减速器设计方案任务书(参考例题)

减速器设计方案任务书(参照例题)减速器设计方案任务书(参照例题)减速器设计方案任务书(参照例题)..2..2..4..5..6.....12.19..22V——×××××××××××××××1/13计算过程及计算说明一、传动方案拟定F=1000N第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，V=2.0m/s载荷安稳，环境洁净。D=500mm（2）原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速L=500mmV=2.0m/s；滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。二、电动机选择1、电动机种类的选择：Y系列三相异步电动机n滚筒=76.4r/min2、电动机功率选择：总<1）传动装置的总功率：η=0.8412P工作=2.4KW2η总=η带×η轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85(2>电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=1000×2/1000×0.8412=2.4KW、确立电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×2.0/π×50=76.43r/min按手册P7表1介绍的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动2/13一级减速器传动比范围I’a=3~6。取VI’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=<6~24）×76.43=459~1834r/min符合这一范围的同步转速有750、1500r/min。

带传动比。故电动机1000、和电动机型号Y132S-6依据容量和转速，由相关手册查出有三种合用的电动机型号：所以有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价钱和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。、确立电动机型号依据以上采纳的电动机种类，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。三、计算总传动比及分派各级的伟动比

i总=12.57据手册得i齿轮=6i带=2.095nI=960r/minnII=458.2r/minnIII=76.4r/min1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57PI=2.4KW2、分派各级伟动比PII=2.304KW1）据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6<单级减速器PIII=2.168KWi=3~6合理）2）∵i总=i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095TI=23875N·mmTII=48020N·mm四、运动参数及动力参数计算TIII=271000N·mm1、计算各轴转速<r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min>nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min>2、计算各轴的功率<KW）PI=P工作=2.4KWPII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96=2.168KW3/133、计算各轴扭矩<N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960=23875N·mm6TII=9.55×10PII/nII6=9.55×10×2.304/458.2=48020.9N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4=271000N·mm五、传动部件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择一般V带截型由课本P83表5-9得：kA=1.2PC=KAP=1.2×3=3.9KW由课本P82图5-10得：采纳A型V带（2）确立带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，介绍的小带轮基准直径为75~100mm则取dd1=100mm>dmin=75dd2=n1/n2·dd1=960/458.2×100=209.5mm由课本P74表5-4，取dd2=200mm实质从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200=480r/min-n’/n=458.2-480/458.2转速偏差为：n222=-0.048<0.05(赞成>带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s在5~25m/s范围内，带速适合。（3）确立带长和中心矩依据课本P84式<5-14）得0.7(dd1+dd2>≤a0≤2(dd1+dd2>7(100+200>≤a0≤2×(100+200>所以有：210mm≤a0≤600mm由课本P84式<5-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2>+(dd2-dd1>/4a0=2×500+1.57(100+200>+(200-2100>/4×500依据课本P71表<5-2）取Ld=1400mm依据课本P84式<5-16）得：a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2=500-38=462mm

dd2=209.5mm取标准值dd2=200mmn2’=480r/minV=5.03m/s210mm≤a0≤600mm取a0=500Ld=1400mma0=462mmZ=4根F0=158.01N4/13(4>验算小带轮包角α1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-200-100/462×57.30=1800-12.40=167.60>1200<合用）<5）确立带的根数依据课本P78表<5-5）P1=0.95KW依据课本P79表<5-6）△P1=0.11KW依据课本P81表<5-7）Kα=0.96依据课本P81表<5-8）KL=0.96由课本P83式<5-12）得Z=PC/P’=PC/(P1+△P1>KαKL=3.9/(0.95+0.11>×0.96×0.96=3.99(6>计算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式<5-18）单根V带的初拉力：α-1）+qV2F0=500PC/ZV<2.5/K=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1>+0.1×5.032]N=158.01N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式<5-19）F=2ZF0sinα/2=2×4×Q1=1256.7N、齿轮传动的设计计算<1）选择齿轮资料及精度等级考虑减速器传达功率不在，所以齿轮采纳软齿面。小齿轮采纳40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；依据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2>按齿面接触疲备强度设计σ21/3由d≥76.43(kT1(u+1>/φdu[>1H]由式<6-15）确立相关参数以下：传动比i齿=6取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6×20=120实质传动比I0=120/2=60传动比偏差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用齿数比：u=i0=6由课本P138表6-10取φd=0.9(3>转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2=50021.8N·mm

FQ=1256.7Ni齿=6Z1=20Z2=120u=6T1=50021.8N·mmαHlimZ1=570MpaαHlimZ2=350MpaNL1=1.28×109NL2=2.14×108ZNT1=0.92ZNT2=0.98[σ]=524.4MpaH1[σH]2=343Mpad1=48.97mmm=2.5mm5/13(4>载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5>许用接触应力[σH][σH]=σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8>=1.28×109NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108由课本P135图6-34查得接触疲备的寿命系数：ZNT1=0.92ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般靠谱度要求采纳安全系数SH=1.0[σ]=σZNT1/SH=570×0.92/1.0MpaH1Hlim1=524.4Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：φdu[σH]2>1/3d1≥76.43(kT1(u+1>/=76.43[1×50021.8×(6+1>/0.9×6×3432]1/3mm=48.97mm模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm依据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm(6>校核齿根曲折疲备强度依据课本P132<6-48）式2σF=(2kT1/bmZ1>YFaYSa≤[σH]分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×120mm=300mm齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm取b=45mmb1=50mm(7>齿形系数YFa和应力修正系数YSa依据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83(8>许用曲折应力[σF]依据课本P136<6-53）式：[σ]=σYSTY/SFFFlimNT由课本图6-35C查得：σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88YNT2=0.9实验齿轮的应力修正系数YST=2按一般靠谱度采纳安全系数SF=1.25计算两轮的许用曲折应力[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa6/13

d1=50mmd2=300mmb=45mmb1=50mmYFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83σFlim1=290MpaσFlim2=210MpaYNT1=0.88YNT2=0.9YST=2SF=1.25σF1=77.2MpaσF2=11.6Mpa=175mmV=1.2m/sd=22mm=408.32Mpa[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式<6-49）2=(2×1×50021.8/45×2.52×20>×2.80×1.55Mpa=77.2Mpa<[σF]1σF2=(2kT1/bm2Z2>YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120>×2.14×1.83Mpa=11.6Mpa<[σF]2故轮齿齿根曲折疲备强度足够(9>计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2>=2.5/2(20+120>=175mm(10>计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000=1.2m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径采纳45#调质，硬度217~255HBS依据课本P235<10-2）式，并查表10-2，取c=115d≥115(2.304/458.2>1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7×(1+5%>mm=20.69∴选d=22mm、轴的构造设计<1）轴上部件的定位，固定和装置单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称散布，齿轮左面由轴肩定位，右边用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采纳过渡配合固定<2）确立轴各段直径和长度工段：d1=22mm长度取L1=50mmh=2cc=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mmd2=28mm初采纳7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有必定距离。取套筒长为20mm，经过密封盖轴段长应依据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有必定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮

d1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt=1000.436NFr=364.1NFAY=182.05NFBY=182.05NFAZ=500.2NMC1=9.1N·m7/13毂宽度小2mm,故II段长：L2=<2+20+16+55）=93mm段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右边的套筒同样，即L4=20mm但此段左面的转动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：<30+3×2）=36mm所以将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3>按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=50mm②求转矩：已知T2=50021.8N·mm③求圆周力：Ft依据课本P127<6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N④求径向力Fr依据课本P127<6-35）式得0Fr=Ft·tanα=1000.436×tan20=364.1N⑤由于该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(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=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N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

MC2=25N·mMC=26.6N·mT=48N·mMec=99.6N·mMC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m(3>绘制水平面弯矩图<如图c）σe=14.5MPa<[σ-1]bd=35mm8/13截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m(4>绘制合弯矩图<如图d）MC=(MC12+MC22>1/2=(9.12+252>1/2=26.6N·m(5>绘制扭矩图<如图e）转矩：T=9.55×<P2/n2）×106=48N·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α=1，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT>2]1/2=[26.62+(1×48>2]1/2=54.88N·m(7>校核危险截面C的强度由式<6-3）3=99.6/0.1×413σe=Mec/0.1d3=14.5MPa<[σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。输出轴的设计计算、按扭矩初算轴径采纳45#调质钢，硬度<217~255HBS）

Ft=1806.7NFAX=FBY=328.6NFAZ=FBZ=903.35NMC1=16.1N·mMC2=44.26N·mMC=47.1N·mMec=275.06N·me=1.36Mpa<[σ-1]b轴承估计寿命48720h9/13依据课本P235页式<10-2），表<10-2）取c=115d≥c(P3/n3>1/3=115(2.168/76.4>1/3=35.08mm取d=35mm、轴的构造设计<1）轴的部件定位，固定和装置单级减速器中，能够将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称散布，齿轮左面用轴肩定位，右边用套筒轴向定位，周向定位采纳键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮挨次从右边装入。<2）确立轴的各段直径和长度初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有必定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3>按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=300mm②求转矩：已知T3=271N·m③求圆周力Ft：依据课本P127<6-34）式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N④求径向力Fr依据课本P127<6-35）式得Fr=Ft·tanα=1806.7×0.36379=657.2N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=49mm(1>求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2>由两边对称，书本截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m(3>截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m(4>计算合成弯矩MC=<MC12+MC22）1/2=<16.12+44.262）1/2=47.1N·m(5>计算当量弯矩：依据课本P235得α=1Mec=[MC2+(αT>2]1/2=[47.12+(1×271>2]1/2=275.06N·m(6>校核危险截面C的强度由式<10-3）×453>σe=Mec/<0.1d）=275.06/(0.1

FS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3NLH=1047500h∴预期寿命足够FR=903.35NFS1=569.1Nx1=1y1=0x2=1y2=010/13=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够七、转动轴承的选择及校核计算依据依据条件，轴承估计寿命16×365×8=48720小时、计算输入轴承<1）已知nⅡ=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型依据课本P265<11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2>∵FS1+Fa=FS2Fa=0故随意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N(3>求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63依据课本P263表<11-8）得e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0y2=0(4>计算当量载荷P1、P2依据课本P263表<11-9）取fP=1.5依据课本P262<11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1>=1.5×(1×500.2+0>=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2>=1.5×(1×500.2+0>=750.3N(5>轴承寿命计算P1=P2故取P=750.3N∵角接触球轴承ε=3依据手册得7206AC型的Cr=23000N由课本P264<11-10c）式得LH=16670/n(ftCr/P>ε=16670/458.2×(1×23000/750.3>3=1047500h>48720h∴预期寿命足够2、计算输出轴承(1>已知nⅢ=76.4r/minFa=0FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承依据课本P265表<11-12）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N(2>计算轴向载荷FA1、FA2∵FS1+Fa=FS2Fa=0

P1=1355NP2=1355NLh=2488378.6h故轴承合格型平键8×7σp=29.68Mpa型平键10×8σ=101.87Mpap型平键16×10σp=60