一级直齿圆柱齿轮减速器的说明书Word文档格式.docx
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根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。
2.选择电动机
1）电动机类型和结构型式
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。
它为卧式封闭结构。
2）电动机容量
（1）滚筒输出功率Pw
（2）电动机输出功率P
根据传动装置总效率及查表2-4得：
V带传动ŋ1=0.945；
滚动轴承ŋ2=0.98；
圆柱齿轮传动ŋ3=0.97；
弹性联轴器ŋ4=0.99；
滚筒轴滑动轴承ŋ5=0.94。
（3）电动机额定功率Ped
由表20-1选取电动机额定功率Ped=2.2kw。
3）电动机的转速
为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。
由表2-1查得V带传动常用传动比范围i1=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围i2=3~6，则电动机转速可选范围为nd=nω·
i1·
i2=573~2292r/min
方案
电动机型号
额定功率（kw）
电动机转速（r/min）
电动机质量（kg）
传动装置的传动比
同步
满载
总传动比
V带传动
单级减速器
1
Y100L1-4
2.2
1500
1420
34
14.87
4.96
2
Y112M-6
1000
940
45
9.84
2.5
3.94
由表中数据可知两个方案均可行，方案1相对价格便宜，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，整体结构更紧凑，价格也可下调，因此采用方案2，选定电动机的型号为Y112M-6。
4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸
由表20-1，20-2查出Y112M-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用（略）。
3.计算传动装置传动比和分配各级传动比
1）传动装置传动比
2）分配各级传动比
取V带传动的传动比i1=2.5，则单级圆柱齿轮减速器传动比为
所得i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
4.计算传动装置的运动和动力参数
1）各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为
n0=nm=940r/min
nI=n0/i1=940/2.5≈376
nII=nI/i2=376/3.94≈95.5r/min
2）各轴输入功率
按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即
P0=Ped=2.2kw
PI=P0ŋ1=2.2x0.945≈2.079kw
PII=PIŋ2ŋ3=2.079x0.98x0.97≈1.976kw
3）各轴转矩
To=9550xP0/n0=9550x2.2/940=22.35N·
m
TI=9550xPI/nI=9550x2.079/376=52.80N·
TII=9550xPII/nII=9550x1.976/95.5=197.6N·
二、V带选择
1．选择V带的型号
根据任务书说明，每天工作8小时，载荷平稳，由《精密机械设计》的表7-5查得KA=1.0。
则
Pd=PI·
KA=1.0×
2.2=2.2kW
根据Pd=2.2和n1=940r/min,由《机械设计基础课程设计》图7-17确定选取A型普通V带。
2．确定带轮直径D1，D2。
由图7-17可知，A型V带推荐小带轮直径D1=125～140mm。
考虑到带速不宜过低，否则带的根数将要增多，对传动不利。
因此确定小带轮直径D1=125mm。
大带轮直径，由公式D2=iD1（1-ε）（其中ε取0.02）
由查《机械设计基础课程设计》表9-1，取D2=315mm。
3．检验带速v
v=1.6m/s<
25m/s
4．确定带的基准长度
根据公式7—29：
0.7（D1+D2）<
a<
2（D1+D2）
初定中心距500mm
依据式（7-12）计算带的近似长度L
=1708.9mm
由表7-3选取Ld=1800mm，KL=1.01
5．确定实际中心距a
=545.6mm
6．验算小带包角α1
=1600
7．计算V带的根数z。
由表7-8查得P0≈1.40，由表7-9查得Ka=0.95，由表7-10查得△P0=0.11，则V带的根数
=1.52根
取z=2
8．计算带宽B
B=（z-1）e+2f
由表7-4得：
B=35mm
三．高速级齿轮传动设计
1）选择材料、精度及参数
小齿轮：
45钢，调质，HB1=240
大齿轮：
45钢，正火，HB2=190
模数：
m=2
齿数：
z1=24
z2=96
齿数比：
u=z2/z1=96/24=4
精度等级：
选8级（GB10095-88）
齿宽系数Ψd:
Ψd=0.83（推荐取值：
0.8~1.4）
齿轮直径：
d1=mz1=48mm
d2=mz2=192mm
压力角：
a=200
齿顶高：
ha=m=2mm
齿根高：
hf=1.25m≈2.5mm
全齿高：
h=（ha+hf）=4.5mm
中心距：
a=m（z1+z2）/2=120mm
小齿轮宽：
b1=Ψd·
d1=0.83×
48=39.84mm
大齿轮宽：
根据《机械设计基础课程设计》P24,为保证全齿宽接触，通常使小齿轮较大齿轮宽，因此得：
b2=40mm
1．计算齿轮上的作用力
设高速轴为1，低速轴为2
圆周力：
Ft1=2T1/d=2200N
Ft2=2T/d=2058.3N
径向力：
Fr1=F1t·
tana=800.7N
Fr2=F2t·
tana=749.2N
轴向力为几乎为零
2）齿轮许用应力[σ]H[σ]F及校验
ZH——节点齿合系数。
对于标准直齿轮，an=20º
β=0,ZH=1.76
ZE——弹性系数，。
当两轮皆为钢制齿轮（μ=0.3，E1=E2=2.10x10N/mm2）时，ZE=271；
Zε——重合系数，。
对于直齿轮，Zε=1。
.Kβ——载荷集中系数，由《精密机械设计》图8-38选取，kβ=1.08
Kv——动载荷系数，《精密机械设计》图8-39，kv=1.02
计算得σH=465.00N·
mm-2
——对应于NHO的齿面接触极限应力其值决定于齿轮齿轮材料及热处理条件，《精密机械设计》表8-10；
=2HBS+69=240x2+69=549N·
mm-2。
SH——安全系数。
对于正火、调质、整体淬火的齿轮，去SH=1.1；
KHL——寿命系数。
式中NHO：
循环基数，查《精密机械设计》图8-41，NHO=1.5x107；
NH：
齿轮的应力循环次数，NH=60nt=60x376x60x8=1.08288x107；
取KHL=1.06
=529.04N·
σH=465.00N·
mm-2≤=529.04N·
因此接触强度足够
B——齿宽，=0.83x48=39.84；
——许用弯曲应力；
查表8-11得=1.8x240=432N·
mm-2，=1.8，=1（齿轮双面受载时的影响系数，单面取1，双面区0.7~0.8），（寿命系数）循环基数取4x106,循环次数=60nt=60x376x60x8=1.08288x107KFL=0.847≈1
YF——齿形系数。
查《精密机械设计》图8-44，YF=3.73
计算得
=240N·
σF=113.45N·
σF≤
因此弯曲强度足够
四、轴的结构设计
1．轴的材料
选用45钢
2．估算轴的直径
根据《精密机械设计》P257式（10-2），查表10-2
轴的最小直径取C=110或=30
d1min≈20mm
d2min≈30mm
取d1=20mm，d2=30mm
3．轴的各段轴径
根据《机械设计基础课程设计》P26，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取6～10mm。
用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。
如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取1～5mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。
按照这些原则高速轴的轴径由小到大分别为：
20mm,22mm,25mm,48mm,25mm；
低速轴的轴径由小到大分别为：
30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35mm。
4．轴的各段长度设计
1）根据《机械设计基础课程设计》表3-1，表4-1以及图4-1，得
δ取8mm,δ1取8mm,
齿轮顶圆至箱体内壁的距离：
△1=10mm
齿轮端面至箱体内壁的距离：
△2=10mm
轴承端面至箱体内壁的距离（轴承用油润滑时）：
△3=5mm
箱体外壁至轴承座孔端面的距离：
L1=δ+C1+C2+（5～10）=45mm
轴承端盖凸缘厚度：
e=10mm
2）带轮宽：
35mm
联轴器端：
60mm
1）轴承的厚度
B01=15mm,B02=17mm
根据上面数据，可以确定各段轴长，由小端到大端依次为：
高速轴：
35mm,42mm，16mm,12mm,40mm,12mm,16mm
低速轴：
60mm,40mm,30mm，40mm，10mm,17mm
5．轴的校核计算（《精密机械设计》P257—P262，《机械设计手册》）
对于高速轴校核：
垂直面内支点反力：
La:
28.5带轮中径到轴承距离，Lb：
67.5mm两轴承间距离。
·
校核FrA=Fr+FrB
1065.5N=（749.2+316.3）N
类似方法求水平面内支点反力：
V带在轴上的载荷可近似地由下式确定：
；
F0——单根V带的张紧力（N）
Pd——计算功率Pd=2.079Kw;
Z——V带的根数；
ν=6.2m·
s-1（为带速）
Ka——包角修正系数Ka=0.95
q——V带单位长度质量q=0.10（kg·
m-1）《精密机械设计》表7-11
F0=144.7
Fz=570N
（lc=Lc=67中轴到轴承距离）
N,
M⊥A=Fr·
La=21352.2N·
mm
M⊥B=0
同理求得：
M=A
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