减速器的设计

1、设计目的1. 培养综合运用机械零件及其它相关先修课程的知识去分析 和解决实际问题的能力，进一步巩固、深化、扩展本课程 所学到的理论知识。2. 通过对通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计， 掌握机械设计的一般方法和步骤，为以后的专业课程设计、 毕业设计及世纪工程奠定必要的基础3. 提高计算能力、绘图能力、及计算机辅助设计（CAD）能力，熟练运用设计资料、熟悉国标、规范使用经验数据。四. 设计课题设计带式输送机上的单级支持圆柱齿轮减速器， 运输机连续工作，单 向运转载和轻微震动，使用年限 5年，每年工作365天，每天工作 24小时，输送带速度允许误差为一 5%。原始数据如下：1-V带传动2-

2、电动机3-圆柱齿轮减速器4-联轴器5-输送带6-滚筒参数输送带工输送带工作滚筒直径每日工作传动工作作拉力速度v(m/s)D/mm时数T/h年限/aF/N第五组20001.8450245三. 设计任务要求1. 减速器装配图一张（1号图纸）。2. 轴、齿轮零件图各一张（2号或3号图纸）。3. 设计说明书一份。四. 传动方案拟定1、工作条件：使用5年，三班工作制，载荷平稳，传动 不逆转。2、原始数据：输送带工作速度v=1.8m/s滚筒直径D=450/mm采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比的要求，同时传送带具有缓冲、吸震的作用，结构简单、成本低，便于维护。五. 电动机选择（1）选择电动机类型

3、按已知的工作要求和条件，选用 Y型全闭笼型三相异步电机,其结构简单，价格低廉，适用于无特殊要求的各种机械设备。(2) 选择电动机效率工作机所需的电动机输出功率为p = Pw p = Fvp =FVn1000H1000 nww所以电动机的至工作机之间的总效率为：= 1 1w 带 轴承n n n齿 联 卷轴 卷筒=0.985,则取带=0.96 轴承二 0.99 齿=0.97 联=0.99卷筒=.96耳=0.96 X).992X0.97 0.99 0.98 0.96=0.85w(3) 确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为：= 60000v = 60000 心.8/=76 4 r/nw-D二 450 m

4、in . min查手册表2-2取V带的传动比iv=24,单级齿轮传动比i齿=3合理传动比的范围i，=620故电动机转速的可选范围为nJ =i nw=(6 20) X 76.4r/min=(458 1528)r/min符合这一范围的同步转速有750r/mi n 1000r/mi n 1500r/mi n根据计算出的容量.查手册附录8附表8.1可知有三种适用的电动机型号其参数如下:方案电动机型号额定功率(kw)同步转速(r/mi n)nm(r/mi n)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.515001440若选取方案1：总的传动比心=誥=9

5、.42取皮带的传动比i带=3可得齿轮间的传动比i齿=3.14 (i带i齿)同理 方案2： i总=12.57 i带=2.8 i齿=4.5方案 3: i 总=18.85 i 带=3.5 i 齿=5.385综合可得表方案电动机型号额定功率(kw)同步转速(r/mi n)nm(r/mi n)i总i带i齿1Y160M2-5.57507209.4233.1482Y132M2-5.5100096012.572.84.563Y132S-45.51500144018.853.55.39综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及传送带和减速器的传动 比，比较这三个方案可知：方案1的电动机转速低，外廓尺寸及重量 较大

6、，价格较高，虽然传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装 置尺寸较大。方案3电动机的转速较高，但总传动比大，传动装置尺 寸较大。方案2适中，比较适合。因此，选定电动机型号为Y132M2-6 所选电动机的额定功率Ped=5.5kw,满载转速nm=960r/min,总传动比 适中，传动装置结构较紧凑。所选电动机的主要外型尺寸和安装尺寸如下表所示：AC/2 Al)Hlc4一 B -AB中心高外型尺寸底脚安装地脚轴伸尺装键部H(ACL 江! +AD 产 HD12 丿尺寸螺栓寸D汉E位尺寸AxB直径F x GDD132515x345x31521641传动装置的运动和动力设计将传

7、动装置由高速至低速依次定为 I轴、II轴、山 轴按电动机轴至工作运动传递路线推算， 得到各轴的运动和动力参数。六. 运动和动力参数的计算1计算各轴转速、功率和转速I 轴的转速：ni=nm/i o=960=343r/min2.8II 轴的转速：n2=口=与=76.4r/mini i i带i齿因为联轴器的传动比为1,所以iii轴的转速等于II轴的转 速即 nw=n2=76.4r/minI 轴的输入功率 Pl =PdPd=4.24 X 0.96=4.07KW1d带II轴的输入功率 p2= p12=P齿带轴=4.24 X 0.96 X0.99 X 0.97=3.91KW卷筒轴的输入功率 Pv=R轴带

8、卷轴=3.91 X 0.98 X0.99=3.83KW各轴的输入转矩TdTd=9.55 X 106X R=9.55 x 106x 424 =4.22 X 104N 伽 nm960I 轴的转矩 T1=Tdi 带 +=4.22 X 104X 2.8 X 0.96=1.13 X 105 带NII轴的转矩T2= T1i齿12= Tdi带带轴承齿i齿=4.88 X 105 N伽卷筒轴的转矩 Tw=T2i联=4.50 X 105 N 伽轴 w0轴I轴II轴III轴转速r/min96034376.476.4输入功率KW4.244.073.913.83输入转矩N4.22 X 1041.13 X 1054.88

9、 X 1054.50 X 105传动比2.84.51效率0.960.970.97七.带传动设计：带传动的计算参数见表项目P(KW)nm(r/min)i带参数4.249602.8带传动的计算过程如下表所示:计算项目计算与说明计算结果1设计功率查教材表6-5得工况系数Ka=1.3Pd=4.24 X 1.3=5.512KWPd=5.512KW2.选择带型根据 Fd=5.512KW和 n1=960r/min根据教材6-10选A型V带选A型V带3.确疋带参考教材表 6-6、表6-7及图6-10可取dd1=140 mmdd1=140 mdd2=400 m轮基准直径大带轮直径 dd2=i带ddi (1名)=

10、2.8 x 140X0.99=388.08 mm取 dd2=400 m4带速vvJ ddi nm =3.114960=7 03m/s 60000 60000V=7.03m/s-5.初定中心距0.7(d d1+ d d2)wa。兰2(d d1+ d d2)0.7(140+400)兰a。兰2(140+400)352 mm 120 符a合要求=158.229.单 根 vP 根据 dd1=140 m和 n 1=960r/min由教材表6-4查得A型带P1=1.63KWR=1.63KW带额定功率Pl10.额定功 率增 量也P根据教材表6-8查得A型带 R=0.109KW P1=0.109KW11 . V

11、带根数Z=Fd/(P 1+也 PKaK_根据教材表 6-9查Ka=0.943 由教材表6-2查Kl=1.06Z=5.512=3.2(1.63 +0.109 界0.943汉1.06取Z=4根Z=4根12.单 根 V 带初 拉力FoF0=500( 2.5 -1)且+qv2KaZV查教材表6-1得q=0.17 kg /伽F0=5002.5 15.512 +0.17沢7.032 5.512 =17 (23 =0.26m/s100 100查教材图7-8得K/=1.05矿1*055(3)查教材图7-11得齿向载荷系数kp=1.55(4)查教材图7-12得齿间载荷分布系数 K外啮合直齿产 =1.88-3.2

12、 + 1=1.88-3.2 宀 + 1 ；=1.71k=1.18迄1 Z2 丿d.58=81.17 MPaV# 】F1 F175x69x3足强度条件通过cr F2 -cr F严丫Fa2丫Fa2 -81.17X2.2 x1.78 _74.5MPav b 鳥YFalYFa22.7x1.58五.结构设计和绘制零件工作图见附图两轮的参数参数模数齿数ddadfdbbai小齿23697561.564.8475轮3193.54.5大106齿318324310.5298.8270轮九.轴的初步设计：初算I轴、II轴、山轴的最细端轴径选用45钢正火处理，由教材表 10-1得二b = 600MPa按扭转强度计算轴

13、外伸端的直径 根据教材表10-3查得A=120对于I轴：将数据代入得:4.07d _ 120 327.37 mm飞343对于II轴：将数据代入得:3 91d _ 120 344.4mm76.4对于II轴：将数据代入得：心20曉皿讪十.绘制装配草图如下图1一.联轴器、轴承、轴承盖的选择：1.根据上述所得可初选I轴、II轴上的轴承并列表:X型号dDBCC0rniimr sminr asminI600840681517.011.8850011II601260951831.524.260001.112.选轴I、II轴上的轴承盖并列表尺寸dDemI轴诱盖32mm78mm7mm5mm闷盖60mm78mm7

14、mm5mmII轴诱盖58mm104mm10mm10mm闷盖82mm10410mm5mm3.选II轴上的联轴器并列表:参数dndmL1L2Tmax max型号数据48mm48mm84mm845003600TL7十二.齿轮结构设计小齿轮采用齿轮轴，大齿轮用腹板式，计算其结构尺寸并列表可知 m=3bm z=106 d=60mm 、= 12mm可得大齿轮的分度圆直径 da=mz=3X 106=308mm又200mm 兰da 兰500mmd=0.5 x( da-26+cb) =(318-2 X 12+64) X 0.5=179mm取 180mmd2=1.6d=1.6 X 40=64mmd1=0.25(d

15、 a- 2b -d 2)=57.5mml=(1.2 1.5)d=(72 90)mmb 则可取 l=80mmC=0.3b=0.3 X 70=21mmn=0.5m n=1.5r 5mm参数dd。d2d16lcnR数据 60 180 64 57.51880211.55十三.轴的结构及各段长度设计 轴上零件的固定方法(以下面的轴承为例)齿轮：轴向轴环+套筒径向平键+套筒左轴承:轴向轴环+轴承盖周向过渡配合右轴承:轴向套筒+轴承盖周向过渡配合联轴器:轴向轴肩+轴端挡板周向平键+过渡配合(1)对I轴进行结构设计并绘制结构草图丄刘 44I轴的结构参数见下表项目Pi(KW)ni (r/mi n)参数4.073

16、431.确定轴上各段的直径从联轴器右起开始第一段，由于联轴器与轴通过键连接，则轴应该增加5%即di= 30mm有联轴器长84mm则第一段取70mm右起第二段直径 d2 = d1 +2hi=36mmh i=（0.070.1） d1=（2.1 3）mm取 hi=3 mm,根据轴承端盖的拆装及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度取端盖的外端面与带轮的右端面间的距离为30mm则取第二段的长度L2=70mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径 向力，而轴向力为零，选用 6008型轴承，其尺寸为dX DX B=40X 68 X 15,那么该段的直径dd2 + 2h2= 40 mm 人2=

17、 （12）mm 取 h2=2 m,长度为 Ls=18mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内径那么该段直径 d厂d2h344 mm 压（12） mm取h3=2 mm 长度取 L4=15mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的宽度为80mm齿轮的齿顶圆的直径为 75m m则该段的直径为75mm取该段的长度 L5=80mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，取轴径44mm取其长度L6=15mm右起第七段，该段为滚动轴承安装处，dd4 2h 52 mmII 轴的参数见下表项目Pii (KW)nII（伽）参数3.9176.42.对II轴进行结构设计并绘制结构草图：701.确定轴上

18、各段的直径及长度从联轴器右起开始第一段，由于联轴器与轴通过键连接， 则轴应该增加5%即di= 48mm有联轴器长80mm则第一段取70mm右起第二段直径 d2 = d1 +2hi= 56mm h i=（0.07 0.1） d1=（3.364.8）mm取n=4 m,根据轴承端盖的拆装及 对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度取端盖的外端面与带轮的右端面间的距离为 30mm则取第二段的长度L2=60mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6012型轴承，其尺寸为dX DX B=60x 95 x 18,那么该段的直径 dd2 + 2h2= 60 h2=( 1

19、 2) mm 取 h2=2 mm,长度为 L3=18mm右起第四段，起定位轴承的作用，其直径为60 mm,长度为 23mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的宽度为 80m m又 齿轮的右端需用套筒定位，故该段的长度应减少2mm齿轮的内径d厂d/2h364 m h厂(12) 取=2 ,则该段 的直径为64mm取该段的长度Ls=78mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，取轴径74mm取其长度Le=6mm右起第七段，该段为滚动轴承安装处，并用套筒在右端进行 定位 dd2h *60 mm( h4 = (0.07 0.1)d4 取 h4 mm),取 其长度 L7=18+15mm十四.求II轴上的作用

20、力计算与说明结果1.求轴上的作用力，绘制轴的空间作用图见图2(a)从动轮上的转矩 T=9550 x P =9500 xn3.91 Nm=489Nm76.4齿轮受的圆周力 Ft2 = 2000T=200489 N=3074Nd2318T=489NmFt2=3074NFr2 = 1119N齿轮受的径向力 Fr2= Ft2tan20 =3074 X0.364=1119N2.做垂直平面内的弯矩图求支点反力见图2(b)FAfRf 巳=竺N=559.4N2 2D点最大弯矩MDv=RwL =559.4 X 140 Nmm=39158Nmm2 2RV=Fk=559.4NMDv=39158Nmm3.做水平面弯矩

21、图，求支点反力。见图2 (c)Fh=R3hf-F2 = 3074N=1537N2 2D点的最大弯矩MDh=RhL=1537X 140Nmm=107590 Nmm2 2Fh=R3h=1537NMDh=107590Nmm十五.II轴上轴承的寿命计算选用6012型轴承(深沟球轴承，见下图)FrlFrf查手册知道6012轴承的额定动载荷Cr=21000N,额定静载荷Gr=14800N由于该轴承为径向接触轴承得:=0则 P = Fr又Rah Rav =1635N查表 11-10 得 f =1 f =1TP根据轴承的寿命计算式166670丿n丿L 60n又该轴承为深沟球轴承则；二3将数据代入寿命的计算式有

22、:16667Lh _ 76.4二 1549385!131500115372 559.4远大于轴承的预期使用寿命，故符合要求。十六.11轴的弯扭组合强度校核由II轴各段的长度知齿轮的跨距 L=140mm计算与说明结果1.合成弯矩图见图2（d）最大合成弯矩在D点处，其值为M=Jm Dh +M Dv =1075902 + 39158.3 =114495NmmMD=114495Nmm2.作扭矩图。扭矩 T=489000Nmm见图2（ e）3.作当量弯矩图见图2 (f )最大当量弯矩在D点处，因是单向传动，扭矩可认为按脉动循环变化，故0=0.6，贝U：g=0.6MDe=314949 Nmm314949N

23、mmMDe=D ： T 21144952 0.6 489000 4.确定最大当量弯矩处的轴径，即D点处的轴径根据教材表10-1和表10-4得许用弯曲应力!- 55MPa- M De Q314.953/d _103、103= 103 57.26 =38.6mm0.1k 丄0.1 汽 55考虑此处有一键槽，将直径增大5%即d 二 38.6 1.05 二 40.53mm ： 64mmd = 64mm见下图实际D点处的直径为64mm强度足够。但因考虑 到外伸端直径 48mm处的强度余量不大，故不宜 将D点处的直径减小，所以任取为64mm这样对轴的刚度也有好处。5. 绘制轴的工作图iTfl1WK-l.rv-艸和u:4聘(a)(b)(c)(d)(e)(D十七.键的校核1.齿轮轴上键的校核根据轴径d=30mm，从手册中选取 b=10mm h=8mm L=50mm查得挤压应力t p =100N/mm2校核该连接的强度篇小其中键的工作长度 l=L-b=40mm所以4 T247.08N/mm2 dhl故经校核该平键的连接强度足够。2. II轴上键的校核(1)校核II轴外伸端键连接的强度根据轴径d=