单级减速器计算说明范例Word格式文档下载.docx
《单级减速器计算说明范例Word格式文档下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《单级减速器计算说明范例Word格式文档下载.docx（18页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。
主要体现在如下几个方面：
（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。
（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。
（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。
（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用
带式输送机传动系统中的减速器。
要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及v带传动。
输送带的最大有效拉力F=1150N,输送带的工作速度V=1.6m/s,输送机滚
筒直径D=260mm。
带式输送机在常温下连续工作、单向运转；
空载起动，工作载荷较平稳；
两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产；
三相交流电源的电压为380/220V。
计算及说明
结果
第二章减速器结构选择及相关性能参数计
算
^-r
本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。
（一）工作机的功率Pw
Pw=FV/1000=1150X1.6/1000=1.84kw
（二）总效率总
2
总=带齿轮联轴器滚筒轴承
=0.960.980.990.960.99=0.876
（三）所需电动机功率Pd
电动机
PdPw/总1.84/0.8762.100（KW）
选用：
Y100L2-4
查《机械零件设计手册》得Ped=3kW
电动机选用丫112M-4n满=1420r/min
工作机的转速n=60X1000v/（D
=60X1000X1.6/（3.14X260）
=117.589r/min
i总n满/n1420/117.58912.076（r/min）
取i带3则i齿i总/i带12.076/34.025
i带3
i齿=4.025
（一）转速n
n0=n满=1420（r/min）
nI=n0/i带=门满/i带=1420/3=473.333（r/min）
nH=ni/i齿=473.333/4.025=117.589（r/min）
nI,,=nn=117.589（r/min）
（2）功率P
P0Pd1.612（kw）
P1F0带2.1000.941.974（kw）
P2P齿轮轴承1.9740.980.991.916（kw）
P3P2联轴器轴承1.9160.990.991.875（kw）
（3）转矩T
T09550P0/n°
95502.100/1420
=14.126（N.m）
T1T0带i带14.1260.96340.684（Nm）
T2T1齿轮轴承i齿40.6840.980.994.025
=158.872（N•m）
T3T2联轴器轴承i齿带158.8720.990.991
=155.710（N.m）
将上述数据列表如下：
轴号
功率
P/kW
N
/（r.min“）
T/
（N-m）
i
2.100
1420
14.126
3
0.96
1
1.974
473.333
40.684
1.916
117.589
158.872
4.025
0.97
1.875
155.710
0.98
第四章齿轮的设计计算
小齿轮选用45号钢，调质处理，HB=236
大齿轮选用45号钢，正火处理，HB=190
4.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸由《机械零件设计手册》查得
Hliml580MPa,hlim2530MPa,SHlim=1
Fliml215MPa,flim2200MPa,Sflim1
nMn2473.333/117.5894.025
由《机械零件设计手册》查得
ZN1=ZN2=1YN1=YN2=1.1
由H1Hlim1ZN1580MPa
SHlim1
HlimpZN25301
H2HN2530MPa
Flim1丫ni2151.1
F1244MPa
Sflim1
F2讪2你2竺卫204MPa
SFlim1
（一）小齿轮的转矩Ti
T19550R/n195501.974/473.37742.379（Nm）
（二）选载荷系数K
由原动机为电动机，工作机为带式输送机，
载何平稳，齿轮在两轴承间对称布置。
查《机械
原理与机械零件》教材中表得，取K=1.1
（三）计算尺数比
=4.025
（四）选择齿宽系数d
根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。
查
《机械原理与机械零件》教材中表得，取d二1
（五）计算小齿轮分度圆直径d1
d1>
=44.714（mm）
（六）确定齿轮模数m
m=（0.007〜0.02）a=（0.007〜0.02）X185.871
取m=2
（七）确定齿轮的齿数
Z1=24
Z2=96
（八）实际齿数比
'
Z296,
一一4Z124
I
齿数比相对误差0.006
△<
±
2.5%允许
（九）计算齿轮的主要尺寸
d1=48mmd2=192mm
d1mZ122448（mm）
d2mZ2296192（mm）
11
中心距a-d,d2-48192120mm
22
a=120mm
齿轮宽度B2dd114848（mm）
B1=B2+（5〜10）=53〜58（mm）
取B1=57（mm）
B1=57mm
（十）计算圆周转速v并选择齿轮精度
B2=48mm
v切13・1448473.3331189m/s
V=1.1890
（m/s）定为IT7
601000601000
查表应取齿轮等级为9级，
但根据设计要求齿轮的精度等级为7级。
（一）由4•2•1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力
F2204MPa
（二）计算两齿轮齿根的弯曲应力
由《机械零件设计手册》得
YF1=2.63
Yf2=2.19
比较Yf/f的值
Yf1/[f1]=2.63/244=0.0108>
Yf2/[f2〕=2.19/204=0.0107
计算大齿轮齿根弯曲应力为
2000K「YF12000101.7412.63
F122
B2mZ266322
强度足够
40.952（MPa）F1
齿轮的弯曲强度足够
齿顶圆直径da由《机械零件设计手册》得ha=1c=0.25
da1=54mm
da2=196mmh=4.5mmS=3.14mmP=6.28mmhf=2.5mmha=2mmdf1=43mmdf2=187mm
da1d12ha1Z12ham（2421）254（mm）
da2d22ha2Z22ham（9621）2196（mm）
齿距P=2X3.14=6.28（mm）
齿根高hfhacm2.5（mm）
齿顶高haham122（mm）
齿根圆直径df
df1d12hf4822.543（mm）
df2d22hf19222.5187（mm）
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：
轴孔直径
d=
50（mm）
轮毂直径
D1=1.6d=1.6X50=80（mm）
轮毂长度
L
B266（mm）
轮缘厚度
80=
=（3〜4）m=6〜8（mm）取0=8
轮缘内径
D2
=da2-2h-20=196-2X4.5-2X8
=171（mm）
取D2=170（mm）
腹板厚度c=0.3B2=0.3X48=14.4
取c=15（mm）
腹板中心孔直径
Do=0.5（D,+D2）=0.5（170+80）=125（mm）
腹板孔直径d0=0.25（D2-D1）=0.25（170-80）
=22.5（mm）
取d0=20（mm）
齿轮倒角n=0.5m=0.5X2=1
齿轮工作如图2所示：
第五章轴的设计计算
由《机械零件设计手册》中的图表查得选45号钢，调质处理，HB217〜255
b=650MPas=360MPa1=280MPa
从动轴d2=c
D2=32mm
3
P2一厂1.955
一=115J=29.35
In2l117.587
考虑键槽d2=29.35X1.05=30.82
选取标准直径d2=32mm
根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则,主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。
从动轴的强度校核
圆周力片=營=2。
曲何眈论1654.92
径向力Fr=Fttan=1654.92Xtan20°
=602.34
由于为直齿轮，轴向力Fa=0作从动轴受力简图：
（如图3所示）
RAL—丿RB盲弓
RHA
RHB
水平面弯矩
垂直面弯矩
合力弯矩
扭矩
危险截面
当量弯矩
l：
8.4E?
Nr
从动轴受力简图
L=110mm
Rha=Rhb=0.5Ft=0.5X1654.92=827.46（N）
MHC=0.5RhaL=827.46X110X0.5/1000=51.72（Nm）
Rva=Rvb=0.5Fr=0.5X602.34=301.17（Nm）
MVC=0.5RvaL=501.17X110X0.5/1000=36.4（Nm）
转矩T=158.872（Nm）
校核
Mc=\Mhc2Mvc2=51.72218.822=55.04（Nm）
Me=-Mc2aT2=,55.0420.6158.8722=118.42（Nm）
由图表查得，1b=55MPa
3.3
d>
10—=10-118.42=29.21（mm）
\0.11b\0.1*55
考虑键槽d=29.21mm<
45mm
则强度足够
第六章轴承、键和联轴器的选择
考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主
动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择62072个
（GB/T276-1993）从动轴承62092个
（GB/T276-1993）
寿命计划:
从动轴承2个
两轴承受纯径向载荷
P=Fr=602.34X=1Y=0
从动轴轴承寿命：
深沟球轴承6209,基本额定功负荷
Cr=25.6KNft=1=3
663
1106ftCr10625.611000
Lioh=tr-=10881201
60n2P60117.589602.34
预期寿命为：
8年，两班制
L=8X300X16=38400<
L10h
轴承寿命合格
（一）从动轴外伸端d=42，考虑键在轴中部安装故选键10X40
GB/T1096—2003,b=16,L=50,h=10,选45号钢，其许用挤压力
p=100MPa
Ft4000TI4000158.872“”
p=、===82.75<
p
hlhld83032
则强度足够，合格
（一）与齿轮联接处d=50mm,考虑键槽在轴中部安装，故同
一方位母线上，选键14X52GB/T1096—2003,b=10mm,
L=45mm,h=8mm,选45号钢，其许用挤压应力
Ft4000Ti4000158.872_“小
p=」=1==45.392<
hlhld83550
从动轴外伸端键10X
40
GB/1096—2003
与齿轮联接处键14X
52
GB/T109
6—2003
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器
K=1.3
%=9550竺=9550X1.31.916=202.290
nii117.589
选用TL8
选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩Tn=250，
套住联轴器
Tc<
Tn。
采用丫型轴孔，A型键轴孔直径d=32〜40,选d=35,轴孔长度L=82
TL8型弹性套住联轴器有关参数
型号
公称转矩
T/（N・m）
许用转速
n/
（r・min
轴孔直径d/mm
轴孔长度
L/mm
外径
D/m
m
材料
轴孔
类型
键槽类型
TL6
250
3300
35
82
160
HT20
Y型
A型
第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图
7.1.1润滑方式
1.
齿轮浸油润滑
轴承脂润滑
齿轮V=1.2vv12m/s应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用
浸油润滑
2.轴承采用润滑脂润滑
7.1.2润滑油牌号及用量
齿轮用
150号机
械油
轴承用
2L—3型
润滑脂
齿轮润滑选用150号机械油，最低〜最高油面距10〜20mm
需油量为1.5L左右
2.轴承润滑选用2L—3型润滑脂，用油量为轴承间
隙的1/3〜1/2为宜
7.2密封形式
1•箱座与箱盖凸缘接合面的密封
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法
2.观察孔和油孔等处接合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封
3.轴承孔的密封
闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部
轴的外伸端与透盖的间隙，由于V<
3（m/s）,故选用半粗羊毛毡加以密圭寸
4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部
列表说明如下：
名称
功用
数量
规格
螺栓
安装端盖
12
Q235
M6X16
GB5782—1986
24
M8X25
销
定位
A6X40
GB117—1986
垫圈
调整安装
65Mn
10
GB93—1987
螺母
安装
A3
M10
GB6170—1986
油标尺
测量油
面高度
组合件
通气器
透气
箱座壁厚=10mm箱座凸缘厚度b=1.5,=15mm
箱盖厚度1=8mm箱盖凸缘厚度4=1.5,1=12mm
箱底座凸缘厚度b2=2.5,=25mm，轴承旁凸台高度h=45,凸
台半径R=20mm
齿轮轴端面与内机壁距离h=18mm
大齿轮顶与内机壁距离1=12mm
小齿端面到内机壁距离2=15mm
上下机体筋板厚度m1=6.8mm,m2=8.5mm
主动轴承端盖外径D1=105mm
从动轴承端盖外径D2=130mm
地脚螺栓M16，数量6根
通过本次毕业设计，使自己对所学的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。
同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离，在今后还需要继续学习和实践。
本设计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。
但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械、电气等多方面的内容，通过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步进电动机的选用等方面的认识和应用能力。
总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了一定的提高。
1、《机械设计课程设计》，孙岩等主编，北京理工大学出版社。
2、《机械设计课程设计》，银金光等主编，中国林业出版社；
北京希望电子出版社。
3、《机械制图》教材
4、《机械设计基础》教材
5、《工程力学》教材
6、其它机械类专业课程教材
升级会员 