减速器设计案例

1、设计任务书设计题目:带式输送机传动装置设计传动机构示意图注：高速轴低速轴卷筒轴原始数据项目输送带工作拉力F/N输送带工作速度W（m/s）滚筒直径D/mm每日工作时数h-Jday传动工作年限a参数2300400245i=r注：传动不逆转载荷平稳，启动载荷为名义载荷的倍，输送带速度允许误差为土5%机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。考虑到设计要求输出功率较小，要求不是很高，而带传动成本低廉，制造，安装，维护方便，在传递相同扭矩时，结构尺寸较其他形式简单，传

2、动平稳，能缓冲吸振，噪声小，应用广泛。宜布置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减小链传动的结构尺寸。故本文在选取传动方案时，采用带传动。第一章总体方案设计电动机的选型设计电动机功率的计算电动机的选型计算是依据工作机，即滚筒的功率所确定的，在计算中，要考虑各传动级的传动效率，诸如滚筒的效率、联轴器的效率、轴承的效率、齿轮传动效率、齿轮搅油效率和带传动效率然后用反推法，最终计算得电动机的功率。按工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机：1,2，3，4，5分别为V带，轴承，齿轮，联轴器，卷筒的效率，即为整个系统总的设计效率。根据相关手册查的效率分别为、1。31234530.960.980

3、.950.9910.85pPwd1000FV10000.854.1KW601000VnwD71.6r/min带的传动比i124,齿轮传动比i235,总传动比i620,则'ndinw(620)71.6(429.61432)r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min,再根据计算出的容量，由机械设计基础(附录G电动机)查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。表1-1三种适用电动机技术参数及传动比方案电动机型号额定功率/KW电动机转速r/min传动装置传动比同步转速满载转速总传动比带减速器1Y132M2-610009602Y160M2-875

4、0720综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案1比较适合。因此选定电动机型号为Y132M2-6,所选电动机白额定功率Ped=5.5kw,满载转速nm=960r/min，总传动比适中，传动装置结构紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示表1-2所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸中心高H外形尺寸LX(AC/2+AD)XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FxGD1325153453152161781238801043传动比的分配和各轴运动及动力参数计算(1)分配传动比，由nm960r/miny,1a13.4nw71.6r/mi

5、n取ii3.2i24.19(注ii为带传动比，i2为齿轮传动比)(2)计算传动装置和动力参数ninm/ii9603.2300r/minn2n/i23004.1971.6r/min(3)各轴功率分配1轴2轴3轴(4)各轴转矩分配pdTd9550dnw95505.5/96057.71Nm1轴2轴3轴(卷筒轴)PiPd15.50.965.28kwPIpd1235.50.960.980.954.92kwPIIIpd12345.50.960.9820.950.994.77kwTiTdi1154.713.20.96168.01NmTii工i223168.014.190.980.95659.39NmTT21

6、III1II245655.390.980.991635.86Nm各轴的转速，功率及转矩如下表表1-3各轴的转速，功率及转矩参数轴名电机轴I轴n轴田轴转速r/min960300功率KW转矩第二章V带传动设计V带传动设计计算V带传动设计计算设计步骤如下表表2-1V带传动设计计算计算项目计算内容计算结果轴的确定计算功率由式p带KaPd1.35.57.15kw由表6-6取KA1.3P带7.15kw选V型带型号根据%和nw查图6-9选B型带B型带确定带轮直径由表6-8取小带车&直径dd1140mm传动比i13.2大带轮直径dd2i1dd11403.2448mm取dd2450mmdd1140mmd

7、d2450mm验算带速由式vddnm/(601000)v140960/601000得到7.0m/svminvvmax所以合适v13.6m/s初定带中心距由(dd1dd2)a02(dd1dd2)413mma01180mm初定中心距a0960mma0960mm确定带基准长度Ld02a(/2)(d&dd?)&dd12/4a01920926.725.032871mm查表6-2取Ld2870mmLd2870mm小带轮包角实际中心距aa0(Ld0Ld)/2960(28002871)924mm1180(dd2ddj/a57.3160.81120合适a924mm1160.80确定带的根数由zp

8、带/(PiPi)KKI由dd1140mmv7.0m/s由表6-3、6-4得pi2.096kwpi0.303kw由表6-8、6-2得K0.95Kl1.05故z7.15/(2.0960.303)0.951.052.9883z3计算初拉力由公式：F0500(2.5K)p>/(kzv)qv2查表6-1q0.17kg/m_、_2F0500(2.50.95)7.15/(0.9537)0.177286.13NF0286.13N计算对轴压力由式Q2zF0sin(0/2)23286.13sin(160.8/2)1691NQ1691NV带结构设计(略)第三章齿轮传动设计齿轮传动设计计算齿轮传动设计计算齿轮传

9、动是依靠两轮齿之间直接接触的啮合传动，用以传动空间任意两轴间的运动和动力，其传递速度可达300m/s,传递的功率可以从一瓦到十几万千瓦，广泛应用与矿山，冶金，建筑，化工，起重运输等机械中，是现代机械中用的最广泛的一种传动。与其它传动相比，齿轮传动具有一下特点。(1)传动准确可靠。(2)传动效率搞，工作寿命长。(3)结构紧凑，适用的功率和速度范围广。(4)成本较高，不适宜两轴中心距较大的传动。根据设计要求，小齿轮选用45号钢调质250HBs大齿轮选用45号钢正火210HBs卜面将对齿轮进行强度校核的计算计算项目计算内容计算结果轴的按齿面疲劳强度设计取小齿轮z120则大齿轮z220i2204.19

10、83.8实际传动比i0z2/z184/204.2传动比误差i任i0)/i2(4.24.19)/4.190.24%2.5%ui04.19420z284确定d由表7-16选d1.1d1.1转矩T刖回已经计算出转矩168.01N.mT168N.m确定载荷系数由表7-11取K=由表7-11取K=许用接触应力由式h由图7-23由表7-15故h1H2HLimZH/SH查得610MpaHLim2570Mpa知Sh1.25(取较高可靠性)HLim2570MpaHLim1/SH610/1.25488MpaHLim2/SH570/1.25456MpaHLim2570MpaHLim2570MpaH1488Mpah2

11、456Mpa3j分度圆直d1763KT(1)7_1.1168.01(14.19)1000径dh2276V1.14.19456276.02mm76.02mm几何尺寸计算md1/z176.02/203.8由表7-1取m4mmd1mZ|42080mmd2mz2484336mmb1dd11.18088mm取b188mmb280mma(d1d2)/2208mmd180mmd2336mmb88mm280mma208mm校核齿根弯曲疲劳强度由式FFLim1/SF疲劳强度由图7-2查得FLim1450MpaFLim2430Mpa由表7-15查得SF1.25（取较局可靠性）FLim1450MpaFLim2430

12、MpaSf1.25许用弯曲应力fiF2FLim1/SF450/1.25360MpaFLim2/SF430/1.25344Mpa360Mpa344Mpa齿形系数和应力集中系数Yfi2.54YS11.63Yf22.20%1.88弯曲疲劳强度校核2KgTgTF1Kl21.11.681052.541.63F122bgYi20832.523098.3Mpaf1F1gfF2%298.32.21.88OQ加r1f298.3Mpaf】2YF1Kl2.541.63满足强度要求齿轮圆周速度33vgd1gn/(610)75300/(6010)1.18m/s1.18m/s由表7-10可知，选9级精度合适。齿轮结构设计

13、计算ft*m4m艘Z34岫*20*闻峭棘h*1晒藏c*025希度鞭9IGB蝌S2C8moi中域而圉役向蛔除立Fr根据齿轮传动的强度计算，可以得到齿轮的主要参数和尺寸。而齿轮的结构形式和齿轮的轮毂、轮辐、轮缘等部分的尺寸，则由齿轮的结构来确定。小齿轮我们将在第五章，高速轴的结构设计给予详细的介绍。技术要求L娜45#机成频工未注明虬孤1。人清除毛刺H釉大也费审糕图3-1低速轴齿轮结构的示意图表3-2齿轮传动的主要参数和尺寸名称代号计算公式（依据）结果模数m由齿轮强度定5mm齿数Zi齿数的确定跟传动比有关20Z284压力角_020c020分度圆直径did1mz1d2mz280mmcb336mm齿顶圆

14、直径daldaim(Zi2)da2m(Z22)88mmda2344mm四根圆直径df1df1m亿2.5)df2m(z22.5)70mmdf2326mm标准中心距ad1d2a-22208mm齿宽b2一般比b188mm小5:1080mm大齿轮采用腹板式结构（见图，此种齿轮常用锻钢制造，也可采用铸造毛坯，其结构尺寸计算如下表表3-3大齿轮结构尺寸代号结构尺寸计算公式结果dada500mmda344mmd140.5(d°dg)'d1206mmdkdk0.25(d。dg)dk50mmd0d0da10mad0304mmdgdg1.6dhda106mmgcc0.3bc20mmLL1.3dh

15、L84mm第四章低速轴的设计计算低速轴的结构设计低速轴的结构设计设计要求和条件，前面已经计算给出具体为p24.92kw,n271.6r/mind2336mm2045号钢，正火处理。查表11-5取A=113,查表11-1和11-9得(1)选材：选用b600Mpa5%,d50mm1b55Mpa(2)估算最小值:由于轴头有一个键槽的存在，故放大（3）轴的结构设计1）确定轴上零件的布置和固定方式。为了满足轴向零件的定位，应将轴设计成为阶梯轴,按转矩T655.62Nm,从手册查用TL8型弹性套柱销联轴器，半联轴器的孔径为50mm,半联轴器长L112mm。要满足半联轴器的轴向定位要求，在外伸轴头左端需制出

16、一轴肩，故取靠近右端轴头的轴身直径为57mm,右端有轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为60mm,因为半联轴器的长度为L112mm,而半联轴器与轴头配合部分的长度为84mm,由于是单级齿轮联轴器，因此可将齿轮布置在箱体的中央，轴承对称布置在两侧。齿轮以轴环和套筒实现轴向定位和固定，以平键联接和优先选用的过盈配合H7/p6实现轴向固定，齿轮轴头有装配锥度。两端轴承分别轴肩和套筒实现轴向定位，以过度配合k6实现轴向固定。整个轴系（包括轴承）以两端轴承盖实现轴向固定。联轴器以轴肩、平键联接和优先选用的过度配合H7/p6实现轴向固定和周向固定。轴的结构草图如图4-12）确定轴的各段直径，外伸端直径50

17、mm,联轴器定位轴肩高，通过轴承端盖的轴身直径d57mm,按题意，这里选用6212型轴承，轴颈直径为60mm,查国家标准GB/T276,轴肩高hmin4.5mm；所以轴肩和套筒外径为69mm,圆角r1mm；取齿轮轴头直径为66mm；定位轴环高度h5mm,于是轴环直径为75mm；其余圆角均为r1.5mm。3)确定轴的各段长度。轮毂长为84mm,因此取轴头直径长度为82mm,轴承对称地置于齿轮两侧，查手册轴承的宽度为22mm,轴径长度与轴承宽度相等为22mm。齿轮两端与箱体内壁间的距离各取21mm,以便容纳轴环和套筒，这样就可以定出跨距为144mmo按箱体结构需要，轴身伸出端的长度为33mm,为安

18、装联轴器预留空间位置。半联轴器与轴头配合部分的长度为84mm,但为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不是压在轴的端面上，轴头长度应比半联轴器的配合长度略段，取75mm为联轴器的轴头长度。图4-1低速轴的低速轴的校核传动轴的强度校险截面上最大扭用切应力在计算结构示意图计算核，主要依据是危转切应力不大于许中按照式计算项目绘轴的空间受力图从动齿轮上的转矩轴上作用的转矩从动齿轮上的受力：周向力计算结果参见图4-1T659NgmFt24094NFr21490N初步估算轴的直径。此外轴的直径可凭设计者的经验取。例如，在一般减速器中高速输入轴的直径可按与其相连的电动机的轴的直径D估算；低速轴输出直径可按中心

19、距a估算d(0.3:0.4)a(1)列表计算计算内容参见图T659Nm故作用在轴上的转矩为TT659NmFt22T/d22655/0.3364094NFr2Ft2tanan4094tan201490N径向力H平曲(Axy平卸)RhaRHBFt2/24094/22047NRHA2047N支座反力RHB2047NV平面(Axz平面)支座反力RvaR/bFr2/21490/2745NRA745N计算H平面内的弯绘出H平面内的弯矩图。由图中看出最大弯矩发生在C所在截面上，其值为MhcRhaL/2147NR/B745N矩绘出V平面内的弯矩图。由图中看出最大弯矩也发生在C所在截面上，其值为MHC147N计

20、算V平面内的弯矩MvcRvbl/254N绘制合成弯矩图绘制合成弯矩图如图所示由于在H平面和V平面内的弯£!图均在C所在截面上到达最大，所以将C截面左右两侧的弯矩进行合成得到MVC54N计算合成弯矩221/2Mc(Mvc)(Mhc)157N绘制当量弯矩图绘制当量弯矩图的方法与绘制合成弯矩图的方法相似，省略由绘制的当量弯矩图可知，危险截面处于中点C,因此，必须对C截面进行验算。由于要求减速器能正常反转，因而可认为转矩是对称循环变化的转矩，所以1。由此得到Mc157N计算当量弯矩Meqc(Mc)2(T)21/2402Ngm由式(11-43)算得MeqC402NgmIMeqc1000(402

21、1000dJJ42mm00.11bV0.155在C处有一个键槽，所以要将轴放大5%,即d44.1mm,此处轴径为66mm,强度足够强度足够表4-1低速轴的强度校核计算(2)绘制低速轴的受力图、水平面弯矩图、竖直面弯矩图、合成弯矩图，转矩图，当量弯矩图低速轴的受力图水平方向受力图竖直方向受力图竖直面弯矩图水平面弯矩图合成弯矩图转矩图T二65©N.m当量弯矩图第五章高速轴设计计算高速轴的结构设计高速轴的结构设计(1)轴的材料及热处理方法。选用45号钢，调质处理。查表得抗拉强度为b650Mpa;查表11-9得许用弯曲应力11b60Mpa(2)按扭转强度估算最小直径。由前面已经算出高速轴齿轮

22、的转矩T168Nm。P4.92kw。查表取A112,计算得P24.921000d3r21123.38.5mmn2300考虑到轴外伸端和联轴器连接，故将轴径放大5%,即d40mmo由于轴头连接处为联轴器，为了使所选轴的直径与联轴器的孔相适应，故同时选择联轴器。(3)轴的结构设计确定轴上零件的布置和固定方式。为了满足轴向零件的定位，应将轴设计成为阶梯轴。按转矩T168Nm。从手册查用TL6型弹性套柱销联轴器，半径联轴器的孔径为40mm,半联轴器长L82mm。要满足半联轴器的轴向定位要求，在外伸轴头左端应再制出一轴肩，并取轴头直径为40mm0故取靠近右端轴头轴身直径为50mm0因为半联轴器的长度为8

23、2mm,而半联轴器与轴头配合部分的长度为60mm,为了保证轴端两端只压在半联轴器上，应将轴头长度取短一些，现去该轴头长度为55mmo由于是单级齿轮联轴器，因此，可将齿轮布置在箱体中央，轴承对称布置在两侧。两端轴承以过度配合K6实现周向固定。确定各段轴的直径。外伸端直径为40mm,联轴器定位轴肩高，靠近轴承端直径取50mmo齿轮轴的最大直径即齿顶圆直径，为88mm。(3)确定轴的各段长度。轮毂长为88mm,因此取轴头直径长度为82mm,轴承对称地置于齿轮两侧，查手册轴承的宽度为18mm,轴径长度与轴承宽度相等为18mm。齿轮两端与箱体内壁间的距离各取14mm,以便容纳轴环和套筒，这样就可以定出跨

24、距为140mmo按箱体结构需要，轴身伸出端的长度为31mm,为安装联轴器预留空间位置。半联轴器与轴头配合部分的长度为60mm,但为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不是压在轴的端面上，轴头长度应比半联轴器的配合长度略段，取82mm为联轴器的轴头长度。图5-1高速高速轴的(略)轴的结构示意图强度校核计算第6章箱体结构设计箱体设计的基本原则是：箱体要有足够的刚度箱体要有可靠的密封和便于传动的润滑箱体要有良好的结构工艺型为了使结构紧凑，重量较轻，采用整体式箱体，材料为HL15Q表6-1铸铁箱体主要结构尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚12mm箱盖壁厚112mm箱盖凸缘厚度灯10mm箱座凸缘厚度b10mm箱

25、座底凸缘厚度b225mm地角螺钉直径df18mm地角螺钉数目n4盖与座连接螺栓直径d216mm连接螺栓d2间距l204mm检查孔盖螺钉直径ds3mm定位销直径d10mmdf、d2至箱壁距离Ci51mm38mmdf、d2至突边缘距离C215mm20mm轴承旁突台半径R150mm140mm突台高度h10mm外箱壁至轴承座端面距离ll45mm齿顶圆与内箱壁距离18mm齿轮端面与箱壁距离221mm箱盖、箱座筋厚mim10mm轴承端盖外径D2130mm114mmk鞠V黑噪B特需均WFT岸瞽HS一图的4L图6-3箱座图6-4箱座图第7章件设计轴承端盖轴承端吊耳及箱盖吊钩结构示意其它零的设计盖的设计图7-1轴承端盖结构示意图轴承的选用考虑到减速器转速较小，承受的载荷低，整个减速器呈对称布置。而深沟球轴承旋转精度和极限转速较高，不仅能承受较