减速器的课程设计Word文件下载.docx
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3）、确定电动机的转速：
传动滚筒轴的工作转速：
nw=60V/兀D=60×
2.0/兀×
0.4=95.5r/minnw=95.5r/min
现以同步转速为1500r/min、1000r/min和
750r/min三种方案进行比较，由表2-18-1查得电
动机数据，计算出总传动比列于表中：
方案号
电动机型号
额定功率
KW
同步转速
/（r/min）
满载转速
电动机质量
/kg
总传动比
1
Y100L-4
3.0
1500
1430
38
14.97
2
Y132S-6
1000
960
63
10.05
3
Y132M-8
750
710
79
7.43
比较这三重方案可见，方案1选用的电动机虽然质
量好价格叫低，但总传动比较大，为是结构紧凑，
不采用该方案。
方案3选用的电动机的质量大，总
传动比较低，所以决定采用方案2，电动机的型号
为Y132S-6,同步转速1000r/min，由表2-18-1
和2-18-2，查得主要性能技术数据和安装尺寸，
如下表所示：
额定功率po/kw
电动机外伸轴直径D/mm
满载转速r/min
电动机外伸轴长度E/mm
80
堵截扭矩/额定扭矩
2.0
电动机中心高H/mm
132
三、传动装置的运动和动力参数的计算：
1）、分配传动比
总传动比
i=no/nw=960/95.5=10.05i=10.05
根据表2-11-1取i带=2.5，则减速器的传动比为
i减=i/i带=10.05/2.5=4.02i减=4.02
各轴功率、转速和转矩的计算
0轴：
0轴即电动机轴
Po=Pr=2.88KWPo=2.88KW
no=960r/minno=960r/min
To=9550Po/no=9550×
2.88/960=28.65N·
MTo=28.65N·
M
1轴：
1轴即减速器高速轴，动力从0轴到此轴经
历带传动和一对滚动轴承传动，故发生二次功率损
耗，计算效率时都要计入，查表2-11-1，带传动的
效率η1=0.95，一对滚动轴承的传动效率η2=0.99,
则：
η12=η1×
η2=0.95×
0.99=0.94
P1=P0×
η12=2.88×
0.94=2.71kwP1=2.71kw
n1=no/n01=960/2.5=384r/minn1=384r/min
T1=9550P1/n1=9550×
2.71/384=67.40N·
MT1=67.40N·
2轴：
2轴即减速器低速轴，动力从1轴到此轴经历
一对滚动轴承传动和一对齿轮啮合，故发生二次功
率损耗，计算效率时都要计入，查表2-11-1，一对
滚动轴承的传动效率η2=0.99,,闭式齿轮传动的效率
η3=0.97（暂且定为齿轮精度为8级），则
η23=η2×
η3=0.99×
0.97=0.96
P2=P1×
η23=2.71×
0.96=2.60kwP2=2.60kw
n2=n1/n12=384/4.02=95.52r/minn2=95.52r/min
T2=9550P2/n2=9550×
2.60/95.52=259.95N·
MT2=259.95N·
3轴：
3轴即传动滚筒轴，动力从2轴到此轴经历
弹性联轴器传动，其传动比为1，查表2-11-1，弹
性联轴器的传动效率η4=0.99，故发生一次功率损
耗，计算效率时都要计入，则：
η4=0.99
P3=P2×
η4=2.60×
0.99=2.57kwP3=2.57kw
n3=n2/n23=95.52/1=95.52r/minn3=95.52r/min
T3=9550P3/n3=9550×
2.57/95.52T3=256.95N·
=256.95N·
将以上计算结果汇总于如下表所示，以便设计计算
是差用：
轴序号
功率P/KW
转速n/（r/min）
转矩T/（N·
M）
2．88
28．6
2.71
384
67.40
2.60
95．52
259.95
2.57
95.52
256.95
传动形式
传动比
效率η
带传动
2.5
0.94
闭式齿轮传动
4.02
0.96
弹性联轴器
1
0.99
四、传动零件的设计计算
4.1、V带传动的设计机算:
1、确定计算功率Pc:
由表8.21查得KA=1.3,则
Pc=KAP=1.3×
3.0=3.9KWPc=3.9KW
2、选取普通V带型号
根据Pc=3.9KW、n1=no=960r/min，由图
8.12选用A型普通V带
3、确定带轮基准直径dd1.dd2
根据表8.6和图8.13选取dd1=100mm、且
dd1=100mm＞dmin=75mm
大带轮的直径为：
dd2=n1dd1/n2=960×
100/400=240mm
按表查8.3取标准值，dd2=236mm，则实际转
动比i、从动轮的实际转速分别为
i=dd2/dd1=236/100=2.36
n2=n1/i=960/2.36=406.78r/min
从动轮的转速的误差率为：
406.78—400/400×
100%=1.7%
在-5%到+5%以内，为允许值。
4、验算带速V
V=兀dd1n1/60×
1000
=兀×
100×
960/60×
1000m/s=5.024m/s
带速在5m/s到25m/s的范围内。
5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a
按结构设计要求初定中心距ao=1500
由式（8.15），得
L0=2ao+兀/2（dd1+dd2）+（dd2—dd1）2/4ao
=[2×
1500+兀/2（100+236）+（236—100）2/4×
1500]mm
=3530.60mm
由表8.4选取基准长度Ld=3550mm
由式（8.16），得实际中心距a为：
a≈ao+（Ld—L0）/2
=1500+（3550—3530.60）/2mm
=1509.70mm
中心距的变动范围为：
amin=a—0.015Ld
=1509.70—0.015×
3550mm=1456.45mm
amax=a+0.03Ld
=1509.70+0.03×
3550mm=1616.20mm
6、校验小带轮的包角ɑ1
ɑ1=180º
—（dd2—dd1）×
57.3º
/a
=180º
—（236—100）×
/1509.70
=174.84º
＞120º
7、确定V带的根数Z
Z≥Pc/[（Po+ΔPo）KɑKL]
根据dd1=100mm，n1=960r/min，查表8.10，
用内插法得：
Po=0.83+（0.97—0.83）（960—800）/（980—800）
=0.95KW
由式（8.11）得，功率增量ΔPo为：
ΔPo=Kbn1（1—1/Ki）
由表8.18查得Kb=1.0275/1000
根据传动比i=2.36,查表8.19得Ki=1.1373，则
ΔPo=1.0275×
960×
（1—1/1.1373）/1000
=0.1191KW
由表8.4查得带长度修正系数KL=1.17，由图
8.11查得包角系数Kɑ=0.98，得普通V带根数：
Z=3.9/[（0.95+0.12）×
0.98×
1.17]根
=3.18根
圆整得Z=4根
8、求初拉力FO及带轮轴上的压力FQ
由表8.6查得A型普通V带的每米长质量
q=0.10kg/m,
根据式（8.19）得单根V带的初拉力为：
FO=[500Pc（2.5-Kɑ）/KɑZV）]+Qv2
=[500×
3.9×
（2.5-0.98））]/（0.98×
4×
5.024）+0.10×
5.0242N
=153.02N
由式8.20可得，作用在轴上的压力FQ为：
FQ=2FOZsin（ɑ1/2）
=2×
153.02×
sin（174.84/2）=1222.92N
9、带轮的结构设计
10、设计结果
选用4根A-3550GB11544-89V带，中心距
a=1509.70mm，带轮直径dd1=100mm，
dd2=236mm，轴上压力FQ=1222.92N
4.2、减速箱内的圆柱齿轮传动的设计计算
1、选择齿轮的材料及精度等级
小齿轮选用45钢调质，硬度为从220HBS到
250HBS；
大齿轮选用45钢正火，硬度为从
170HBS到210HBS.因为是普通减速器、
由表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度
Ra≤3.2～6.3μm
2、按齿面接触疲劳强度设计
因为两齿轮均为钢质齿轮，
1）、转矩T
T=9.55×
106×
P/n1=9.55×
2.71/384
=67397N·
MM=0.67×
105N·
MM
2）、载荷系数K
K=1.1
3）、齿数Z和齿宽系数ψd
小齿轮的齿数Z取为40，则大齿轮的齿数Z=100。
因为单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软
齿面，由表10.20选取ψd=1。
4）、许用接触应力[бH]
由表10.24查得
бHlim1=560Mpa,бHlim2=530Mpa
由表10.10查得SH=1
N1=60njLh=60×
384×
1×
10×
52×
40×
2=9.58×
108
N2=N1/i=9.58×
108/4.02=2.38×
查图10.27得，ZNT1=1,ZNT2=1.06
则可得：
[бH]1=ZNT1бHlim1/SH=1×
560/1Mpa=560Mpa
[бH]2=ZNT2бHlim2/SH=1.06×
530/1Mpa=562Mpa
故：
d1≥76.43{KT（u+1）/ψdu[бH]2}1/3
=76.43{1.1×
0.67×
105×
5/1×
5602}1/3
=51.01mm
m=d1/Z1=51.01/25mm=2.04mm
由表10.3取标准模数m=2mm.
3、主要尺寸的计算
d1=mZ1=2×
25mm=50mm
d2=mZ2=2×
100mm=200mm
b=ψdd1=1×
50mm=50mm
即：
b2=50mm
b1=b2+5=55mm
a=m（Z1+Z2）/2=2×
（25+100）/2=125mm
4、按齿根弯曲疲劳强度校核
由式10.24得出бF≤[бF],则校核合格
确定有关的系数与参数：
（1）、齿形系数YF
由表10.13得，YF1=2.41，YF2=2.18
（2）、应力修正系数YS
由表10.14得，YS1=1.67，YS2=1.80
（3）、许用弯曲应力[бF]
由图10.25得，бFlim1=210MpaбFlim2=190Mpa
由表10.10得，SF=1.3
由图10.26得，YNT1=YNT2=1
由式10.14，可得
[бF]1=YNT1бFlim1/SF=210/1.3Mpa=162Mpa
[бF]2=YNT2бFlim2/SF=190/1.3Mpa=146Mpa
故:
бF1=2KT1YFYS/bm2Z1
1.1×
2.41×
1.67/50×
22×
25
=118.65Mpa＜[бF]1=162Mpa
бF2=бF1YF2YS2/YF1YS1
=118.65×
2.18×
1.80/2.41×
1.67Mpa
=115.68Mpa＜[бF]2=146Mpa
齿根弯曲强度校核合格。
5、验算齿轮的圆周速度V
V=兀d1n1/60×
50×
384/60×
1000m/s
=1.0048m/s
由表10.22可知，选9级精度是合适的。
6、几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图。
五、轴的设计计算
5.1、减速器高速轴的设计
1、选择轴的材料
由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对
材料无特殊要求，故：
选用45钢并经调质处理。
由表14.4查得强度极限бB=650Mpa，再由表14.2
得，弯曲应力[б-1b]=60Mpa.
2、按转矩初步估算轴伸直径：
根据表14.1得，C=107～118，又由式14.2得
D≥C（P/n）1/3=（107～118）（2.71/384）1/3
=20.33mm～22.42mm
考虑到轴的最小直径处要安装V带传动装置，会
有键槽存在，故将估算直径加大3%～5%，取为
20.94mm～23.54mm，由设计手册
取标准直径为：
d3=23mm
3、设计轴的结构，初选滚动轴承：
由于设计的是单级齿轮传动减速器，可将齿轮
布置在箱体内部的中央，将轴承对称安装在齿轮的
两侧，轴的外伸端安装V带传动装置。
1）、确定轴上零件的位置和固定方式
要确定轴的结构和形状，必须先确定轴上零件的
装配顺序和固定方式参考书中的图，确定轴承从
轴的左端装入，齿轮的右端用轴肩定位，右端用
套筒定位，这样齿轮在轴上的轴向的位置被完全
确定。
齿轮的周向固定固定采用平键连接，轴承
对称地安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周
向采用过盈配合固定。
2）、确定各轴端的直径
如下图所示，轴段（外伸端）直径最小，
d1=23mm;
考虑到要对安装在轴段上的V带传动
装置进行定位，轴段上应有轴肩，同时，为能
很顺利地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承
内径的标准，故取轴段②的直径d2=35mm;
用相
同的方法确定轴段③、④的直径d3=40mm、
d4=50mm；
为了便于拆卸轴承，可以查出6208
型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取d5=42mm.
4、求小齿轮上的作用力
小齿轮上的圆周力:
Ft1=2T1/d3=2×
67.40/0.023N=5860NFt1=5860N
小齿轮上的径向力:
Fr1=Ft1×
tanɑ=5860×
0.36N=2109.6NFr1=2109.6N
5.1、减速器低速轴的设计
由表14.4查得，强度极限бB=650Mpa，再由表
14.2得，弯曲应力[б-1b]=60Mpa.
根据表14.1得，C=107～118，又由式14.2得
D≥C（P/n）1/3=（107～118）（2.60/95.52）1/3
=32.5mm～35.9mm
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存
在，故
将估算直径加大3%～5%，取为
33.58mm～37.41mm，由设计手册取标准直径为：
D4=35mm
3、选择联轴器，设计轴的结构，初选滚动轴承：
由于设计的是单级齿轮传动减速器，可将齿轮布
置在箱体内部的中央，将轴承对称安装在齿轮的
对称地安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，
周向采用过盈配合固定。
2）、确定各轴端的直径
如下图所示，轴段①（外伸端）直径最小，
d1=35mm;
考虑到要对安装在轴段①上的联轴器进
行定位，轴段②上应有轴肩，同时为能很顺利地
在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径
的标准，故取轴段②的直径d2=40mm;
用相同的方法确定轴段③、④的直径d3=45mm、
d4=55mm；
为了便于拆卸左轴承，可以查出6208
型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取d5=47mm.
3）、确定各轴段的长度
齿轮轮毂宽度为60mm，为保证齿轮固定可靠，轴
段③的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为58mm，
为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与
箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为
15mm；
为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承
宽度为18mm），并且考虑轴承的润滑，取轴承端
面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段④的长度
取为20mm，轴承支点距离L=118mm；
根据箱体
结构及联轴器距轴承盖要有一定的距离的要求，取
L1=75mm；
查阅有关联轴器手册取L11=70mm，在
轴段①、③上分别加工出键槽，使两键槽处于轴
的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽
度小约5～10mm，键槽的宽度按轴段直径查手
册得到。
4）、选择联轴器：
T2为联轴器所传递的标准扭矩：
2.60/95.52
=259.95N·
根据传动装置的工作条件拟用弹性柱销联轴器，
计算转矩
TC=TAT=1.3×
259.95N·
M=337.93N·
TA为工作情况系数，通过查表可得，TA=1.3
从表2-14-1，查得LH3号联轴器不仅可以满足转
矩要求（Tn=630N·
M＞TC）,而且其轴孔直径
d=32～40mm,也能满足联轴器轴径的要求，因此，
我选用LH3号联轴器。
4、轴的计算简图如下所示
1）、求垂直面内的支承反力，并且画出垂直面内的
弯矩图。
T2为减速器低速轴所传递的标准扭矩：
Ft2=2T2/d1=2×
259.95/0.045N=11553N
Fr2=Ft2×
tanɑ=14854×
0.364N=4205.4N
支点反力为：
FHA=FHB=Ft2/2=11553/2N=5776.5N
Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为：
MHⅠ=5776.5×
118/2N·
mm
=340813.5N·
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：
MHⅡ=5776.5×
29N·
mm=167518.5N·
2）、求垂直面内的支承反力，并且画出水平面内的
FVA=FVB=Fr2/2=4205.4/2N=2102.7N
Ⅰ-Ⅰ截面左侧处的弯矩为：
MHⅠ左=FVAL/2=2102.7×
=124059.3N·
Ⅰ-Ⅰ截面右侧处的弯矩为：
MHⅠ右=FVBL/2=2102.7×
MVⅡ=29FVB=29×
2102.7N·
=60978.3N·
4）、作合成弯矩图
M=（M2H+M2V）1/2
Ⅰ-Ⅰ截面
MⅠ左=MⅠ右=（M2VⅠ左+M2HⅠ）1/2
=（124059.32+340813.52）1/2N·
=362690.6N·
Ⅱ-Ⅱ截面
MⅡ=（M2HⅡ+M2VⅡ）1/2
=（167518.52+60978.32）1/2N·
mm
=178271.7N·
5）、作转距图
T2=9550P2/n2
=9550×
m
6）、求当量弯矩
因为减速器是单向运转，故可以认为转矩为脉动
循环变化，修正系数ɑ=0.6
MeⅠ=[M2Ⅰ右+（ɑT）2]1/2
=[362690.62+（0.6×
259950）2]1/2N·
=394804.6N·
Ⅱ-Ⅱ截面
MeⅡ=[M2Ⅱ+（ɑT）2]1/2
=[178271.72+（0.6×
=236869.6N·
6）、确定危险截面及校核强度，
由图，可知，截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，
但弯矩MeⅠ＞MeⅡ，而且轴上还有键槽，故截面
Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面。
但由于轴径d3＞d2，
故也应该对截面Ⅱ-Ⅱ
进行校核。
бeⅠ=MeⅠ/W
=394804.6/0.1d33
=394804.6/0.1×
453MPa
=43.33MPa
=236869.6/0.1d23
=236869.6/0.1×
403MPa
=37.01MPa
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