单级减速器的设计Word下载.docx
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承载能力和速度围大、传动比恒定、效率高。
噪音大、成本高、
一级斜齿圆柱齿轮传动
承载能力和速度围大、传动比恒定、效率高、啮合重合度大、传动平稳。
成本高、有轴向力产生。
普通V带传动
传动平稳、噪音小、能缓冲吸振、成本低。
轴间距大、外轮廓大（不能作减速器）、传动比不恒定、寿命短。
表2—1常见的机械传动的主要性能
选用指标\
传动机构
平带传动
V带传动
圆柱摩擦轮
传动
链传动
齿轮传动
蜗杆传动
功率/kw（常用值）
小
（≤20）
中
（≤100）
大
（≤50000）
（≤50）
单级
常用值
2~4
2~5
圆柱3~5
圆锥2~3
10~40
传动比
最大值
5
7
6
8
80
传动效率
0.90~0.97
0.96
0.88！
0.90
0.93~0.97
0.88~0.98
0.40~0.95
许用的线速度（m/s）
≤25
≤25~30
≤15~25
≤40
≤20~50
≤15~35
外廓尺寸
传动精度
低
中等
高
工作平稳性
好
较差
一般
自锁能力
无
可有
过载保护作用
有
使用寿命
短
长
缓冲吸振能力
差
要求制造及安装精度
要求润滑条件
不需
一般不需
环境适应性
不能接触酸、碱、油类、爆炸性气体
3传动方案分析及拟定
（1）运输带的工作拉力F=3.2KN
（2）运输带的工作速度v=2m/s
（3）卷筒直径D=400mm
（4）使用寿命10年
（5）工作情况：
通风良好，连续工作，均匀，双向旋转，一天2班
（6）制造条件及生产批量：
一般机械厂制造，小批量
（7）工作环境：
通风良好
（8）边界连接条件：
原动机采用一般工业电动机；
传动装置与工作机分别在不同底座上，用弹性联轴器连接
（9）外形拟定：
1、按工作要求和工作条件选用Y系列（IP44）小型三相笼型异步电动机，该型电动机为一般用途笼型封闭自扇冷式结构，具有防止灰尘或其他杂物入侵的特点，B级绝缘，可采用全压或降压起动。
该型电动机的工作条件为：
环境温度-15～+40℃,相对湿度不超过90%，海拔高度不超过1000m，电源额定电压360V，频率50Hz。
2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η2轴承×
η齿轮×
η联轴器2×
η滚筒
=0.99×
0.97×
0.99×
0.95
=0.90
（2）电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=3200×
2/（1000×
0.90）
=7.11KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×
1000V/（πD）
=60×
1000×
2/（π×
400）
=95.5r/min
单级圆柱齿轮传动比围ic≤7.1，故电动机转速的可选围为nd=i×
Nw≤7.1×
95.5=678.05r/min。
由指导书机械设计课程设计手册表12-1查出适合电动机型号：
（如下表）
电动机型号
额定功率
kw
电动机转速
（r/min）
电动机质量
kg
同步转速
满载转速
Y160L-8
7.5
750
720
145
由选定电机的满载转速nm，传动比i=nm/Nw=720/95.5=7
n小齿=nm=720（r/min）n大齿=n小齿/i=720/7=102.9（r/min）
将传动装置各轴由高速和低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴i......为相邻两轴间的传动比
η1，η2，......为各传动构件的传动效率
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,......为各轴的输入转速（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=720（r/min）
Ⅱ轴：
nⅡ=nm/i=720/7=102.9r/min
（2）计算各轴的功率：
PⅠ=Pd×
η1=7.11×
0.97=6.90（KW）
PⅡ=PⅠ×
η2×
η3=6.90×
0.97=6.63（KW）
（3）计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·
Pd/nm=9550×
7.11/720=94.31N·
mm
TⅠ=Td·
η1=94.31×
0.97=91.48N·
mm
TⅡ=TⅠ·
i·
η2·
η3=91.48×
7×
0.97=614.94N·
（4）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=6.90×
0.99=6.83KW
P’Ⅱ=PⅡ×
η轴承=6.63×
0.99=6.56KW
计算各轴的输出转矩：
则：
T’Ⅰ=TⅠ×
η轴承=91.48×
0.99=90.57N·
T’Ⅱ=TⅡ×
η轴承=614.94×
0.99=608.79N·
综合以上数据，得表如下：
轴名
功率P（KW）
转矩T（N·
mm）
转速n
r/min
传动比i
效率
η
输入
输出
电动机轴
7.11
94.31
0.97
Ⅰ轴
6.90
6.83
91.48
90.57
0.99
Ⅱ轴
6.63
6.56
614.94
608.79
102.90
1确定计算功率
查表得KA=1.4，则
PC=KAP=1.4×
8=11.2KW
2确定V带型号
按照任务书得要求，选择普通V带。
根据PC=11.2KW及n1=720r/min，查图确定选用B型普通V带。
3确定带轮直径
（1）确定小带轮基准直径
根据图推荐，小带轮选用直径围为112—140mm，选择dd1=140mm。
（2）验算带速
v=
=
=5.28m/s
5m/s＜v＜25m/s,带速合适。
（3）计算大带轮直径
dd2=idd1（1-ε）=7×
140×
（1-0.02）=960.4mm
根据GB/T13575.1-9规定，选取dd2=1000mm
4确定带长及中心距
（1）初取中心距a0
得798≤a0≤2280，根据总体布局，取ao=1500mm
（2）确定带长Ld：
根据几何关系计算带长得
=4913.97mm
根据标准手册，取Ld=5000mm。
（3）计算实际中心距
=1543.5mm
5.验算包角
=148.07°
＞120°
，包角合适。
6.确定V带根数Z
Z≥
根据dd1=140mm及n1=720r/min，查表得P0=3.13KW,ΔP0=0.22KW
中心距a=1543.5mm
包角α=148.07°
包角合适（查表得）
Kα=0.89
KL=1.18
则Z≥
=2.27，取Z=3
7.确定粗拉力F0
F0=500
查表得q=0.17㎏/m,则
=461.55N
8.计算带轮轴所受压力Q
Q=2ZF0sin
=2×
3×
461.55×
sin
=2713.62N
1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
齿轮采用软齿面。
查课本表11-1，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为286HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为217HBS。
查课本表11-2，齿轮精度初选7级。
2初选主要参数
小轮齿数Z1=20，i=7
大轮齿数Z2=Z1·
i=20×
7=140
由课本表11-6取齿宽系数Ψd=1
3转矩T1=T2=600N.mm
4查课本表11-3，取载荷系数k=1.2
5查课本表11-4材料的弹性影响系数
6许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZN/SH由课本表11-1查得：
σHlim1=620MpaσHlim2=400Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：
按每周五个工作日，每天24h计算，由公式N=60njLh计算应力循环次数
N1=60×
720×
8×
12×
5×
24=4.98x108
N2=N1/i=4.98x108/7=7.11x107
查课本图11-8和图11-9，得接触疲劳寿命系数ZN1=0.93ZN2=1.1
由表11-5按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SH=620×
0.93/1=576.6Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SH=400×
1.1/1=440Mpa
选用较小值
按面接触疲劳强度设计
≥7.07
模数：
m≥d1/Z1=7.07/20=0.35mm
取课本P57表4-1标准模数第一数列上的值，m=3
（7）校核齿根弯曲疲劳强度
小轮分度圆直径d1=m·
Z1=3×
20=60mm
齿轮啮合宽度b=Ψd·
d1=1×
60=60mm
查课本图11-8齿轮系数YF1=2.81YF2=2.13
查课本图11-9应力修正系数YS1=1.56YS2=1.83
许用应力
由课本表11-1查得σFlim1=220MPaσFlim2=200Mpa
查课本表11-5，取SF=1.3
取YN1=YN2=1
则[σF]1=YN1σFlim1/SF=1×
220/1.0=220Mpa
[σF]2=YN2σFlim2/SF=1×
200/1.0=200Mpa
σF1=2KT1YF1YS/bm2z1=2×
1.3×
108498.61×
2.81×
1.56/（60×
32×
20）=114.50Mpa<
[σF]1
σF2=σF1YF2YS2/YF1YS1=114.50×
2.13×
1.83/（2.81×
1.56）=101.81Mpa<
[σF]2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
（8）几何尺寸计算
d1=m·
20=60mm
d2=m·
Z2=3×
140=420mm
a=m·
（Z1+Z2）/2=3×
（20+140）/2=240mm
b=60mmb2=60mm取b1=70mm
（9）计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/（60×
1000）=3.14×
60/（60×
1000）=2.26m/s
因为V≤10m/s，故取7级精度合适．
主动轴的设计
1、初步确定轴的最小直径
查课本表14-2可得，45钢取C=118，则d≥118×
（5.44/120）1/3mm=42.1mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=45mm
2、主动轴形状的确定
（1）初步选择滚动轴承。
查《机械设计基础课程设计手册》表6-7选用圆锥滚子轴承30209其尺寸为
（2）轴肩高度
。
试取
（3）查指导书表8-5，初步选用弹性套柱销联轴器，型号LT2联轴器
，J型轴孔，L=42。
2、主动轴的形状如下：
确定轴各段直径和长度
（1）从联轴器起第一段，由于联轴器与轴键联结，因此轴加粗5%。
取d1=Φ25mm，根据计算转矩TC=KA×
TⅠ=1.3×
75.14=97.68Nmm，
（2）右起第二段直径取d2=Φ30mm，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，取端盖的外端面与联轴器的左端面间的距离为18mm，则取第二段的长度L2=71mm
右起第三段，取d3=Φ40mm，长度取L3=7mm
右起第四段，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d4=Φ66mm，长度为L4=65mm
右起第五段，取d3=Φ40mm，长度取L3=7mm
右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为d7=Φ30mm，长度L6=33mm
5、求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。
在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取
值。
对于圆锥滚子轴承30209，
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
上图中，a为轴的受力图，c为水平面的弯矩图，e垂直面的弯矩图，f为合成弯矩图，g转矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C（即齿轮宽度中间截面）是轴的危险截面。
6、按弯矩复合强度计算
（1）分度圆直径：
d1=400mm
（2）转矩：
已知T11=614.94N·
（3）齿轮所受力
圆周力：
Ft=2T11/d=2×
614.94/400N=307.47N
径向力：
Fr=Fttan200=307.47×
tan200=112.31N
7、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：
FHA=FHB=Ft/2=153.74N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么FVA=FVB=Fr/2=56.16N
8、剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MHC=FHA×
0.115/2=8.840N.mm
垂直面的弯矩：
MVC=FVA×
0.115/2=3.23N.mm
合成弯矩：
9、当量弯矩：
因加速器双向运转，故认为转矩为对称循环转矩，取修正系数
10、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。
有:
［σ-1b］=58Mpa则：
σe=Me/W=Me/（0.1·
d33）=270×
1000/（0.1×
553）=16.2Mpa<
［σ-1］
（2）右起第一段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）=259.8×
453）=28.5<
［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的。
从动轴的设计
1、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为:
d≥C（P/n）1/3
3、从动轴的形状跟主动轴一样
3、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴肩和套筒实现，轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位
4、确定各段轴的直径
（1）将估算轴d=45mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，同时为很顺利地在轴段二上安装轴承，轴段二必须满足轴承径的标准，故取第二段直径为d2=50mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d3应大于d2，取d3=55mm，用相同的方法确定轴段四、五直径d4=65mm、d5=60mm
（2）选择轴承型号.由课本表16-2初选深沟球轴承,代号为6210,查指导书表6-1可得:
轴承宽度B=20,安装尺寸D=57,故轴段直径d6=57mm.
（3）确定轴各段直径和长度
1段：
d1=45mm长度取L1=82mm
3段：
d3=55mmL3=L轮毂-2=60-2=58mm
4段：
d4=65mmL4=7mm
5段：
d5=60mmL5=10.5mm
6段：
d6=57mm.L6=22mm
2段：
d2=50mmL2=82mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=261.5mm
5、按弯矩复合强度计算
（1）小分度圆直径：
d2=60mm
已知T1=91.48N·
（3）圆周力：
Ft=304N
（4）径向力：
Fr=111N
6、轴长支反力
FHA=FHB=Ft/2=152N
那么FVA=FVB=Fr/2=55.5N
7、右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
0.115=17.48Nm
垂直面的弯矩MVC1=MVC2=FVA×
0.115=6.38Nm
8、判断危险截面并验算强度
已知MeC2=86.6Nm,由［σ-1b］=58Mpa
σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·
d43）=24.2×
663）=3.01Nm<
（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）=45.06×
253）=28.8Nm<
根据条件，轴承预计寿命Lh=10×
30×
24=86400h
1、计算输入轴承
已选定的圆锥滚子轴承30209，由轴的校核可知，B方向的轴承所受载荷比A方向的大，所以对于收入轴，只校核B方向的轴承。
（1）已知
，两轴承的径向反力
（2）轴向力
（3）
，查指导书表6-7知
，由于
，查课本附表3和表16-11，
;
（4）.计算当量载荷
查课本表16-9，取
，则
（5）.轴承寿命计算
对于滚子轴承，查课本表16-8取
30209轴承Cr=67.8
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
2、计算输出轴承
选用圆锥滚子轴承30309,由轴的校核可知，轴承在A方向所受载荷比B方向大，故对于输出轴承，只校核A方向轴承。
（1）.已知
（2）.轴向力
（3）
，查课本表16-11得
（4）轴承寿命计算
查指导书表6-1，选择6210轴承Cr=35KN
由课本式11-3有
键联接设计
输入轴与联轴器联接用平键联接
轴径d1=25mmL1=60mmT=720N·
m
查设计手册表4-1，选用A型平键键8×
7GB/T1096，长度L取50
l=L-b=42mmh=7mm
σp=4·
T/（d·
h·
l）
=4×
720／（25×
42）
=39Mpa<
[σp]（110Mpa）
输出轴与齿轮联接用平键联接
轴径d3=55mmL3=58mmT=720N·
l=34mmh=10mm
TⅡ/（d·
=4×
720/（55×
10×
34）
=43Mpa<
输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径d1=45mmL1=82mmT=432933N·
7GB/T1096，长度L取70
l=L-b=56mmh=9mm
720／（45×
9×
56）
=36Mpa<
第十部分联轴器的选择
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器
K=0.5
=9550
=9550×
=307.66
选用LT7型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩
=500，
<
采用Y型轴孔，A型键轴孔直径选d=40，轴孔长度L=112
LT7型弹性套住联轴器有关参数
型号
公称
转矩T/（N·
许用
转速
n/（r·
升级会员 