课程设计减速器Word格式.docx
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选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式
（1）：
Ｐd＝ＰＷ／ηa （kw）
由式
（2）：
ＰＷ＝2000×
1.8／1000（KW）
因此 Pd=3.96（KW）
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×
η２３×
η３×
η４×
η5
式中：
η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９７
则：
η总=0.96×
0.98３×
0.97×
0.99×
0.96
=0.83
所以：
电机所需的工作功率：
Pd =FV/1000η总
=（2200×
1.8）/（1000×
0.83）
=4.77（kw）
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×
1000·
V/（π·
D）
=（60×
1000×
1.8）/（450×
π）
=76.43r/min
根据手册Ｐ７表１推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=4
取Ｖ带传动比Ｉ１’=3。
则总传动比理论范围为：
Ｉa’＝12
故电动机转速的可选范为
N’d=I’a×
n卷筒
=12×
76.43=917.16r/min
则符合这一范围的同步转速有：
750、1000和1500r/min
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：
（如下表）
方
案
电动
机型
号
额定功率
电动机转速
（r/min）
电动机重量
N
参
考
价
格
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速
器
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
650
1200
18.6
3.5
5.32
2
Y132M2-6
1000
960
800
12.42
2.8
4.44
3
Y160M2-8
750
720
1240
2100
9.31
2.5
3.72
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格
和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：
电动机主要外形和安装尺寸：
中心高H
外形尺寸
L×
（AC/2+AD）×
HD
底角安装尺寸A×
B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
D×
E
装键部位尺寸F×
GD
132
520×
345×
315
216×
178
12
28×
80
10×
41
三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
ia=nm/n=nm/n卷筒
=960/76.43
=12.56
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0×
i（式中i0、i分别为带传动
和减速器的传动比）
2、分配各级传动装置传动比：
根据指导书P7表1，取i0=2.8（普通V带i=2～4）
因为：
ia＝i0×
i
i＝ia／i0
＝12.56/2.8
＝4.49
四、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及
i0,i1，......为相邻两轴间的传动比
η01，η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）
TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·
m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩（r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
1、运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转数：
Ⅰ轴：
nⅠ=nm/i0
=960/2.8=342.86（r/min）
Ⅱ轴：
nⅡ=nⅠ/i1
=324.86/4.49=76.36r/min
卷筒轴：
nⅢ=nⅡ
（2）计算各轴的功率：
PⅠ=Pd×
η01=Pd×
η1
=4.77×
0.96=4.58（KW）
Ⅱ轴：
PⅡ=PⅠ×
η12=PⅠ×
η2×
η3
=4.58×
0.98×
0.97
=4.11（KW）
PⅢ=PⅡ·
η23=PⅡ·
η2·
η4
=4.11×
0.99=4.35（KW）
计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·
Pd/nm=9550×
4.77/960
=47.45N·
m
TⅠ=Td·
i0·
η01=Td·
=47.45×
2.8×
0.96=127.55N·
m
TⅡ=TⅠ·
i1·
η12=TⅠ·
=127.55×
4.49×
0.97=544.39N·
卷筒轴输入轴转矩：
TⅢ=TⅡ·
=544.39×
0.97=517.5N·
计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：
P’Ⅰ=PⅠ×
η轴承=4.58×
0.98=4.49KW
P’Ⅱ=PⅡ×
η轴承=4.49×
0.98=4.4KW
计算各轴的输出转矩：
T’Ⅰ=TⅠ×
η轴承
0.98=125N·
T’Ⅱ=TⅡ×
0.98=533.50N·
由指导书的表1得到：
η1=0.96
η2=0.98
η3=0.97
η4=0.99
i0为带传动传动比
i1为减速器传动比
滚动轴承的效率
η为0.98~0.995在本设计中取0.98
综合以上数据，得表如下：
轴名
效率P（KW）
转矩T（N·
转速n
r/min
传动比i
效率
η
输入
输出
电动机轴
4.5
44.77
Ⅰ轴
4.58
4.49
127.55
125
342.86
0.95
Ⅱ轴
4.35
4.4
544.39
533.50
76.36
1.00
卷筒轴
4.13
3.99
517.5
492.84
76.35
五.V带的设计
（1）选择普通V带型号
由PC=KA·
P=1.1×
5.5=6.05（KW）
根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交界线处，故A、B型两方案待定：
方案1：
取A型V带
确定带轮的基准直径，并验算带速：
则取小带轮d1=126mm
d2=n1·
d1·
（1-ε）/n2=i·
（1-ε）
=2.8×
126×
（1-0.02）=345.74mm
由表9-2取d2=274mm（虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许）
带速验算：
V=n1·
π/（1000×
60）
由课本P134表9-5查得KA=1.1
由课本P132表9-2得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm~125mm
=960×
126·
=6.33m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
确定带长和中心距a：
0.7·
（d1+d2）≤a0≤2·
（d1+d2）
0.7×
（126+345.74）≤90≤2×
（126+345.74）
330.218≤90≤943.48
初定中心距a0=600，则带长为
L0=2·
a0+π·
（d1+d2）+（d2-d1）2/（4·
a0）
=2×
600+π·
（126+345.74）/2+（345.74-126）×
2/（4×
600）
=1940.68mm
由表9-3选用Ld=1800mm的实际中心距
a=a0+（Ld-L0）/2=500+（1800-1940.68）/2=529.66mm
验算小带轮上的包角α1
α1=180-（d2-d1）×
57.3/a
=180-（345.74-126）×
57.3/429.66=150.73>
120合适
确定带的根数
Z=PC/（（P0+△P0）·
KL·
Kα）
=6.05/（（0.95+0.11）×
0.96×
0.95）
=6.26
故要取7根A型V带
计算轴上的压力
由书9-18的初拉力公式有
F0=500·
PC·
（2.5/Kα-1）/z·
c+q·
v2
=500×
6.05×
（2.5/0.95-1）/（7×
5.02）+0.17×
5.02×
=144.74N
由课本9-19得作用在轴上的压力
FQ=2·
z·
F0·
sin（α/2）
7×
144.74×
sin（150.26/2）=807.38N
方案二：
取B型V带
则取小带轮d1=140mm
140×
（1-0.02）=384.16mm
由表9-2取d2=384mm（虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许）
140·
=7.03m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
（140+384）≤a0≤2×
（140+384）
366.8≤a0≤1048
初定中心距a0=700，则带长为
700+π·
（140+384）/2+（384-140）2/（4×
700）
=2244.2mm
由表9-3选用Ld=2244mm的实际中心距
a=a0+（Ld-L0）/2=700+（2244-2244.2）/2=697.9mm
=180-（384-140）×
57.3/697.9=160.0>
=6.05/（（2.08+0.30）×
1.00×
=2.68
故取3根B型V带
（2.5/0.95-1）/（3×
7.03）+0.17×
7.032
=242.42N
3×
242.42×
sin（160.0/2）
=1432.42N
综合各项数据比较得出方案二更适合
由机械设计书
表9-4查得
P0=0.95
由表9-6查得
△P0=0.11
由表9-7查得
Kα=0.95
由表9-3查得KL=0.96
由课本表9-2得，推荐的B型小带轮基准直径125mm~280mm
P0=2.08
△P0=0.30
由表9-3查得KL=1.00
六、齿轮传动的设计：
（1）、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级
（2）、初选主要参数
Z1=20，u=4.5
Z2=Z1·
u=20×
4.5=90
取ψa=0.3，则ψd=0.5·
（i+1）·
=0.675
（3）按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1≥
确定各参数值
1载荷系数查课本表6-6取K=1.2
2小齿轮名义转矩
T1=9.55×
106×
P/n1=9.55×
5.5/342.86
=16.42N·
mm
3材料弹性影响系数
由课本表6-7ZE=189.8
4区域系数ZH=2.5
5重合度系数
εt=1.88-3.2·
（1/Z1+1/Z2）
=1.88-3.2×
（1/20+1/90）=1.69
Zε=
6许用应力查课本图6-21（a）
查表6-8按一般可靠要求取SH=1
则
取两式计算中的较小值，即［σH］=560Mpa
于是d1
=52.82mm
（4）确定模数
m=d1/Z1≥52.82/20=2.641
取标准模数值m=3
（5）按齿根弯曲疲劳强度校核计算
校核
式中1小轮分度圆直径d1=m·
Z=3×
20=60mm
2齿轮啮合宽度b=Ψd·
d1=1.0×
60=60mm
3复合齿轮系数YFS1=4.38YFS2=3.95
4重合度系数Yε=0.25+0.75/εt
=0.25+0.75/1.69=0.6938
5许用应力查图6-22（a）
σFlim1=245MPaσFlim2=220Mpa
查表6-8，取SF=1.25
6计算大小齿轮的并进行比较
<
取较大值代入公式进行计算则有
=71.86<
［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
（6）几何尺寸计算
d1=m·
20=60mm
d2=m·
Z1=3×
90=270mm
a=m·
（Z1+Z2）=3×
（20+90）/2=165mm
b=60mmb2=60
取小齿轮宽度b1=65mm
（7）验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度v=π·
n1/（60×
1000）
=3.14×
60×
342.86/（60×
=1.08m/s
对照表6-5可知选择8级精度合适。
七、轴的设计
1，齿轮轴的设计
（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）
1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒
6—密封盖7—轴端挡圈8—轴承端盖9—带轮10—键
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=4.58KW
转速为nⅠ=342.86r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115
（3）确定轴各段直径和长度
1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度B=（Z-1）·
e+2·
f
=（3-1）×
18+2×
8=52mm
则第一段长度L1=60mm
2右起第二段直径取D2=Φ38mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm
3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×
B=40×
80×
18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm
4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4=10mm
5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ66mm，分度圆直径为Φ60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=Φ66mm，长度为L5=65mm
6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm
长度取L6=10mm
7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm
（4）求齿轮上作用力的大小、方向
1小齿轮分度圆直径：
d1=60mm
2作用在齿轮上的转矩为：
T1=16.24N·
3求圆周力：
Ft
Ft=2T2/d2=2×
1.18×
105/60=19.47N
4求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα=19.47×
tan200=34.90N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft/2=983.33N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’=Fr×
62/124=17.45N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=PA×
62=60.97Nm
垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=RA’×
62=19.47Nm
合成弯矩：
（7）画转矩图：
T=Ft×
d1/2=19.47×
60/2=584.1Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
（9）判断危险截面并验算强度
1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=73.14Nm,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa则：
σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·
D43）
=73.14×
1000/（0.1×
443）=1651.01Nm<
［σ-1］
2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe=MD/W=MD/（0.1·
D13）
=35.4×
303）=1168.32Nm<
所以确定的尺寸是安全的。
受力图如下：
PⅠ的值为前面第10页中给出
在前面带轮的计算中已经得到Z=3
其余的数据手册得到
D1=Φ30mm
L1=60mm
D2=Φ38mm
L2=70mm
D3=Φ40mm
L3=20mm
D4=Φ48mm
L4=10mm
D5=Φ66mm
L5=65mm
D6=Φ48mm
L6=10mm
D7=Φ40mm
L7=18mm
Ft=1966.66Nm
Fr=628.20Nm
RA=RB
=983.33Nm
RA’=RB’
=314.1N
MC=60.97Nm
MC1’=MC2’
=19.47Nm
MC1=MC2
=64.0Nm
T=59.0Nm
α=0.6
MeC2=73.14Nm
［σ-1］=60Mpa
MD=35.4Nm
输出轴的设计计算
1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮4—套筒6—密封盖
7—键8—轴承端盖9—轴端挡圈10—半联轴器
轴的输入功率为PⅡ=4.35KW
转速为nⅡ=76.36r/min
d≥
（3）确定轴各段直径和长度
1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ45mm，根据计算转矩TC=KA×
TⅡ=1.3×
518.34=673.84Nm，查标准GB/T5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm
2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm
3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为d×
B=55×
100×
21，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=36
4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm
5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm,长度取L5=10mm
6右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=21mm
1大齿轮分度圆直径：
d1=270mm
T1=5.08×
105N·
5.08×
105/270=5.15N
tanα=3762.96×
tan200=5.15×
tan200=9.23
RA=RB=Ft/2=5.15/2=2.58N
62/124=9.23×
62/124=4.62N
右起第
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