减速器的机械设计

1、减速器的机械设计仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器(1) 工作条件：使用年限 10 年，每年按 300天运算，两班制工作， 载荷平稳。(2) 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN ;带速V=1.4m/s;滚筒直径 D=220mm。运动简图二、电动机的选择1 、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用Y 系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：( 1 )传动装置的总效率：n总=n带Xq 2轴承Xn齿轮Xn联轴器Xn滚筒=0.96X 0.992X 0.97X 0.99X 0.95=0.86(2) 电机所需的工作功率：Pd=FV/1

2、000n 总=1700X 1.4/1000X 0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60 X 1000V/ n D=60 X 1000X 1.4/ nX 220=121.5r/min按照【2】表2.2中举荐的合理传动比范畴，取 V带传动比lv=24，单 级圆柱齿轮传动比范畴lc=35，则合理总传动比i的范畴为i=620，故电 动机转速的可选范畴为 nd=i x nw二(620)x 121.5=7292430r/min符合这一范畴的同步转速有 960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查 出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机

3、转速( r/min) 传动装置的传动比 KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传 动比，比较两种方案可知：方案 1 因电动机转速低，传动装置尺寸较大， 价格较高。方案 2 适中。故选择电动机型号 Y100l2-4。4、确定电动机型号 按照以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其要紧性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min,额定转矩2.2。三、运算总传动比及

4、分配各级的传动比1、总传动比：i 总二n 电动/n 筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比(1) 取 i 带=3(2) t i 总=i 齿 x i 带 ni 齿=i 总/i 带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数运算1、运算各轴转速( r/min)nl二nm/i 带=1420/3=473.33(r/min)nII二nl/i 齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒 nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、运算各轴的功率( KW )PI二PdXn 带=2.76X 0.96=2.64KWPll二PI Xn 轴承Xn 齿轮=2

5、.64X 0.99X 0.97=2.53KW3、运算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550X 2.76/1420=18.56N?mTl=9.55p2 入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2 入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m五、传动零件的设计运算1 、 皮带轮传动的设计运算(1) 选择一般 V 带截型由课本1P189 表 10-8 得：kA=1.2P=2.76KWPC=KAP=1.2X 2.76=3.3KW据 PC=3.3KW 和 n仁473.33r/min由课本1P189图10-12得：选用A型V带( 2) 确定带

6、轮基准直径，并验算带速由1课本 P190 表 10-9，取 dd仁95mmdmin=75dd2=i 带 dd1(1- )=3 X 95X (1-0.02)=279.30 mm 由课本 1P190 表 10-9，取 dd2=280带速 V: V二 n dd1 n1/60X 1000=nX 95 X 1420/60 X 1000=7.06m/s在 525m/s 范畴内，带速合适。(3) 确定带长和中心距初定中心距 a0=500mmLd=2a0+ n (dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2X 500+3.14(95+280)+(280-95)2/4X 450=1605.8mm按照课

7、本1 表( 1 0-6)选取相近的 Ld=1600mm确定中心距 a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角a 仁 1800-57.30 x (dd2-dd1)/a= 1800-57.30X (280-95)/497=158.6701200(适用)(5) 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得 P1=1.4KW i工1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 P仁0.17KW查1表 10-3，得 Ka =0.94；查1表 10-4得 KL=0.99Z= PC/(P1+AP1)Ka KL=3.3

8、/(1.4+0.17) x 0.94x 0.99=2.26 (取 3根)(6) 运算轴上压力由课本1表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式(10-20)单根V带的初拉 力：F0=500PC/ZV(2.5/Ka) -1+qV2=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7. 062 =134.3kN则作用在轴承的压力 FQFQ=2ZF0sin(a 1/2)=2x3x134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计运算( 1 )选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采纳软齿面。查阅表 1 表 6-8，选用价格廉价便于制造的材料，

9、小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS;大齿轮材料也为45钢，正 火处理，硬度为 215HBS；精度等级：运输机是一样机器，速度不高，故选 8 级精度。(2) 按齿面接触疲劳强度设计由 d1 (6712 x kT1(u+1)/ du H2)1/3确定有关参数如下：传动比 i 齿=3.89取小齿轮齿数 Z仁20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= x 20=77.8取z2=78由课本表 6-12 取 d=1.1(3) 转矩 T1T1=9.55x 106x P1/n1=9.55x 106x 2.61/473.33=52660N?mm(4) 载荷系数 k : 取 k=1.2(5) 许用接触应力 H

10、 H= Hlim ZN/SHmin 由课本 1图 6-37 查得： Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn:按一年300个工作日，每天16h运算，由公式N=60njtn 运算N1=60x 473.33x 10x 300x 18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4x 108查1课本图 6-38 中曲线 1，得 ZN1=1ZN2=1.05按一样可靠度要求选取安全系数 SHmin=1.0 H1= Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa H2= Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d

11、1 (6712X kT1(u+1)/ du H2)1/3=49.04mm模数： m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本 1P79 标准模数第一数列上的值， m=2.5(6) 校核齿根弯曲疲劳强度(T bb=2KT1 YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d仁mZ1=2.5X 20mm=50mmd2=mZ2=2.5X 78mm=195mm齿宽：b= dd1=1.1 x 50mm=55mm取 b2=55mmb1=60mm(7) 复合齿形因数 YFs由课本 1图 6-40 得： YFS1=4.35,YFS2=3.95(8) 许用弯曲应力(T bb按照课本 1P116：(T bb

12、= (T bblim YN/SFmin由课本1图6-41得弯曲疲劳极限(T bblim应为：。bblim1=490Mpa(T bblim2 =410Mpa由课本 1图 6-42 得弯曲疲劳寿命系数 YN ： YN1=1YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数 SFmin ：按一样可靠性要求，取 SFmin =1 运算得弯曲疲劳许用应力为(T bb1=(T bblim1 YN1/SFmin二490 x 1/1=490Mpa(T bb2= (T bblim2 YN2/SFmin =410x 1/1=410Mpa校核运算(T bb仁2kT1 YFS1/ b1md1=71.86pa & bb1(T bb2=2

13、kT1 YFS2/ b2md1=72.61Mpa C查2表 13-5 可得，45钢取 C=118贝S d 118X （2.53/121.67）1/3mm=32.44mm考虑键槽的阻碍以及联轴器孔径系列标准，取 d=35mm3、齿轮上作用力的运算齿轮所受的转矩：T=9.55X 106P/n=9.55X 106X 2.53/121.67=198582 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2 X 198582/195N=2036N径向力：Fr=Ftta n200=2036X tan200=741N4、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构

14、草图。（ 1 ）、联轴器的选择可采纳弹性柱销联轴器，查 2表 9.4可得联轴器的型号为 HL3 联轴器： 35X 82 GB5014-85（ 2 ）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，能够将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位(3) 、确定各段轴的直径将估算轴 d=35mm 作为外伸端直径 d1 与联轴器相配(如图) ， 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，

15、取第二段直径为 d2=40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2,取d3=4 5mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于d3,取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定，右端用轴环定位，轴环直 径 d5满足齿轮定位的同时 ,还应满足右侧轴承的安装要求 ,按照选定轴承型号确定 .右端轴承型号与左端轴承相同 ,取 d6=45mm.(4) 选择轴承型号.由1P270初选深沟球轴承，代号 为6209查手册可得：轴承宽度B=19，安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5) 确定轴各段直径和长度I段：d仁35mm 长度取L仁50mmII 段:d2

16、=40mm初选用 6209 深沟球轴承,其内径为 45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应按照密封盖的宽度， 并考 虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定， 为此，取该段长为55mm,安装齿 轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=(2+20+19+55)=96mmIII 段直径 d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmW段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同,即 L4=20mmV段直径 d5=52mm.长度 L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=96mm(6) 按弯矩复合强度运算 求分

17、度圆直径：已知 d1=195mm 求转矩：已知 T2=198.58N?m 求圆周力： Ft按照课本 P 1 27(6-34)式得Ft=2T2/d2=2X 198.58/195=2.03N 求径向力 Fr按照课本P127 (6-35)式得Fr=Ft?ta na =2.03x ta n200=0.741N 因为该轴两轴承对称，因此：LA=LB=48mm(1) 绘制轴受力简图(如图 a)( 2)绘制垂直面弯矩图(如图 b)轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在垂直面弯矩为MC仁

18、FAyL/2=0.37 X 96-2=17.76N?m截面 C 在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01 X 96- 2=48.48N?m(4) 绘制合弯矩图(如图 d)MC=(MC12+MC22)1/2= (17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5) 绘制扭矩图(如图 e)转矩： T=9.55X( P2/n2)X 106=198.58N?m(6) 绘制当量弯矩图(如图 f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取a =0.2，截面C处的当量弯矩：Mec二MC2+( a T)21/2二51.632+(0.2 X 198.58)21/2=65.13N?m(7) 校核危险

19、截面 C 的强度 由式( 6-3)(T e=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1X 453=7.14MPa C 查2表 13-5可得， 45钢取 C=118贝y d 118X (2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考虑键槽的阻碍以系列标准，取 d=22mm3、齿轮上作用力的运算齿轮所受的转矩：T=9.55X 106P/n=9.55X 106X 2.64/473.33=53265 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2 X 53265/50N=2130N径向力：Fr=Ftta n200=2130X tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中

20、，能够将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用 6206 深沟球轴承，其内径为 30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm,则该段长36mm,安装齿轮段长度为轮毂 宽度为 2mm。(2) 按弯扭复合强度运算 求分度圆直径：已知d2=50mm 求转矩：已知 T=53.26N?m 求圆周力Ft :按照课本P127(6-34)式得Ft=2T3/d2

21、=2X 53.26/50=2.13N 求径向力Fr按照课本P127 (6-35)式得Fr=Ft?tana =2.13X 0.36379=0.76N T两轴承对称LA=LB=50mmFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面 C 在垂直面弯矩为(3) 截面 C 在水平面弯矩为MC2二FAZL/2=1.065 X 100/2=52.5N?m(4) 运算合成弯矩MC=(MC12+MC22 )1/2=(192+52.52)1/2=55.83N?m(5) 运算当量弯矩：按照课本 P235得a =0.4Mec=MC2+( a T)21/2二55.832+(0.4 X 53.26)21

22、/2=59.74N?m(6) 校核危险截面 C 的强度由式( 10-3)(T e=Mec/ (0.1d3) =59.74x1000/(0.1 X 303)=22.12Mpa (T-1b=60Mpa此轴强度足够7) 滚动轴承的选择及校核运算一从动轴上的轴承 按照按照条件，轴承估量寿命 Lh=10X 300X 16=48000h( 1 )由初选的轴承的型号为 : 6209,查1表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,差不多额定动载荷 C=31.5KN, 差不多静载荷 CO=20.5KN,查2 表 10.1 可知极限转速 9000r/min1)已知 nII=121.67(

23、r/min)两轴承径向反力： FR1=FR2=1083N按照课本P265 (11-12)得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) TFS1+Fa二FS2 Fa=O故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N(3) 求系数 x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63按照课本P265表(14-14)得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 二预期寿命足够二.主动轴上的轴承 :(1)由初选的轴承的型号为

24、 :6206查1表 14-19 可知:d=30mm,外径 D=62mm,宽度 B=16mm, 差不多额定动载荷 C=19.5KN,差不多静载荷C0=111.5KN, 查2表 10.1 可知极限转速 13000r/min按照按照条件，轴承估量寿命Lh=10 x 300X 16=48000h(1)已知 nI=473.33(r/min) 两轴承径向反力： FR1=FR2=1129N 按照课本 P265( 1 1 - 1 2)得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2) TFS1+Fa二FS2 Fa=O故任意取一端为压紧端，现取 1 端

25、为压紧端FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N(3) 求系数 x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63按照课本P265表(14-14)得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h二预期寿命足够七、键联接的选择及校核运算1按照轴径的尺寸，由 1中表 12-6高速轴（主动轴）与 V带轮联接的键为：键8X 36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 14X45 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键 10X40 GB1096-792键的强度校核大齿轮与轴上的键 ：键 14X45

26、 GB1096-79bx h=14X 9,L=45,贝U Ls=L-b=31mm圆周力： Fr=2TII/d=2X 198580/50=7943.2N挤压强度：=56.93125150MPa二c p因此挤压强度足够剪切强度： =36.60120MPa= 因此剪切强度足够键8X 36 GB1096-79和键10X 40 GB1096-79按照上面的步骤校核, 同时符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计运算 1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤） ，采纳 M18X1.5 油面指示器选用游标尺 M12起吊装置采纳箱盖吊耳、箱座吊耳 .放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M18

27、X 1.5按照机械设计基础课程设计表 5.3 选择适当型号： 起盖螺钉型号： GB/T5780 M 1 8 X 30,材料 Q235高速轴轴承盖上的螺钉： GB578386 M8X12,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉： GB578386 M8 X 20材料Q235 螺栓：GB578286 M14 X 100,材料 Q235箱体的要紧尺寸：(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025X122.5+1= 4.0625取 z=8(2)箱盖壁厚 z1=0.02a+1=0.02X 122.5+1= 3.45取 z1=8(3) 箱盖凸缘厚度 b1=1.5z1=1.5X 8=12(4) 箱座凸缘厚度

28、b=1.5z=1.5X8=12(5) 箱座底凸缘厚度 b2=2.5z=2.5X 8=20(6) 地脚螺钉直径 df =0.036a+12=0.036X122.5+12=16.41(取 18)(7) 地脚螺钉数目 n=4 (因为 a250)(8) 轴承旁连接螺栓直径 d1= 0.75df =0.75X18= 13.5(取 14)(9) 盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55X18=9.9 (取 10)(10) 连接螺栓d2的间距L=150-200(11) 轴承端盖螺钉直 d3=(0.4-0.5)df=0.4X 18=7.2(取8)(12) 检查孔盖螺钉 d4=(0.3-0.4)df=0.3X 18=5.4 (取 6)(13) 定位销直径 d=