減速器設計計算說明書模板

1、 機械設計課程設計設計計算說明書設計題目設計運輸機的傳動裝置 機電系數(shù)控專業(yè)12級3班學生姓名完成日期指導教師機械設計課程任務書設計人 院（系） 數(shù)控 專業(yè)（班級） 12級數(shù)控3班 學號 設計題目 設計運輸機的傳動裝置 題號 A8 原始數(shù)據：一、 設計一個用于帶式運輸機上的一級圓柱齒輪減速器1、總體布置簡圖：2、工作條件：輸送機連續(xù)單向運轉，工作時有輕微震動，空載啟動，滾筒效率為0.96，輸送帶工作速度允許誤差為±5%；每年按300個工作日計算，兩班制工作，使用期限為10年，大修期4年，在專門工廠小批量生產。3、原始數(shù)據：運輸機卷筒拉力（N）運輸帶速度（m/s）卷筒直徑（mm）帶速允

2、許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）40001.640051014、設計內容： （1）、電動機的選擇與參數(shù)計算 （2）、V帶的實際計算 （3）、齒輪傳動設計計算 （4）、軸的設計 （5）、滾動軸承的選擇 （6）、鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核 （7）、裝配圖、零件圖的繪制 （8）、設計計算說明書的編寫5、設計任務： （1）減速器總裝配工作圖1張（A0或A1圖紙）; （2）零件工作圖25張（傳動零件如低速軸，低速齒輪，箱體等，根據設計方法由教師決定。A2或A3圖紙）。（3）設計說明書1份（約60008000字）設計說明書設 計 計 算 與 說 明主 要 結 果一電動機的選擇及運動參數(shù)的計算（一）

3、 電動機的選擇1.確定皮帶運輸機所需的功率 =FV/1000w=6.4kW2.電機所需工作功率 Pd Pd=Pw/ 由電動機至運輸帶的傳動總效率公式為： =1223 查表2.2得1=0.96 2=0.98 3=0.97 =122345=0.96×=0.85 所以 Pd=Pw/=6400/0.85=7.53kW3. 確定發(fā)動機的轉速 卷筒軸工作轉速為 n =（60×1000v）/（D）=(60×1000×1.6)/(×400)=76.4 r/min 按表2.1推薦的傳動比合理范圍，初取V帶傳動的傳動比i1=24,齒輪傳動i2=36， 責總傳動比合

4、理范圍為: i=i1×i2=624。 電動機轉速的合理范圍為: in=(624)×76.4=4581833r/min 查表10.選擇電動機型號：Y160L-6 型號額定功率kW滿載轉矩r/min電流（380V）/A額定轉矩最大轉矩Y160L-6119702.02.02.0 二傳動比設計1. 計算總傳動比： i=n/n1=970/76.4=12.72.分配傳動裝置的傳動比： i=i1×ij 式中i1，ij分別為V帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不至于過大， 初取i1=2.8,則減速器的傳動比為：ij=ij/i1=12.7/2.8=4.543. 傳動裝置的

5、運動和動力參數(shù) （1）各軸的功率： ：P1=Pd1=7.53×0.96=7.23kW ：P2=P123=7.23×0.98×0.99=6.87kW ：P3=P224=6.67kW （2）各軸的轉速： ：n1=n1/i1=970/2.8=346.43r/min ：n2=n1/ij=346.43/4.54=76.31r/min ：n3=n2=76.31r/min （3）各軸轉矩： 根據電動機的轉矩（T=9550Pd/n Nm），得各軸的轉矩為： ：T1=Td×i1×1=74.13×2.8×0.96=1.9926Nm ：T2=T1

6、×ij×2×3=199.26×4.54×0.98×0.97=859.95Nm ：T3=T2×2×4=859.95×0.98×0.99=834.32Nm軸名功率PkW轉矩TNm轉速r/min傳動比i電機7.539702.84.54軸7.32199.26346.43軸6.87859.9576.31三V帶的選擇和參數(shù)計算1.計算功率Pc Pc=KAP=11×1.1=12.1kW（KA查表10-8）2. 選擇帶型 據Pc=12.1kW和n1=970r/min由圖10-12選取3. 確定帶輪基準

7、直徑 由表10-9確定dd1 dd2=idd1（1 - ）=2.8×100×（1 - 0.02）=274mm 查表10-9取標準值280mm4. 驗算帶速 v=（dd1n1）/(60×1000)=(×200×970)/60000=10.16m/s5. 驗算帶長 初定中心距a0=500mm Ld0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/2 =2×500+(200+280)/2+(280-200)2/4×600mm =1756.7mm 查表10-2，取相近值的Ld=1800mm6.確定中心距 aa0+（Ld-Ld

8、0）/2 =500+(1800-1756.7)/2mm =522mm amin=a-0.015Ld=(522-0.015×1800)mm=495mm amax=a+0.03Ld=(522-0.03×1800)mm=576mm7. 驗算小帶輪包角 1=180°-57.3°×(dd2-dd1)/a=180°-57.3°×(280-200)/522=171.2°8.單根V帶傳遞的額定功率 據dd1和n1查圖10-11得 P1=4.1kW9. i1時，單根V帶的額定功率增量 據帶型及i查表10-5得 P1=0.3

9、5kW10.確定帶的根數(shù) 查表10-6 K=0.98 查表 10-7 Kl=0.95 Z=Pc/(P1+P1)KKl =12.1/(4.1+0.35)×0.98×0.95 =2.9211.單根V帶的初拉力 查表10-1 q=0.17kg/m F0=500(2.5/K)-1(Pc/Zv)+qv2=325.4N12.作用在軸上的力 FQ=2ZF0sin(1/2)=2×3×325.4×sin(171.2/2)=1946.71N4 齒輪的選擇和參數(shù)計算1.選擇材料與熱處理方式 所設計的齒輪傳動屬于閉式傳動，通常采用軟齒面的鋼制齒輪，查表6-7，選用價格

10、便宜便與制造的材料；小齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度為260HBW，大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBW,硬度差45HB較合適。2. 選擇精度等級 運輸機是一般機械，速度不高，故選擇8級精度3.按吃面接觸疲勞強度設計 本傳動為閉式傳動，軟齒面，因此主要失效形式為疲勞點蝕，應根據齒面接觸疲勞強度計算設計 d13(671/H)2(KT1u±1)/d u4. 確定一般參數(shù) （1）載荷因數(shù)K。圓周速度不大，精度不高，齒輪關于軸承對稱布置，按表6-9取K=1.2 （2）轉矩T1 T1=9.55×106P/n1=（9.55×106×7.23）/76.

11、31=199308.67N （3）接觸疲勞許用應力 H=(ZNHmin)/SHmin 由圖6-36查得：Hlim1=610MPa,Hlim2=500MPa；接觸疲勞壽命系數(shù)ZN：按一年300工作日，每班8h計算，由公式N=60njth得 N1=60×346.43×10×300×8=5.0×108 N2=N1/i=5.0×108/4.54=1.1×108 由圖6-36查得： ZN1=1.05 ZN2=1.11 （N1<N0 N0=109） 按一般可靠性要求，取SHmin=1 H1=ZN1Hmin1/SHmin=640.5

12、MPa H2=ZN2Hmin2/SHmin=555MPa （4）計算小齒輪分度圓直徑d1。由表6-11，取=1.1 d13(671/H)2(KT1u±1)/d u=65.48mm 取d1=70mm （5）計算圓周速度v v=（n1d1）/60000=(3.14×346.43×70)/60000=1.27m/s4.確實主要參數(shù)，計算主要幾尺寸 （1）齒數(shù) 取z1=30，則z2=z1i=30×4.54=136 （2）模數(shù)m m=d1/z1=70/30=2.3 取m=2.5 （3）分度圓直徑 d1=z1m=30×2.5=75mm d2=z2m=136

13、×2.5=340mm （4）中心距 a=（d1+d2）/2=207.5mm （5）齒寬 b=dd1=1.1×75=83mm 取 b2=83mm，b1=b2+5=88mm。5. 校核彎曲疲勞強度。 bb=2KT1YFS/bmd1bb （1）復合齒形因數(shù)YFS 由圖6-39得：YFS1=4.01，YFS2=3.95 （2）彎曲疲勞許用應力bb bb=bblimYN/SFmin 由圖6-40得彎曲疲勞極限應力bblim：bblim1=490MPa，bblim2=410MPa 由圖6-41得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN：YN1=1（N1>N0 N0=3×106）, YN2=

14、1（N2>N0 N0=3×106） 彎曲疲勞的最小安全系數(shù)SFmin：按一般可靠性，取SFmin=1 計算得彎曲疲勞許應用力為 bb1=bblim1YN1/SFmin=490MPa bb2=bblim2YN2/SFmin=410MPa （3）校核計算 bb1=2KT1YFS1/b1md1=116.25MPa<bb1 bb2=2KT1YFS2/b2md1=121.41MPa<bb2 彎曲疲勞強度足夠，設計合理。五減速器軸的選擇和參數(shù)計算（軸）1.選擇軸的材料，確定許用應力 選用軸的材料為45鋼，調制處理，查表12-1可知 b=650MPa，s=360MPa,查表12-

15、6可知 + 1=215MPa，0bb=102MPa， - 1=60MPa2.按扭轉強度強度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的高速軸為轉軸。最小直徑為 dC× 3(P/n) 查表12-5可得，45鋼取C=118，則 d118× 3(7.32/346.43）=32.62mm 考慮鍵槽的和聯(lián)軸器的影響和孔徑系列標準，取d=38mm3.齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉矩為 T=9.55×106P/n1=（9.55×106×7.32）/346.43=2.0×105N 齒輪作用力： 圓周力 Ft=2T/d=5333.3N 徑向力 Fr=Fttan

16、n=1941.1N4.軸的結構設計 軸結構設計時，需同時考慮軸系中相配零件尺寸和軸上零件的固定方式。 （1）確定軸上零件的位置及固定方式。 單級齒輪減速器，將齒輪布置在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊，周外伸安裝V帶帶輪。 齒輪靠軸環(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)軸向固定；V帶帶輪靠軸肩，平鍵和過盈配合和軸端擋圈分別實現(xiàn)周向固定和軸向固定 （2）確定各段軸的直徑。 將估算軸徑軸徑d=38mm作為外伸直徑d1，與V帶帶輪配合，考慮V帶帶輪用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=45mm。齒輪和左端軸

17、承從左側裝入，考慮拆裝方便及零件固定的要求，裝軸承處徑d3應大于d2，考慮滾動軸承直徑系列，取d3=50mm。為便于齒輪拆裝，與齒輪配合處周徑d4應大于d3，取d4=53mm。齒輪左端用套筒固定，右端用軸環(huán)定位，軸環(huán)直徑d5滿足齒輪定位的同時，還應滿足右側軸承的安裝要求，根據選定軸承型號確定。右端軸承型號與左端軸承相同，去d6=50mm （3）選取軸承型號。初選軸承型號為深溝球軸承，代號6310.查手冊可得。：軸承寬度B=27mm，安裝尺寸D1=60mm，故軸環(huán)直徑d5=60mm （4）確定各段長度 綜合考慮軸上零件尺寸和減速器箱體尺寸，確定各段軸長。 5.校核軸的強度 水平面支反力FRBX=

18、FRDX=(1/2)Ft=(1/2)×5333.3N=2666.7N 水平面彎矩MCH=FRBX×70.5=196002.5Nmm 垂直面支反力由靜力學平衡方程得 f=0 Fr=FRBZ+FRDZ FRBZ=970.6N m=0 Fa147-Fr73.5+FRDZ147=0 FRDZ = -970.6N(方向向下） 垂直面彎矩 M- cv=FRBZ×68.5=294×68.5=71339.1N.mm M+cv= -FRDZ×68.5= -71339.1N.mm 合成彎矩 Mc-=（M2CH+M2CV-）=（196002.52×7133

19、9.12）=208581.5N.mm Mc+=（M2CH+M2CV+）=（196002.52×71339.12）=208581.5N.mm 計算當量彎矩Me。轉矩按脈沖循環(huán)考慮，應力折合系數(shù)為 = - 1bb / 0bb = 60/1020.59 C剖面最大當量彎矩為 M-ce= （Mc-）2+（T）2 =208581.8N.mm 校核軸頸 由當量彎矩可知，C剖面上當量彎矩最大，最危險截面，校核該截面直徑 dc= 3 （M-ce /（0.1 - 1b）=32.6mm 考慮鍵槽在截面上影響，直徑加3% dc=1.03×27=34mm 結構設計確定直徑為53mm，強度足夠. （

20、軸）1.選擇軸的材料，確定許用應力 選用軸的材料為45鋼，調制處理，查表12-1可知 b=650MPa，s=360MPa,查表12-6可知 + 1=215MPa，0bb=102MPa， - 1=60MPa2.按扭轉強度強度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的高速軸為轉軸。最小直徑為 dC × 3(P/n) 查表12-5可得，45鋼取C=118，則 d118× 3(6.87/76.31）=52.88mm 考慮鍵槽的和聯(lián)軸器的影響和孔徑系列標準，取d=55mm3.齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉矩為 T=9.55×106P/n1=（9.55×106×

21、6.87）/76.31=8.6×105N 齒輪作用力： 圓周力 Ft=2T/d=5057.4N 徑向力 Fr=Fttann=1840.8N 4.軸的結構設計 軸結構設計時，需同時考慮軸系中相配零件尺寸和軸上零件的固定方式。 （1）聯(lián)軸器的選取。可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，查設計手冊可得規(guī)格為HL4聯(lián)軸器 55×112 GB/T 5014-85 （2）確定軸上零件的位置及固定方式。 單級齒輪減速器，將齒輪布置在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊，周外伸安裝聯(lián)軸器。 齒輪靠軸環(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

22、通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向固定；聯(lián)軸器靠軸肩，平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)周向固定和軸向固定 （3）確定各段軸的直徑。 將估算軸徑軸徑d=55mm作為外伸直徑d1，與聯(lián)軸器相配，考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=62mm。齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮拆裝方便及零件固定的要求，裝軸承處徑d3應大于d2，考慮滾動軸承直徑系列，取d3=65mm。為便于齒輪拆裝，與齒輪配合處周徑d4應大于d3，取d4=68mm。齒輪左端用套筒固定，右端用軸環(huán)定位，軸環(huán)直徑d5滿足齒輪定位的同時，還應滿足右側軸承的安裝要求，根據選定軸承型號確定。右端軸承型號與左端軸承相同，去d6=65cmm （4）選取軸承型號

23、。初選軸承型號為深溝球軸承，代號6313.查手冊可得。：軸承寬度B=33mm，安裝尺寸D1=77mm，故軸環(huán)直徑d5=77 mm （5）確定各段長度 綜合考慮軸上零件尺寸和減速器箱體尺寸，確定各段軸長。5.校核軸的強度 水平面支反力FRBX=FRDX=(1/2)Ft=(1/2)×5057.4N=2528.7N 水平面彎矩MCH=FRBX×78.5=198502.95N.mm 垂直面支反力由靜力學平衡方程得 f=0 Fr=FRBZ+FRDZ FRBZ=920.4N m=0 Fa157-Fr78.5+FRDZ157=0 FRDZ = -920.4N(方向向下） 垂直面彎矩 M-

24、 cv=FRBZ×78.5=920.4×78.5=72251.4N.mm M+cv= -FRDZ×78.5= 72251.4N.mm 合成彎矩 Mc-=（M2CH+M2CV-）=（198502.952+72251.42）=211243.2N.mm Mc+=（M2CH+M2CV+）=（198502.952+72251.42）=211243.2N.mm 計算當量彎矩Me。轉矩按脈沖循環(huán)考慮，應力折合系數(shù)為 = - 1bb / 0bb = 60/1020.59 C剖面最大當量彎矩為 M-ce= （Mc-）2+（T）2 =549616.6N.mm 校核軸頸 由當量彎矩可知，C剖面上當量彎矩最大，最危險截面，校核該截面直徑 dc= 3 （M-ce /（0.1 - 1b）=45mm 考慮鍵槽在截面上影響，直徑加3% dc=1.03×45=47mm 結構設計確定直徑為68mm，強度足夠.=6.4kWPd = 7.53kWn = 76.4r/min電動機型號：Y160L-6i1=2.8ij=4.54KA=1.1Pc=12.1kWB型dd1=200dd2=280因為5m/s<v<25m/s故符合要求Ld=1800mm a=522mm因1>120°故符合要求P1=4.1kW P1=0.35kW取Z