帶式輸送機傳動裝置中二級圓柱齒輪減速器設計說明書

① 求一份同軸式二級圓柱齒輪減速器 設計說明書

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……………………………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：設計一用於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—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器

二． 工作情況：
載荷平穩、單向旋轉

三． 原始數據
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，兩大齒輪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、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
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
由於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
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z1＝20，大齒輪齒數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於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥
1） 確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt＝1.6
（2） 由圖10－30選取區域系數ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數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計算應力循環次數
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K
已知載荷平穩，所以取KA=1
根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數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
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

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

（7） 計算模數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
（1） 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

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

（3） 計算當量齒數
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
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取應力校正系數
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 並加以比較
= =0.0126
= =0.01468
大齒輪的數值大。

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圓整後取255mm

2） 按圓整後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於160mm，而又小於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段軸用於安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. II-III段軸肩用於固定軸承，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，長度就等於小齒輪寬度90mm。
4. IV-V段用於隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5. V-VI段用於安裝大齒輪，長度略小於齒輪的寬度，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
由於截面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
由於軸選用40cr，調質處理，所以
， ， 。
（[2]P355表15-1）
a) 綜合系數的計算
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）
軸的材料敏感系數為 ， ，
（[2]P37附圖3-1）
故有效應力集中系數為
查得尺寸系數為 ，扭轉尺寸系數為 ，
（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸採用磨削加工，表面質量系數為 ，
（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即 ，則綜合系數值為
b) 碳鋼系數的確定
碳鋼的特性系數取為 ，
c) 安全系數的計算
軸的疲勞安全系數為
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）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
d) 由於聯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，經標准化，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，寬度不小於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（採用油潤滑），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、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) 該段由聯軸器孔長決定為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 ，又由於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
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，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
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，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
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，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

由於鍵採用靜聯接，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
由於彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它。

二、高速軸用聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由於聯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）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑 ，

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

三、第二個聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）

減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M16
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、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
採用浸油潤滑，由於低速級周向速度為，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
由於軸承周向速度為，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，考慮到該裝置用於小型設備，選用L-AN15潤滑油。

四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。
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
由於時間緊迫，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，能使我在以後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，傳動更穩定精確的設備。

參考資料目錄
[1]《機械設計課程設計》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編，1995年12月第一版；
[2]《機械設計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2001年7月第七版；
[3]《簡明機械設計手冊》，同濟大學出版社，洪鍾德主編，2002年5月第一版；
[4]《減速器選用手冊》，化學工業出版社，周明衡主編，2002年6月第一版；
[5]《工程機械構造圖冊》，機械工業出版社，劉希平主編
[6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年8月第四版；
[7]《互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001年1月第四版。

② 帶式輸送機裝置中的二級圓柱齒輪減速器設計說明書

設計參數：

1、運輸帶工作拉力: ；

2、運輸帶工作速度: ；

3、滾筒直徑： ；

4、滾筒工作效率： ；

5、工作壽命：8年單班制工作，所以， ；

6、工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動。

傳動裝置設計：

一、傳動方案：展開式二級圓柱齒輪減速器。

二、選擇電機：

1、類型：Y系列三相非同步電動機；

2、型號：

工作機所需輸入功率： ;

電機所需功率： ;

其中， 為滾筒工作效率，0.96

為高速級聯軸器效率，0.98

為兩級圓柱齒輪減速器效率，0.95

為高速級聯軸器效率，0.98

電機轉速 選：1500 ；

所以查表選電機型號為：Y112M-4

電機參數：

額定功率： 4Kw

滿載轉速： ＝1440

電機軸直徑：

三、 傳動比分配：

（ ）

其中： 為高速級傳動比， 為低速級傳動比，且 ，

取 ，則有： ；

四、傳動裝置的運動和動力參數

1、電機軸： ；

；

；

2、高速軸： ；

；

；

3、中間軸： ；

；

；

4、低速軸： ；

；

；

5、工作軸： ；

；

；

傳動零件設計：

一、齒輪設計（課本p175）

高速級（斜齒輪）：

設計參數：

1、選材：

大齒輪：40Cr，調質處理，硬度300HBS；

小齒輪：40Cr，表面淬火，硬度40~50HRC。

2、確定許用應力：

1）許用接觸應力：

而：

因為 ，所以，只需考慮 。

對於調質處理的齒輪， 。

；

查表（HBS為300）有循環基數 ，故， ，所以， 。

2）許用彎應力：

查表有：

取 ，單向傳動取 ，因為，

所以取 ，則有：

3）齒輪的工作轉矩：

4）根據接觸強度，求小齒輪分度圓直徑：

其中， （鋼制斜齒輪）， 。

所以，取 ，則有

5）驗算接觸應力：

其中，取

而，齒輪圓周速度為：

故， （7級精度），

所以，最終有，

6）驗算彎曲應力：

其中， （x=0）

，所以應驗算大齒輪的彎曲應力

低速級（直齒輪）：

設計參數：

1、選材：

大齒輪：40Cr，調質處理，硬度300HBS；

小齒輪：40Cr，表面淬火，硬度40~50HRC。

2、確定許用應力：

1）許用接觸應力：

而：

因為 ，所以，只需考慮 。

對於調質處理的齒輪， 。

；

查表（HBS為300）有循環基數 ，故， ，所以， 。

2）許用彎應力：

查表有：

取 ，單向傳動取 ，因為，

所以取 ，則有：

3）齒輪的工作轉矩：

4）根據接觸強度，求小齒輪分度圓直徑：

其中， （鋼制直齒輪）， 。

所以，取 ，則有

5）驗算接觸應力：

其中，取

（直齒輪），

而，齒輪圓周速度為：

故， （7級精度），

所以，最終有，

6）驗算彎曲應力：

其中， （x=0）

，所以應驗算大齒輪的彎曲應力

所以，計算得齒輪的參數為：

高速級
大
184.5
2
90
112.75
45

1
0.25

小
41
20
50

低速級
大
210
2.5
84
140
55
－

小
70
28
62

二、聯軸器選擇

高速級： ，電機軸直徑： ，所以，選擇 ；

低速級： 所以，選擇 ；

三、初算軸徑

（軸的材料均用45號鋼，調質處理）

高速軸： ，（外伸軸，C=107），根據聯軸器參數選擇 ；

中間軸： ，（非外伸軸，C=118），具體值在畫圖時確定；

低速軸： ，（外伸軸，C=107），根據聯軸器參數選擇 。

四、軸承的潤滑方式選擇：

高速級齒輪的圓周速度為：

所以，軸承採用油潤滑。高速級小齒輪處用擋油板。

五、箱體的結構尺寸：（機械設計課程設計手冊p173）

箱座壁厚： ，而 ，

所以，取 。

箱蓋壁厚： ，所以，取 。

箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度：

箱座、箱蓋的肋厚：

軸承旁凸台的半徑：

軸承蓋外徑： （其中，D為軸承外徑， 為軸承蓋螺釘的直徑）。

中心高：

取： ；

地腳螺釘的直徑： （因為： ）；數目：6。

軸承旁聯接螺栓的直徑： ；

箱蓋、箱座聯接螺栓的直徑：

軸承蓋螺釘的直徑： 數目：4；

窺視孔蓋板螺釘的直徑： 。

至箱外壁的距離：

至凸緣邊緣的距離： 。

外箱壁到軸承座端面的距離： 。

齒輪頂圓與內箱壁距離： ，取： 。

齒輪端面與內箱壁距離： ，取： 。

六、初選軸承：

高速軸：205， ；

中間軸：306, ；

低速軸：2209, ；

軸承端蓋外徑：

高速軸： ;

中間軸： ；

低速軸：

七、軸的強度核算：

軸所受的力：

高速級： ;

;

。

低速級： ；

；

軸的受力分析：

高速軸：

由力平衡有：

受力如圖：

；

；

；

選材為45號鋼調質處理，所以

查表有：

；

；

所以，危險截面為截面C

；

而此處 ，

所以，此處滿足強度要求，安全。

中間軸：

由力平衡有：

受力如圖：

；

；

；

；

可見B處受力更大，

；

選材為45號鋼調質處理，所以

查表有：

；

；

所以，危險截面為截面B

；

而此處 ，所以，此處滿足強度要求，安全。

低速軸：

由力平衡有：

受力如圖：

；

選材為45號鋼調質處理，所以查表有：

；

；

所以，危險截面為截面B

；

而此處 ，

所以，此軸滿足強度要求，安全。

八、軸承使用壽命計算：（ ）

高速軸：

選用205，則有： 。

計算步驟和結果如下：

計算項目
計算結果

0.0317

0.225

1.1

942.2N

，

結論
（滿足壽命要求）

中間軸： ；

選用306，則有： 。

計算步驟和結果如下：

計算項目
計算結果

0.015

0.192

1.1

1727N

，

結論
（滿足壽命要求）

低速軸：選用2 209，則有： 。

徑向當量動負荷 ;

徑向當量靜負荷 ；

所以， 。

九、齒輪詳細參數：

高速級大齒輪：

低速級大齒輪：

③ 機械設計課程設計的帶式輸送機傳動裝置的課程設計說明書，是二級圓柱齒輪減速器的

蝸輪減速機和斜齒輪減速電機的故障原因及排除方法

1、斜齒輪減

故障

可能原因

處理方法

減速機過熱

1）超負荷
2）潤滑油不足或過多

1）檢查實際負荷，調整到規定值上或更換較大功率的減速機2）按規定用油量用油

異常的穩定的運轉雜訊

1）轉動/研磨雜訊，軸承損壞
2）敲擊雜訊，嚙合不規則

1）檢查油
2）與用戶服務機構聯系

異常的不穩定的運轉雜訊

油污染或油量不足

換油或加油至規定值

通氣器漏油

1）油量太多
2）通氣器安裝不正確

1）修正油位
2）正確安裝通氣器

漏油

密封損壞

與用戶服務機構聯系

電動機轉動時輸出軸不轉

減速機鍵聯接破壞

送去檢修

速電機一般故障原因及排除方法

如果您需要我公司用戶服務部門的幫助請：
1.詳細說明銘牌的數據
2.詳細說明故障的類型和程度
3.詳細說明故障發生的時間和情況
4.詳細說明可能的原因

2、蝸輪一般故障原因及排除方法

故障類型

故障原因

排除方法

減速機過熱

超負荷運載
潤滑油過少或過多
潤滑油不良或不適當
油封過度摩擦
出力軸與傳動裝置連接 不當

調整至適當負荷或選大機 型
依指示加入適當潤滑油
油排出後加入適當潤滑油
在油封處滴數滴潤滑油
調整至適當位置

減速機雜音

蝸輪、蝸桿嚙合不良
軸承損傷或間隙過大
潤滑油不足
異物侵入

修整齒接觸面
更換軸承
依指示加入適量潤滑油
去除異物並更換潤滑油

不正常振動

傳動裝置固定不良
蝸輪磨耗或損傷
軸承磨耗或損傷
螺栓松脫
異物侵入

固定傳動裝置
更換蝸輪
更換軸承
擰緊螺栓
去除異物並更換潤滑油

漏油

油封損傷
密封墊破損
油量過多
油塞松脫
油標破損

更換油封
更換密封墊
加入適量潤滑油
擰緊油塞
更換油標

入力或出力軸不轉

蝸輪蝸桿過熱
軸承損壞
異物侵入
蝸輪、蝸桿過度磨損

更換或維修
更換軸承
去除異物並更換潤滑油
更換蝸輪或蝸桿

蝸輪過度磨損

超負何運轉
潤滑油不良或不適當
潤滑油不足
軸承磨損
運轉溫度過高

調整至適當負何
更換適當潤滑油
依指示加入適當潤滑油
更換軸承
改善通風環境

常州市華龍機電慧邦傳動機械廠

④ 急求兩級圓柱齒輪減速器的設計說明書

一、前言
(一)
設計目的：
通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
(二)
傳動方案的分析
機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。
帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。
齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、確定電動機型號
根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2 、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N�6�1mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N�6�1m
=9550×4.138/96 =411.645N�6�1m
=9550×4.056/96 =403.486N�6�1m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100 ，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比： u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取 φ
齒寬： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1 、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1 、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2 、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1 、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3 、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接 =25mm L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄
1、吳宗澤、羅聖國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解蘭昌等編著.緊密儀器儀表機構設計.杭州：浙江大學出版社，1997.11

⑤ 帶式輸送機傳動裝置中的圓錐-圓柱二級減速器的設計說明書

給你發過去了[email protected]~~

⑥ 帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器的畢業論文

可以給你個參考說明書看看，沒有做的你這么完整
看一下你要的是不是這個圖，這個帖子http://..com/question/209124655.html?si=5有貼內圖，如果容能幫你請hi我或者確認你的帖子時說明，我收到最佳答案的通知後傳你郵箱圖紙

⑦ 帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器的設計

設計

⑧ 帶式輸送機傳動裝置的二級圓柱齒輪減速器設計任務書

搞這種設計是要收錢的啊，朋友，