单级带传动减速器

1、计算过程及计算说明一、传动方案拟定第一组：设计 V 带单级圆柱减速器（1）工作条件： 1、使用年限 8 年，工作为二班工作制连续单向运转，载荷平稳，环境清洁。2、检修间隔期： 4 年一次大修， 2 年一次中修，半年一次小修。3、动力来源：电力三相交流：V=380/220V。4、运输带速度允许误差：5%。5、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。（2）原始数据：滚筒圆周力F=1700N；带速 V=1.6m/s；滚筒直径 D=350mm。（3）带式传动方案示意图二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y 系列三相异步电动机2、电动机功率选择：1>工作机所需要的有效功率为Pw =FV/1

2、000=1700×1.6/1000=2.72kwF=1700NV=1.6m/sD=350mm2>为了计算电动机的所需要功率Pd ，先要确定从电动机到工作机之间的总功率。 设 1、 Pw =2.72kw2、3、4、 、 6分别为带轮、齿轮传动轴承、圆柱齿轮传动（设齿轮精度为85级）、弹性联轴器、滚动轴承、滚筒。由资料书表 2-2 查得 1 =0.95、 2 =0.99 、3 =0.97、 4=0.99， 5=0.98、 6=0.96。传动装置的总功率：总 = 1× 4× 22× 3× 5× 6Pd=3.2kw2=0.95×

3、;0.99 ×0.97× 0.99×0.96× 0.98=0.843>电动机所需要功率为Pd = Pw /=2.72/0.84=3.2kw3、确定电动机转速：选择常用的同步转速为1500 r/min 和 1000 r/min 两种。n 筒 =87.4 r/min计算滚筒工作转速：n 筒=60× 1000V/D=60×1000×1.6/× 350=87.4r/minWord 文档4、确定电动机型号根据电动机所需功率和同步转速， 查文献 2 可知，电动机型号为 Y112M-4 、Y160M1-8和 Y132M1-

4、6 。根据电动机的满载转速和 Nm 滚筒转速 Nw 可算出总传动比。将这两种电动的数据和总传动比列于下表：电动机的数据及总传动比总 =0.84Pw=2.72KWPd=3.2KW方 案电动机型额 定 功同 步 转满 载 转总 传 动堵转转矩最 大 转号号率速速比矩1Y112M-44KW1500r/r144016.52.22.3inr/rin2Y132M1-4KW1000r/ri960 r/rin11.02.02.26n3Y160M1-4KW750r/rin715r/rin8.22.02.08i 总=11.0根据以上选用的电动机类型，虽然方案1 电动机转速高价格低，但总传动比比较大，i1=3为了能

5、合理的分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即型号为 Y132M1-6i2=3.7的电动机。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比： i 总 =n 电机 /n 筒 =960/87.4=11.02、分配各级伟动比（1） 据文献 2P7 表 1，取带轮 i1=3（单级减速器 i=35 合理）（2） 减速器的总传动比为i2=i 总 /i 1=11.0/3=3.7四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（ r/min ）n I=n 电机 /i 1=960/3=320（ r/min ）nII=nI/i 2=320/3.7=86.5（r/min ）nIII=nII =86.5（r/mi

6、n ）2、计算各轴的功率（ KW ）PI=Pd1=3.2×0.95=3.04(KW)PII=PI× 3× 2=3.04×0.99×0.97=2.92(KW)PIII =PII × 4× 2=2.92×0.99× 0.99=2.86 （ KW）n 电机 =960 r/minn I=320r/minnII =86.5 r/minnIII =86.5 r/minPI=3.04(KW)PII=2.92(KW)PIII =2.86 （ KW）3、计算各轴扭矩（ N·m）Td=9550 Pd/ n m=95

7、50×3.2/960=31.80 （ N·m）TI=9550 PI / n I =9550× 3.04/320=90.73 （N·m）TII=9550 PII / nII =9550×2.92/86.5=322.38（N·m）TIII=9550 P / nIII=9550×2.86 /86.5K A =1.2IIIP=4 KW=315.76（N·m）Word 文档五、传动零件的设计计算A 、皮带轮传动的设计计算（1）确定计算功率 Pca由文献 1 表 8-7 查得工作情况系数 K A =1.2故 Pca A

8、5;n电机 =960 r/min=KP =1.2 4=4.8KW（ 2）选择普通 V 带截型根据 PC 和 n1，由文献 1 图 8-10 得：选用 A 型 V 带dd1=100mm（ 3）确定带轮基准直径，并验算带速1）初选小带轮的基准直径 dd1。由课本表 13-9，取小带轮基准直径 dd1=100mm。i1=32）验算带速 Vd2 =300mmd1n w3.14x100x960 / 60x1000 5.024m / sv60x1000因为 5m<v<30m，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径dd2 =0.02d2 =i 1d 1（1- ）=3×100（1-0.02

9、 ） =294mm根据课本表 13-9，圆整为 dd2 =300mm。（4）确定 V 带的中心距 ao 和基准长度 Ld1)确定带长和中心矩根据课本式得a0=1.5 (dd1+dd2)=1.5（ 100+300） =600mm0. 7(dd1+dd2)a0 2(dd1+dd2)1. 7(100+315)a0 2× (100+315)所以初定中心距为 a0=610mm。2) 由文献 1 式（ 8-22）得：Ld0=2a0+/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2/4a0a0=610mmL d=2000mm2=2× 610+1.57(100+300)+(300-100)

10、/4×6100根据课本表 13-2 取 L d=2000mm3)根据课本式（ 13-6）计算实际中心距：aa0+（Ld -L do)/2=610+(2000-1864)/2678mmP0=0.98KW(5)验算小带轮包角 10d2 d10Ka=0.96=180 -（d -d ） /a×57.3=1800-（300-100）/678×57.301630 1200（适用）K L =1.03（ 6）确定带的根数oP01）计算单根 V 带的额定功率=0.11KWP 。由 dd1=100mm 和 n 电机 =960r/min,查文课本表 13-3 得 P0=0.98KW根据

11、 n 电机 =960r/min, i1=3 和 A 型带，查课本表13-5 得 P0。ca=0.11KWP =4.8KWWord 文档查课本表 13-7 得 Ka=0.96，查课本表 13-2 得 K L =1.03。故 Pr=( p0+ p0)·ka· kL =(0.98+0.11) ×0.96×1.03 =1.09KW2）计算 V 带的根数 Z。Z=p ÷p =4.8 ÷1.09=4.4故取 5根。car（7）计算单根 V 带的初拉力的最小值（ F0） min由文献 1 表 8-3的 A 带的单位长度质量 q=0.1kg/m,所以

12、（F0）×a cazv+qv2min =500(2.5- k )p/k=500×（ 2.5-0.96）× 4.8/(0.96 ×5×5.024)+0.1 ×5. 0242=155.9N应该使带的实际初拉力F0>(F0)min 。（ 8）压轴力的最小值为（Fp）min=2Z (F0)min sin(1 /2)0=2× 5× 155.9 ×sin( 163 /2)（9）带轮的结构设计L=(1.52)ds铸铁带轮 HT150D 300mm 采用轮辐式带轮B、减速器部传动零件的设计( 齿轮设计 )1、选定齿

13、轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮（2）运输机为一般工作机器，速度并不高，故选级精度（3）材料选择，齿轮属于闭式齿轮，减速器功率不大，所以选择软齿面。选小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度位 260HBS，大齿轮材料为45 钢（调质），硬度为 230HBS，二者的硬度差为 30HBS。（4）选小齿轮齿数 Z1=18，大齿轮齿数 Z2 =18 4.533=81.594 取 Z2 =82。2、按齿面接触强度计算1tt 11)(ZHZE)2/ da u (2 1/3d2K T (uH ) (1)确定公式的各计算值1)试选载荷系数 K t=1.5。课本表 11-32）计算小齿轮传递的转

14、矩。55T1=95.5× 10 × P1/n 1=95.5 ×10 ×3.04/3204=9.1×10 N·mm3）由课本表 11-6 选取尺宽系数 d=1.1 。1/24）由课本表 11-4 查知材料的弹性影响系数ZE=189.8MP5) 由课本图可选取区域系数 ZH=2.5 。6）由课本表 11-1 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 =720MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2=620MPa。由课本表 11-1 查得小v 5.024m/ s Z=5P1 =3.04kwN1 =320r/minI 2 =3.

15、7T1=9.1×104 N· mmWord 文档齿轮的弯曲疲劳极限FE 1 =600Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限FE 2 =460Mpa；. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 SF，H=1.1 由课本表 11-5 得ZH=2.5=1.25SH 1=H lim1/ S H =720/1.1=650MPad=1.11/2EZ =189.8MPH 2=H lim2/ S H =620/1.1=564MPaK t=1.5F1=FE 1/ S =600/1.25=480MpaFF2=FE 2 / SF =460/1.25=368 Mpad1t=60.7mm(2)计算。1）试算

16、小齿轮分度圆直径dh，由计算公式得1tt 1( ZH E2/ da u(2 1/3=2×1.5（0.91×5） ×d2K T (u+1)Z )H ) 10(3.7+1/3.7)(2.5×189.8/564)2 1/3m=2.5mm=60.7mmZ1=302) 计算齿宽 b 齿数 Z 中心距 a 及模数 mZ2=111b =70mm小齿轮齿数取 Z， 课本要求Z >17.则Z =3.7×30=11121=3012b1=75mm模数 m=d1 / Z1d1=75mm=60.7/30=2.02mmd =228mm齿宽 b=d d1=1.1 &#

17、215;60.7=66.77mm 则 b =70mm，b =75mm212按表 4-1取 m=2.5mm，实际 d1= Z1×2.5=75mma=152mmd2= Z2×m=30111=228mmm=2.5中心距 a=（ d1+d 2）/2= （ 75+228）/2=152mm3）验算轮齿的弯曲强度Fa2Sa1Sa2F 1 =88MPa由课本图得 Y Fa1=2.22Y=2.60 , Y=1.63,Y=1.83F 1=2KT1YFa1YSa1214×2.60 ×1.63/(70× 30×2.5 2)/bm Z =2×1.5

18、×9.1×10F 2 =84MPa=88MPa480 MpaF2=F 1 Y Fa2 YSa2 /Y Fa1 YSa1=88× 2.22 ×1.83/(2.6× 1.63)=84MPa368 MPa4)计算圆周速度。V=d n /60×1000=× 75×320/60 ×1000m/s=1.3m/sV= 1.3m/slt1对照表 11-2 可知选用 9 级精度是合理的。5）齿轮的主要集合尺寸分度圆直径d1=75mmd2=228mm基圆直径db11cos=75×cos200=70.5mmdb2=d

19、2cos=228 ×cos200=214.2mm= d齿距p =p =m=3.14× 2.5=7.85mm12Word 文档中心距a=152mm齿顶高ha1= ha2= ha* m=2.5 ×1.0=2.5mm齿根高 hf1= hf2=（ ha* +c* ） m =1.25 × 2.5=3.125mm 六、轴的设计计算A 、输入轴的设计计算1. 已知传递的功率 p1 =3.04kW,转速 n1=320r/min ，转矩 T1 =90.73N·m，标准直齿轮的法向压力角n =20 0 。3. 求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径为 d1 =

20、75mm而Ft2T1 =2× 90.73/75 N=2419.47Nd1Fr= Ft ×tan =2419.47× tan 20 0 =880.62N圆周力 Ft ，径向力 Fr 及轴向力 Fa 的方向如图 (6-1)所示。Word 文档z1 =21z2 =95a =180mm图 (6-1)小轴的载荷分析图=14 50 64. 初步确定轴的最小直径。先按课本表（ 14-1）选取轴的材料为40cr，调质处理，硬度为241286HBS。根据课mn =3Word 文档本表 14-2，取 C=102，于是得d1 =68.17mm33P1023.04kwd2 =294.82

21、mmdmin Cmm=21.6mmn320考B1 =70mm考虑有键槽，因该增大直径。 d=21.6×(1+0.05)=22.68mmB2 =65mm输入轴的最小直径显然是安装皮带轮处的直径d - ，圆整取 d - =25mm。根据资料皮带轮的毂长取 L1 =50mm。图（ 6-2）小轴的结构分析图5. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案由于是单级减速器，将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，因为齿轮的齿根圆到键槽底部的距离e2 mt ,因此采用齿轮轴。两轴承都以轴肩和挡油盘定位。挡油盘、右轴承、轴承端盖依次从右面装入，左端依次装挡油盘、轴承、左端盖、皮带轮。（2）根据轴向

22、定位的要求确定轴的各段直径和长度1） .为了满足皮带轮的轴向定位要求，-需制出一轴肩，故取-段的直径 d-=35mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D=32mm。皮带轮与轴配合的毂孔长度 L1 =50mm，为了保证轴端挡圈只压在皮带轮上而不压在轴的端面上，故-轴段的长度应比 L1 略短一些，先取L - =48mm。2）.初步选择滚动轴承。因轴向力不大，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d-=35mm，由轴承产品目录中初步选取0 基本游隙组、 标准精度等级的单列深沟球轴承6208，其尺寸为 d×D× B=40mm×80mm× 18mm,故

23、d- = d - =40mm;又因用挡油盘（根据需要取尺寸）定位，所以L -=（18+9）mm=27mm， L - =27mm ，L - =41 。左端滚动轴承采用挡油盘进行轴向定位。由资料查得 6208 型轴承的定位挡油盘厚度S=( da -d)/2=(52-45)/2mm=3.5mm,又取 D 挡油盘 =20mm。3） .这是齿轮轴，齿轮的分度圆直径为d1 =75mm,齿轮轮毂的宽度 b1=75mm,因为齿轮的宽度比轴长3mm 所以 L -=72mm，d - =45 取齿轮的右轴段即 -的直径D -p1 =2.828kWn1 =320r/minT1 =84.398N·mn =20

24、 0Word 文档=55mm 和长度 L - =14mm。4） .轴承端盖的总宽度为38mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外面与皮带轮的右端面间的距离l=27mm，故 L -=65mm。5）.取齿轮距箱体壁之距离a=15mm 考虑到箱体的铸造误差， 在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离s,取 s=9mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位皮带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d由资料查得平键截面b×h=8mm×7mm,键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合

25、为H 7 。齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d - 由资料n6查得平键截面b×h=14mm× 9mm,键槽用键槽铣刀加工，长为66mm，同时为了保证齿轮H 7与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为n6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献得，取轴的左端倒角为1.0mm, 轴的右端倒角为1.6mm，轴肩的圆角半径均取 R1.6。6求轴上的载荷首先根据轴的结构图，作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取图示中的 a 值。对于 6208 型深沟球轴承。由手册中查得 a=8.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L=136mm,L1=98mm。根据轴

26、的计算简图作出轴的弯矩、 扭矩图和计算弯矩图。从轴的结构图（ 6-2 ）和计算弯矩图（ 6-1 ）中可以看出截面 C 处的计算弯矩最大，是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的 MH、MV 、M 及 Mca 的值列于表中。垂直支座反力 F 1V=Fr/2= c(P3/n3)1/3 =115(2.168/76.4) 1/3=d =28mmL1 =50mm载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 1 = FNH 2 = 1295.045NFNV 1 =-1283.504NFNV 2 =-514.308N弯矩 MM H =86120.49N· mmM V 1 = 109859N·

27、;mm，M V 2 = -34201.461N·mmWord 文档总 弯 矩M 1 = M V 1 = 95869N·mmMM2= MH2M V22 = 92663.254N·mm扭矩 TT=84398N·mm7. 按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面C）的强度。根据文献 1 式（ 15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca =M 22( T2)292663.2542(0.6 84398) 2MPa=3.818Mpad - =32mmW=0.165.1

28、73前已经选定轴的材料为45 钢，调质处理，由文献 1 表 15-1 查得 1 =60 Mpa。因此 ca 1 ，故安全。L - =48mmB. 输出轴的设计计算d -=32mm1. 已知传递的功率 p=2.92kW,转速 n=86.5r/min，转矩 T =322.38N·m，标准直 = 32mmd -齿轮的法向压力角n =200 。3. 求作用在齿轮上的力S=3.5mm因已知小齿轮的分度圆直径为d2 =228mm而2TD挡油盘 =32mmFt=2×322.38/228N=2827.89Nd2Fr=Fttann =2827.89×tan200 N=1029.27

29、N圆周力 Ft ，径向力 Fr 及轴向力 Fa 的方向如图 6-4 所示。l=27mm4. 初步确定轴的最小直径。L - =65mm先按课本初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据课本表 14-2，取 C=112，于是得a=15mm33s=9mmd minCP2.92kwmm=36.20mm11286.5r / minn输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d。为了使所选的轴直径d与联Word 文档轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = K AT，根据工作机为运输机和原动机为电动机，查课本表13-8，故取 K A =1.3，则：Tca =

30、 K AT =1.3×322.38 N·m=418.96N· m按照计 算转 矩 Tca 应 小于联轴 器公 称转 矩的 条件，查 文献 2 表 13-7 （ GB/T 5014-1995），选用 HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630N·m。半联轴器的孔径 d1 =40mm，故取 d =40mm，半联轴器长度 L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =84mm。图 6-3 大轴的结构与装配图5. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案这是单级减速器，将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用挡油盘轴向定位。齿

31、轮、挡油盘、右端轴承、轴承端盖、半联轴器依次从右端装入，左端只装挡油盘、轴承及其端盖。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） .为了满足半联轴器的轴向定位要求，右端需制出一轴肩，故取-段的直径d- =50mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，L 1=97.5mmL 2+L 3=66.5+66.5 =133Word 文档故 -轴段的长度应比L1 略短一些，先取L - =82mm。2）.初步选择滚动轴承。因轴向力不大，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d-=50m

32、m，由轴承产品目录中初步选取0 基本游隙组、 标准精度等级的单列深沟球轴承6211，其尺寸为 d×D×B=55mm×100mm× 21mm,故 d- = d - =55mm;又因用挡油盘（根T=367.443N·m据需要取尺寸）定位，所以 L - =（28.5+21） mm=49.5mm， L - =30mm。n=70.59r/min右端滚动轴承采用挡油盘进行轴向定位。由文献查得6211 型轴承的定位挡油盘厚p=2.716kW度 S=( d a -d)/2=(64-55)/2mm=4.5mm,又取 D挡油盘 =50mm。n =20 03）. 取

33、安装齿轮处的轴段 -的直径 d -=59mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油盘定位。根据齿轮处的轴段 -的直径 d-=59mm，而齿轮轮毂的宽度 L=70mm，为d2 =294.82mm了使挡油盘端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L - =67mm。齿轮的右端采用轴肩进行轴向定位， 轴肩高度 h>0.07d，故取 h=5mm，则轴环处直径 d=69mm。 -轴环宽度 b 1.4h,取 L -=9mm。 d - =65mm，L -=7.5mm。4） .轴承端盖的总宽度为35mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外面与皮带轮的右端面间的距离l=13.5m

34、m，故 L - =48.5mm。5）.取齿轮距箱体壁之距离 a=15mm 考虑到箱体的铸造误差， 在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离 s,取 s=9mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按 d - 由文献 1 表 6-1 查得平键截面 b×h=16mm×10mm,键槽用键槽铣刀加工，长为 60mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H 7 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用n6平键为 12mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm,半联轴器与轴的配合为

35、 H 7 。滚k 6K A =1.3动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸共查为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献 1 表 15-2，取轴端倒角为1.6mm,左端的第一个和第二个轴肩的圆角半径为R1.6，其余均取 R2。6求轴上的载荷Word 文档首先根据轴的结构图，作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取图示中的 a 值。对于 6211 型深沟球轴承。由手册中查得a=10mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L=147mm，K=100。根据轴的计算简图作出轴的弯矩、扭矩图和计算弯矩图。从轴的结构图和计算弯矩图中可以看出截面C 处的计算弯矩最大，是

36、轴的危险截面。现将计算出的截面C 处的 MH、MV 、M 及 Mca 的值列于表中。图 6-4 大轴的载荷分析图载荷水平面 H垂直面 V支反力FNH 1 =1246.916N,FNV 1 =1201.373N， FNV 2 =-262.862NFL - =29mmFNH 2 =1246.916N弯矩 MM H = 82886.265N·mmM V 1 =79891.304N·mm，M V 2 = -17480.323N·mmWord 文档总弯矩M 1=22=22M HM V 182886.26579891.304 = 115120.603N·mmM 2=M H2M V22=82886.2652( 17480.323) 2 = 84709.472N·mmL -=62mm扭矩 TT·=367443Nmm7. 按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面B ）的强度。根据文献 1 式（ 15-5）及