近。長期連續(xù)工作的減速器，在桿式油標的外面常裝有油標尺套，可以減輕油的攪動干擾，以便在不停車的情況下隨時檢測油面。

11.5 排油孔螺塞

為了換油及清洗箱體時排出油污，排油孔螺塞材料一般采用Q235，排油孔螺塞的直徑可按箱座壁厚的倍選取。排油孔應設在便于排油的一側，必要時可在不同位置兩個排油孔以適應總體布局之需。

11.6 檢查孔蓋板

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

為了檢查傳動件嚙合情況，潤滑狀態(tài)以及向箱內注油，在箱蓋上部便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置開足夠大的檢查孔，平時則將檢查孔蓋板蓋上并用螺釘予以固定，蓋板與箱蓋凸臺接合面間加裝防滲漏的紙質封油墊片。

11.7 通氣器

為溝通箱體內外的氣流使箱體內的氣壓不會因減速器運轉時的溫升而增大，從而造成減速器密封處滲漏，在箱蓋頂部或檢查孔蓋板上安裝通氣器。

11.8 起吊裝置

吊環(huán)螺釘裝在箱蓋上，用來拆卸和吊運箱蓋，也可用來吊運輕型減速器。

11.9 定位銷

為確定箱座與箱蓋的相互位置，保證軸承座孔的鏜孔精度與裝配精度，應在箱體的聯(lián)接凸緣上距離盡量遠處安置兩個定位銷，并盡量設置在不對稱位置。常用定位銷為圓錐銷，其公稱直徑（小端直徑）可取，為箱座，箱蓋凸緣聯(lián)接螺栓的直徑；取長度應稍大于箱體聯(lián)接凸緣的總厚度，以利裝拆。

11.10 起蓋螺釘

箱蓋，箱座裝配時在剖分面上涂密封膠給拆卸箱蓋帶來不便，為此常在箱蓋的聯(lián)接凸緣上加工出螺孔，拆卸時，擰動裝與其中的起蓋螺釘便可方便地頂起箱蓋。起蓋螺釘材料為35號鋼并通過熱處理使硬度達HRC28~38。

設計小結

1.通過這次課程設計，我學到了很多，更好地將以前學過的知識和實際應用結合起來，比如《機械原理》，《機械設計》，《材料力學》，《互換性與技術測量》，《圖學》等專業(yè)知識。

2.同時我也了解到一個零件的設計要考慮很多東西，最基本的是它能實現(xiàn)你想要的功能，還有它的經濟性也很重要，同時要考慮具體加工一個零件時的加工方法的不同，材料的選擇等因素。

dd29

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

3.通過這次課程設計也讓我深刻意識到了設計的需要嚴謹?shù)木窈途_的計算。同時也知道了設計一個零件需要做些什么，需要準備哪些方面的東西。

4.由于第一次設計減速器，在設計中也存在一些不足之處，比如剛開始設計時未考慮到很多因素，導致在設計過程出現(xiàn)很多錯誤，針對這些錯誤，在分院老師的指導下，很多錯誤都已經糾正了。

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

參考資料

［1］《機械設計》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2006年5月第8版；

［2］《機械設計課程設計》，浙江大學出版社，陳秀寧，施高義主編，2004年12月第2版； ［3］《材料力學》，高等教育出版社，劉鴻文主編，2004年1月第4版；

［4］《互換性與技術測量》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩菴，莫雨松，李碩根，楊興駿主編；2007年6月第5版；

［5］《機械設計手冊第3卷》，機械工業(yè)出版社，機械設計手冊編委會編著，2004年8月第3版；

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

致 謝

在此次畢業(yè)設計中，通過減速器的分析，對其進行了許多改進，解決了一些關鍵技術難點：1.完成了零件設計的全過程；2.熟悉裝配工藝過程；3.怎樣選擇材料。在設計過程中我遇到了很多的難題，在指導廖老師老師不遺余力的幫助指導下我順利完成了零件圖、裝配圖等的設計。使我把所學知識進行了一次系統(tǒng)性的使用，通過這一課題的實施可以使我們把所學知識學以至用。

老廖師以他嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和豐富的理論知識為我糾正了設計中的錯誤，為我解答了設計中的疑問，為我設計論文的編寫提出了許多寶貴性的意見，付出了很多心血。而我始終感覺到老廖師那種誨人不倦的高風亮節(jié)，這將在我遇到困難的時候永遠激勵著我。另外，廖老師定期檢查設計完成情況，確保了質量和進度。在此，我感謝廖老師在這次畢業(yè)設計中予以我的極大幫助。

最后，對老師審閱我的論文深表感謝，并對我的設計提出不足之處。

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

第二篇：圓錐圓柱齒輪減速器任務書

1.1課程設計說明

本次設計為課程設計，通過設計二級齒輪減速器，學習機械設計的基本過程、步驟，規(guī)范、學習和掌握設計方法，以學習的各種機械設計，材料，運動，力學知識為基礎，以《機械設計》、《機械原理》、《機械制圖》、《機械設計課程設計手冊》、《制造技術基礎》、《機械設計課程設計指導書》以及各種國標為依據(jù)，獨立自主的完成二級減速器的設計、計算、驗證的全過程。親身了解設計過程中遇到的種種問題和解決的方法，思考、分析最優(yōu)方案，這是第一次獨立自主的完成設計過程，為畢業(yè)設計以及以后的就業(yè)工作做下鋪墊。

1.2課程設計題目

帶式運輸機

1.3機構簡圖

1.4已知條件

1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35℃；

2）使用折舊期：8年；

3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； 4）動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V； 5）運輸帶速度允許誤差：±5%；

6）制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。

1.5設計數(shù)據(jù)

運輸帶工作拉力：2800N 運輸帶工作速度：1.4m/s 卷筒直徑：350mm 1.6傳動方案

圓錐圓柱齒輪減速器

由圖可知，該設備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，工作機為帶型運輸設備。減速器為兩級展開式圓錐—圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用圓錐滾子軸承。聯(lián)軸器2、8選用彈性柱銷聯(lián)軸器。

第三篇：DCy160-315-1s型圓錐圓柱齒輪減速器使用維護說明書

DCy160-315-1s型圓錐圓柱齒輪減速器

使用維護說明書

1、概述

DBY、DCY型硬齒面圓錐圓柱齒輪減速器廣泛應用于礦山、冶金、起重運輸、紡織、化工、建材、輕工等行業(yè)。其傳動齒輪、齒輪軸均采用優(yōu)質低碳合金鋼，經滲碳淬火、磨齒等工藝，具有體積小、重量輕、承載能力大、效率高、壽命長等優(yōu)點。

2、工作條件

2.1減速器輸入軸轉速不大于1500r/min。2.2減速器齒輪傳動圓周速度不大于20m/s。

2.3減速器工作環(huán)境溫度為-400C～450C。當環(huán)境溫度低于00C時，啟動前潤滑油應加熱。

2.4輸入、輸出，只可單向負載運轉。

3、減速機的使用及維護 3.1減速機的安裝

3.1.1減速機應水平安裝，不得縱向或橫向傾斜。

3.1.2輸入、輸出軸的聯(lián)接件安裝應采用熱裝冷縮，決不能采用強行打擊或沖擊的裝配方法。

3.1.3輸入與輸出的聯(lián)接件安裝必須同軸，其誤差不得大于所用聯(lián)接件的允許值。用三角帶輪傳遞動力時，應消除不平衡質量，以降低振動噪音和提高軸承壽命。

3.1.4由于采用硬齒面，中心距縮小造成輸入軸軸頸減小，往往比相配套的電機軸細。當采用液力偶合器拖動時，會由于有安裝誤差及偶合器自重過大，給較細的輸入軸的危險截面造成過大附加應力而出現(xiàn)斷軸的可能。為此，建議在設計選用時把偶合器布置在電機軸端，而把彈性聯(lián)軸器裝在輸入軸端。3.1.5各固定螺栓要均勻緊固，不得松動。沖擊載荷較大和啟動頻繁時機座與基礎應配定位螺釘。3.2減速機的潤滑

3.2.1減速機齒輪的潤滑、冷卻

一般采用油池潤滑，自然冷卻。

當減速機工作平衡溫度超過1000C時，或承載功率超過熱功率PG1時，可采用循環(huán)油潤滑，或采用油池潤滑加盤狀管冷卻。對于停歇時間超過24h且滿載啟動的減速機應采用循環(huán)油潤滑，并應在啟動前給潤滑油。

注入潤滑油時，應等待潤滑油在減速機內均勻分布后，再按刻線檢查其最終油位，建議能達到高油位。

循環(huán)潤滑的油量一般不少于0.5L/kw,或按熱平衡膠合強度計算。

潤滑油的牌號（粘度）按高速級齒輪圓周速度V或潤滑方式選擇：

當V<2.5m/s或當環(huán)境溫度在350C～450C之間時選用中負荷齒輪油N320。

當V>2.5m/s或當采用循環(huán)潤滑時，選用中負荷齒輪油N220。3.2.2軸承的潤滑采用飛濺油潤滑。潤滑油品與齒輪潤滑油品相同。3.2.3潤滑油的加熱

3.2.3.1當減速機潤滑油低于00C時，可以用浸沒式電加熱器，或者蒸汽加熱線圈對潤滑油的加熱。也可用其它加熱系統(tǒng)加熱。

3.2.3.2一般對潤滑油最好預熱到+100C時，可停止對油加熱。3.3減速器的維護 3.3.1在啟動前，減速機必須加入潤滑油，并且達到其正確的油位，在任何情況下，油位不能低于最低位置。3.3.2減速機在首次使用前，用手轉動應靈活，無卡滯現(xiàn)象，然后進行空載運轉，時間不少于2小時。運轉應平穩(wěn)、無沖擊、振動等現(xiàn)象。出現(xiàn)故障應及時排除。

3.3.3減速機在首次使用時，運轉300～600小時后，需更換潤滑油，此后，每運轉1500～5000小時在更換一次，這主要由工作環(huán)境決定，當每次更換的時間不應超過12個月。在換油的同時，英同時清理箱體內污物。

3.3.4在工作中要經常檢查潤滑油的質量，對發(fā)現(xiàn)油溫突然升高及不正常噪聲時，應立即停車檢查，排除故障，再繼續(xù)使用。

第四篇：雙級圓柱齒輪減速器設計說明書

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

一、設計任務書 1.設計任務

設計帶式輸送機傳送機構傳動系統(tǒng)。要求傳動系統(tǒng)中含有兩級圓柱齒輪減速器。具體工作任務：

（1）繪制減速器裝配圖一張；（2）繪制零件工作圖2張；

（3）編寫設計計算說明書1份。2.傳動系統(tǒng)方案

圖中各部件為：

1.電動機；2.連軸器；3.減速器； 4.連軸器；5.滾筒； 6.輸送帶

3.原始數(shù)據(jù)

輸送帶有效拉力F=3000N；

輸送帶工作速度v=1.3m/s（允許誤差±5%）； 輸送機滾筒直徑d=355mm； 減速器設計壽命5年。4.工作條件

兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載啟動，工作載荷有輕微振動；電壓為380/220V三相交流電。

二、傳動系統(tǒng)總體設計 1.電機的選擇

按設計要求及工作條件選用Y系列三相異步電機，臥式封閉結構，電壓330V。1)電動機容量的選擇

根據(jù)已知條件計算工作機所需有效功率

Pw?F?v?3000?1.31000?3.9kW

設：?4w——輸送機滾筒軸（4軸）至輸送帶之間的傳送效率；

?c——聯(lián)軸器效率，?c?0.99(參考文獻1附表B-10)；

?g——閉式圓柱齒輪傳動效率，?g?0.97(參考文獻1附表B-10)；

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

由傳動系統(tǒng)方案知：

i01?i34?1

則兩級圓柱齒輪傳動比

i??i12?i34?13.73

為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩對齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBS?350、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比

i12?(1.3~1.5)i?4.38

那么

i?23?ii?3.13

12那么各傳動比分配結果如下：

i01?1,i12?4.38,i23?3.13,i34?1

3.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算

傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩計算如下： 0軸（電機軸）

n0?nm?960r/min

P0?Pr?4.59kW

T04.590?9550Pn?9550?960?45.66N?m

01軸（高速軸）

n1?n0i?960r/min 01P1?Pr??01?4.54kW

T4.541?9550P1n?9550?1960?45.16N?m

2軸（中間軸）

n2?n1i?219.18r/min

12P2?P1??12?4.36kW

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

根據(jù)參考文獻2圖8-35查得壽命系數(shù)ZN1?0.92，ZN2?0.96 因為一對齒輪均為軟齒面，故工作硬化系數(shù)ZW?1 一般設計中取潤滑系數(shù)ZL?1

根據(jù)參考文獻2表8-8，當失效概率小于1/100時，取接觸強度最小安全系數(shù)SH'min?1

將以上數(shù)值帶入許用接觸應力計算公式

[?H1]?ZN1??H',lim1S?0.92?560?515MPa

H'min1[??ZN2??H',lim2?0.96?500H2]SH'min1?480MPa

（3）按齒面接觸強度條件計算中心距a 由參考文獻2中式8-45

'a?(u?1)500KTZ'''?231???ZEHZ?Z???mm au??[?H]?初設螺旋角?'?10?（由最后幾何條件確定）理論傳動比i12'?u'?4.38 高速軸轉矩T1?45.16N?m

齒寬系數(shù)?a?0.35（見參考文獻1表4-3）初取載荷系數(shù)K'?1.85

彈性系數(shù)Z??189.8MPa（據(jù)參考書目2表8-7）初取節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z'H?2.475 初取重合度系數(shù)Z'E?0.80 初取螺旋角系數(shù)Z'??0.992 將以上數(shù)據(jù)帶入中心距計算公式

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

齒輪精度取8級

按參考文獻2圖8-21，KV?1.13

○3齒向載荷分布系數(shù)K? 按參考文獻2圖8-24，軟齒面，不對稱布置，?(u?1)?ad?2?0.96，K??1.14

○4齒間載荷分配系數(shù)K? 端面重合度???[1.88?3.2(1z?1?1.68

1z)]cos?2縱向重合度?bsin????m?1.60

n由參考文獻2式（8-38），重合度????????1.68?1.60?3.28K??1.43

K?KAKVK?K??1?1.13?1.14?1.43?1.84?K'

原設計偏于安全，不再重新進行有關計算。（5）驗算輪齒彎曲強度

1）根據(jù)參考文獻2圖8-32（c）查得

?F',lim1?240MPa

?F',lim2?200MPa

2）接觸應力變化總次數(shù)

N1?60n1?Lh?60?960?1?24000?1.382?109

N82?60n2?Lh?60?219.18?1?24000?3.16?10

根據(jù)參考文獻2圖8-45查得壽命系數(shù)YN1?0.88，YN2?0.93（2）根據(jù)參考文獻2表8-8得SF'min?1.25（3）齒形系數(shù)，根據(jù)參考文獻2圖8-28 YFa1?2.6，YFa2?2.2

（4）應力修正系數(shù)，根據(jù)參考文獻2圖8-29 YSa1?1.62，YSa2?1.83

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

大齒輪材料為45鋼（正火），硬度HBS2=170~217（2）確定許用接觸應力[?HP3]和[?HP4] 由文獻2知接觸應力計算公式為：

[?H]??H',limSH'minZNZWZLMPa

根據(jù)參考文獻2圖8-33（c）查得

?H',lim3?560MPa ?500MPa ?H',lim4根據(jù)接觸應力變化總次數(shù)

N3?60n2?Lh?60?219.18?1?24000?3.16?10N4?60n3?Lh?60?70.02?1?24000?1.01?1088

根據(jù)參考文獻2圖8-35查得壽命系數(shù)ZN3?0.96，ZN4?1 因為一對齒輪均為軟齒面，故工作硬化系數(shù)ZW?1 一般設計中取潤滑系數(shù)ZL?1

根據(jù)參考文獻2表8-8，當失效概率小于1/100時，取接觸強度最小安全系數(shù)SH'min?1

將以上數(shù)值帶入許用接觸應力計算公式

[?H3]?ZN3??H',lim3SH'minZN4??H',lim4SH'min?0.96?56011?5001?537.6MPa

[?H4]???500MPa

（3）按齒面接觸強度條件計算中心距a 由參考文獻2中式8-45

'''500KT1?ZEZHZ?Z?a?(u?1)3??au?[?H]?'?mm ???2理論傳動比i23'?u'?3.13 轉矩T2?189.97N?m

齒寬系數(shù)?a?0.35（見參考文獻1表4-3）

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

○1使用系數(shù)KA，按參考文獻2表8-5，KA?1 ○2動載系數(shù)KV 齒輪圓周速度v??d3n23.14?98?219.1860000?60000?1.12ms

齒輪精度取8級

按參考文獻2圖8-21，KV?1.13

○3齒向載荷分布系數(shù)K? 按參考文獻2圖8-24，軟齒面，不對稱布置

?d?bd?0.71，K??1.11

3○4齒間載荷分配系數(shù)K? 端面重合度?1??[1.88?3.2(z?11.79

1z)]?2縱向重合度?r????1.79

由參考文獻2式（8-38），重合度??????r?1.79?1.79?3.58K??1.44

K?KAKVK?K??1?1.13?1.11?1.44?1.80?K'

原設計偏于安全，不再重新進行有關計算。（5）驗算輪齒彎曲強度

1）根據(jù)參考文獻2圖8-32（c）查得

?F',lim3?240MPa

?F',lim4?200MPa

2）接觸應力變化總次數(shù)

N3?60n2?Lh?60?219.18?1?24000?3.16?108

N4?60n3?Lh?60?70.02?1?24000?1.01?108

根據(jù)參考文獻2圖8-45查得壽命系數(shù)YN3?0.92，YN4?0.96（6）根據(jù)參考文獻2表8-8得SF'min?1.25

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

四、減速器軸的設計 1.軸的布置

a1?140mm，a2?200mm

bh1?54mm，bh2?49mm，bl1?75mm，bl2?70mm

考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸s?11mm

考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸k?10mm 為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c?4mm 初取軸承寬度為n1?20mm，n2?22mm，n3?22mm 3根軸的支撐跨距分別為

l1?2?(c?k)?bh1?s?bl1?n1?2?(4?10)?54?11?75?20?188mm l2?2?(c?k)?bh1?s?bl1?n2?2?(4?10)?54?11?75?22?190mm l3?2?(c?k)?bh1?s?bl1?n3?2?(4?10)?54?11?75?22?190mm

2.高速軸的設計

A.選擇軸的材料及熱處理

小齒輪采用齒輪軸結構。選用45號鋼調質。

B.軸的受力分析 軸的受力簡圖如圖：

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

?Md1A?0.RBy?lAB?Fa1?2?Fr1?lAC?0.得到

RBy=120.23N ?MB?0.Fr1?lBC?Fd1a1?2?RAy?lAB?0.得到

RAy=509.30N 合成支撐反力為：RA?1334.48N,RB?474.66N（3）計算彎矩 水平面內：

MAX?MBX?0.MCx?RBxlBC?62908N?mm

豎直面內：

MAy?MBy?0.MCy??RAylAC?25974N?mm MCy??RBylBC?16472N?mm

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

減速器高速軸的結構如下圖：

3.中間軸的設計

A.選擇軸的材料及熱處理 選用45號鋼調質。

B.軸的受力分析 軸的受力簡圖如圖：

lAB?l3?190mm

lbl1BC?c?k?2?n32?52mm

lAC?lAB?lBC?138mm

（1）計算齒輪的嚙合力

FT2189.87t2?2000d?2000?2239.06N?1589.31NFr2?Ftan?nt2cos??1589.31?tan20?cos11?52'59''N?591.13NFa2?Ft2tan??1589.31?tan11?52'59''?334.44N

F2000T22000?189.97t3?d?398?3876.94NFr3?Ft3tan?n?3876.94?tan20??1411.10N（2）求支撐反力 在水平面內，有

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

M??RAylAC?12752N?mm M??Fr3lBD?(RBy?Fr3)lBC?40460N?mm

CyCyMDy?RBylBD?109813N?m

合成彎矩：

MA?MB?0

M?M22C?Cx?MCy??17951N?mmM22C??MCx?MCy??42386.6N?mm MD?M2DX?M2DY?219268N?mm

（4）合成扭矩T=Ft2·d2/2=189970N·mm

（5）軸的初步計算 根據(jù)參考文獻2式16-6，d?310M2?(?T)2[?]mm

根據(jù)參考文獻2表16-7，軸的材料為45號鋼調質處理，?b?637MPa

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

lAB?l3?190mm

ll1BC?c?k?b2?n32?62.5mm

lAC?lAB?lBC?127.5mm

（1）計算齒輪的嚙合力

F32000?571.47t4?2000Td?4302N?3784.57N

Fr1?Ft1tan?n?3784.57?tan20?N?1377.47N（2）求支撐反力 在水平面內，有

?MB?0.Ft4lBC?RAxlAB?0得到RAx=3784.57N ?MA?0.RBxlAB?Ft4lAC?0得到RBy=2539.65N 在豎直面內，有

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

（4）合成扭矩T?Ft4?d4/2?571470N?mm

（5）軸的初步計算 根據(jù)參考文獻2式16-6，d?310M2?(?T)2[?]mm

根據(jù)參考文獻2表16-7，軸的材料為45號鋼調質處理，?b?637MPa 根據(jù)參考文獻2表16-3，插值得[??1]?58.7MPa 取折算系數(shù)??0.6 代入得，d?310M2?(?T)2[?]?38.87mm

（6）軸的結構設計

按經驗公式，減速器輸入端的軸端直徑

dd?(0.3~0.35)dm?(0.3~0.35)?200?60~70mm

參考聯(lián)軸器標準軸孔直徑，取dd?72mm

安裝齒輪、聯(lián)軸器處軸肩結構尺寸按參考文獻1表5-1確定。減速器低速軸的結構如下圖：

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

根據(jù)參考文獻2表17-8，沖擊載荷系數(shù)fp?1.5。當量動載荷

Pr?fp(XFr?YFa)?1.5?(0.56?3507.75?2.30?334.44)N?4100.33N

11C?hn?js?PrL?P60Lr(106)?22157.96?Cr故所選軸承滿足壽命要求。

6209軸承：D?85mm,damin?52mm,B?19mm 3.低速軸滾動軸承的選擇

Fr?2702.64N,n?70.02rmin，Lh?2.5?16?300?12000h。

初選滾動軸承6013GB/T276，基本額定動載荷Cr?32000N，基本額定靜載荷C0r?24800N。

根據(jù)參考文獻2表17-8，沖擊載荷系數(shù)fp?1.5。當量動載荷

Pr?fpFr?1.5?2702.64?4053.96N11

C?js?PrL?Pr(60Lhn106)??14976?Cr故所選軸承滿足壽命要求。

6013軸承：D?100mm,damin?72mm,B?18mm

六、鍵和聯(lián)軸器的選擇 1.高速軸鍵和聯(lián)軸器的選擇

（1）高速軸的工作轉矩T1?45.16N?m，工作轉速為n1?960r/min。

根據(jù)參考文獻2表18-1，取工作情況系數(shù)K?1.75。計算轉矩Tc?KT?79.03N?m

根據(jù)參考文獻2附錄c-16,選聯(lián)軸器為 LX3聯(lián)軸器YA38?82YA32?82GB/T5014?2003。

許用轉矩[T]?1250N?m，許用轉速[T]?4750r/min

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

選A型普通平鍵。

d31?71mm,L31?70mm,L31?70?5~10mm?60~65mm '根據(jù)參考文獻2表16-8選取20?12?63GB1096：

b?20mm,h?12mm,L?63mm

根據(jù)參考文獻2表16-9查得許用擠壓應力[?p]?110MPa

?p?FA?4000Tdhl?62.39MPa?[?p]

滿足要求。

（2）根據(jù)參考文獻2表18-1，取工作情況系數(shù)K?1.75。計算轉矩Tc?KT?1069.28N?m

根據(jù)參考文獻2附錄c-16,選聯(lián)軸器為 LX4聯(lián)軸器YA55?112YA48?112GB/T4323。

許用轉矩[T]?2500N?m，許用轉速[n]?3870r/min 均符合要求。

（10）選A型普通平鍵。

d32?55mm,L11?112mm,L11?112?5~10mm?102~107mm '根據(jù)參考文獻2表16-8選取16?10?100GB1096：

b?16mm,h?10mm,L?100mm,l?84mm

根據(jù)參考文獻2表16-9查得許用擠壓應力[?p]?110MPa

?p?FA?4000Tdbl?4000?571.4755?10?84?49.48MPa?[?p]

滿足要求。

七、減速器潤滑方式潤滑劑及密封裝置的選擇

（一）潤滑：

由參考文獻1建議，齒輪采用浸油潤滑；當齒輪圓周速度v?12m/s時，圓柱齒輪浸油深度以一個齒高、但不小于10mm為宜，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~50mm。軸承潤滑采用脂潤滑，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的13~12，采

（二）密封：

防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А㈤唴⒖嘉墨I1，高低速軸密封圈為氈圈密封。箱體與箱座接合面的密封采用密封膠進行密封。

第五篇：帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器設計說明書

帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器設計說明書 2008年12月23日 星期二 01:26 P.M.一種單級圓柱齒輪減速器，主要由主、從動變位齒輪、軸承、擋圈、端蓋、主、副殼體、花鍵軸、內花鍵套法蘭、壓蓋、軸承座組成。

其特點是主動變位齒輪是臺階式的，一端部齒輪與從動變位齒輪聯(lián)接，另一端部與軸承、擋圈固定聯(lián)接，軸承的外套與軸承座聯(lián)接，軸承座與副殼體表面聯(lián)接固定。

此減速器由于主、從齒輪采用變位齒輪，主動變位齒輪的另一端部增加軸承、軸承座，改變過去的懸臂狀態(tài)，加強齒輪的工作強度，提高了減速器的壽命。

下面是設計說明書：

修改參數(shù)：輸送帶工作拉力：2300N 輸送帶工作速度：1.5m/s 滾筒直徑：400mm 每日工作時數(shù)：24h 傳動工作年限：3年

機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器 目 錄 設計任務書……………………………………………………1 傳動方案的擬定及說明………………………………………4 電動機的選擇…………………………………………………4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………5 傳動件的設計計算……………………………………………5 軸的設計計算…………………………………………………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 設計小結………………………………………………………18 參考資料目錄…………………………………………………18 機械設計課程設計任務書

題目：設計一用于帶式運輸機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；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器 二． 工作情況： 載荷平穩(wěn)、單向旋轉 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． 設計內容

1.電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2.斜齒輪傳動設計計算 3.軸的設計

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.設計計算說明書的編寫 五． 設計任務

1． 減速器總裝配圖一張 2． 齒輪、軸零件圖各一張 3． 設計說明書一份 六． 設計進度

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 由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。

本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。電動機的選擇

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

2．電動機容量的選擇 1）工作機所需功率Pw Pw＝3.4kW 2）電動機的輸出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW 3．電動機轉速的選擇

nd＝（i1’?i2’…in’）nw 初選為同步轉速為1000r/min的電動機 4．電動機型號的確定

由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速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

由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：

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。各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩

項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪 轉速（r/min）960 960 192 38.4 38.4 功率（kW）4 3.96 3.84 3.72 3.57 轉矩（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（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），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．按齒面接觸強度設計

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)進行計算 按式（10—21）試算，即 dt≥

1）確定公式內的各計算數(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度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13計算應力循環(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．按齒根彎曲強度設計 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）結構設計

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。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設計計算

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．軸的結構設計

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右側的

截面上的轉切應力為

由于軸選用40cr，調質處理，所以（[2]P355表15-1）a)綜合系數(shù)的計算

由，經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為，（[2]P38附表3-2經直線插入）軸的材料敏感系數(shù)為，（[2]P37附圖3-1）故有效應力集中系數(shù)為

查得尺寸系數(shù)為，扭轉尺寸系數(shù)為，（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）軸采用磨削加工，表面質量系數(shù)為，（[2]P40附圖3-4）

軸表面未經強化處理，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．軸的結構設計

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，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機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，定位軸肩高度應達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，經標準化，定為40mm。h)為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達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壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取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．按彎扭合成應力校核軸的強度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45鋼的強度極限為，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．軸的結構設計

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）當量載荷 由于，所以，。

由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為 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）當量載荷 由于，所以，。

由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為 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）當量載荷 由于，所以，。

由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為 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）轉矩

（N?m）極限應力（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)軸器的設計計算

由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉矩為

所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，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)軸器的設計計算

由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉矩為

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

由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器 選用游標尺M16 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

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整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(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。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。設計小結

由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，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，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的。