V带单级圆柱减速器机械设计Word下载.docx
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常见机械效率参见附表1
（2）电机所需的工作功率：
P工作=FW×
VW/1000
=1600×
1.1/1000
=1.76KW
（3）电动机的选择
电动机的额定功率：
P≥Pw/η=FW×
VW/η（kw）
得P≥2.07kw
（4）确定电动机转速：
计算滚筒工作转速为：
nw=60×
1000VW/πD（r/min）
=60×
1000×
1.1/π×
250
=84r/min
3、确定电动机型号
参照《机械设计课程设计》301页8.17电动机表8–19
Y系列三相异步电动机技术数据JB/T8680.1-2-1998
同步转速取1000r/min
选择电动机型号：
Y112M—6
列出电动机的主要参数
电动机额定功率P（KW）
2.2
电动机满载转速nm（r/min）
940
电动机轴伸出端直径d（mm）
28j6
电动机轴伸出端的安装高度（mm）
112
电动机轴伸出端的长度（mm）
60
电动机轴伸出端的安装高度——参照《机械设计课程设计》302页表8–170Y系列电动机B3机座外形尺寸和安装尺寸
电动机轴伸出端的长度、电动机轴伸出端直径d——参照《机械设计课程设计》304页表8–172Y系列电动机B3B5电动机的轴伸尺寸
1、总传动比：
i=nm/nw=940/84=11.2
2、分配传动装置各级伟动比
i=i1×
i2×
i3·
·
in
式中：
i1、i2、i3·
in从附表2中选值
∵i=i1×
i2
∴据手册选取优先值：
i1=2.5i2=4.5
四、传动装置的运动和动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
（1）高速轴转速n1=nm/i1=940/2.5=376r/min
（2）低速轴转速n2=nm/（i1×
i2）=940/11.2=83.93r/min
2、计算各轴的功率（kw）
P1=P×
η1×
η3=2.2×
0.97×
0.98=2.09kw
P2=P×
η32=2.2×
0.982=1.968kw
3、计算各轴扭矩（N·
mm）
Tk=9.55×
106Pk/nk（N·
T1=9.55×
106P1/n1
=9.55×
106×
2.09/376
=53100N·
mm
T2=9.55×
106P2/n2=9.55×
1.968/83.93
=223900N·
五．三角带传动的设计计算
1．确定计算功率Pca
查《机械设计》P133表8-8得：
kA=1.2，故
Pca=KAP=1.2×
2.2=2.64KW
2.选择V带的带型、
根据Pca、n1由《机械设计》P133图8-10选用A型V带
3.确定带轮的基准直径，并验算带速v
由《机械设计》P133表8-9得，小带轮最小基准直径为75mm，
则推荐的基准直径为80，85，90，95，100，106mm
取dd1=85mm
V=πdd1nm/60×
1000
=π×
85×
940/60×
=4.2m/s≤5m/s
∴重新选择
则取dd1=106mm
=5.217m/s
在5~25m/s范围内，带速合适
∴取dd1=106mm
i=dd2/dd1dd2=i×
dd1=3.34×
106=354mm
4.确定v带的中心矩a和基准长度Ld
1）由《机械设计》P134式（8-19）得
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
0.7（106+354）≤a0≤2（106+354）
所以有：
332mm≤a0≤920mm
初定：
a0=500mm
2）由《机械设计》P134式（8-20）得
带的初选长度
lo≈2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0
=2×
500+π/2（106+354）+（354-106）2/4×
500
=1729.9mm
根据《机械设计》P131表（8-7）取Ld=1800mmkL=1,01
根据《机械设计》P134式（8-21）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（1800-1729.9）/2
=535mm
由式（8-22）得
amax=a-0.015Ld=535-0.015×
1800=508mm
amin=a+0.03Ld=535+0.03×
1800=589mm
中心距的变化范围508mm~589mm
5.验算主动轮小带轮包角α1根据式（8-23）
α1≈1800-（dd2-dd1）×
57.30/a
=1800-（354-106）×
57.30/535
=153.40≥900（适用）
6.计算带的根数z
1）计算单根v带的额定功率Pr
由dd1=106mm和n1=940r/min，A型普通v带，
查《机械设计》P130表（8-4）P0=1.10KW
根据n1=940r/min，i=3.34和A型带，查表（8-5）得△P0=0.11KW
由a1=153.40查《机械设计》P131表（8-6）
Kα=0.92，
由Ld=1800mm,查表（8-7）得，KL=1.01
根据《机械设计》式（8-24）
Pr=（P0+△P0）×
Kα×
KL
=（1.10+0.11）×
0.92×
1.01=1.124kw
Z=Pca/Pr=2.64/1.124=2.35
Z=3根
7.计算单根v带的初拉力的最小值（F0）min
由表8-1查得q=0.1kg/m，由式（8-25）单根V带的初拉力：
（F0）min=500×
（2.5/Kα-1）×
PC/（Z×
V）+qV2
=[500×
（2.5/0.92-1）×
2.64/（3×
4.2）+0.1×
4.22]N
=181.68N
应使带的实际初拉力F0>
（F0）min
8.计算压轴力FQ
压轴力的最小值为，由式（8-26）
（Fp）min=2Z（F0）minsin（α1/2）=2×
3×
181.68×
Sin（153.40/2）
=1017.88N
9.设计结果，选用3根A型带，中心距a=500mm，带轮直径dd1=106mm,dd2=354mm,轴上压力FQ=1017.88N
六、齿轮传动的设计计算
1.选择齿轮材料及精度等级
1）按预定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。
3）材料选择。
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用：
20CrMnTi,渗碳淬火，齿面硬度为60HRC，
大齿轮选用:
20Cr，渗碳淬火，齿面硬度60HRC，
根据课本P78表5-4选8级精度。
由表5-3得：
@hlim1
4）选小齿轮齿数z1=24。
传动比i齿=4.5齿数比：
u=i0=4.5
则大齿轮齿数：
z2=iz1=4.5×
24=108
2.按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式（10-9a）进行试算，即
d1≥2.32（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数kt
由课本P193表10-3取kt=1.3。
2）T1=5.31×
104N·
3）由《机械设计》P205表10-7取φd=1
4）由《机械设计》P201表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
5）许用接触应力[σH]
由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
σHlim1=600Mpa；
大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550Mpa。
6）由式10-13计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×
376×
1×
（2×
8×
300×
10）
=1.083×
109
NL2=NL1/i=1.083×
109/4.5=0.24×
7）由图10-19取接触疲劳的寿命系数：
KNT1=1KNT2=0.98
8）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
由式（10-12）得
[σH]1=σHlim1KHN1/SH=600×
1/1.0Mpa
=600Mpa
[σH]2=σHlim2KHN2/SH=550×
0.98/1.0Mpa
=539Mpa
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值。
d1≥2.32{KTT1（u+1）ZE2/φdu[σH]2}1/3
=2.32{1×
5.31×
104×
（4.5+1）×
189.82/（1×
4.5×
5392）}1/3mm
=50.74mm
2）计算圆周速度v。
v=πdd1tn1/60×
50.74×
376/60×
=1m/s
3）计算齿宽b。
b=φd×
dd1t=1×
50.74=50.74mm
4）计算齿宽与齿高之比b/h。
模数：
mt=d1t/z1=50.74/24=2.11mm
齿高：
h=2.25×
mt=2.25×
2.11=4.7475mm
b/h=50.74/4.7475=10.688
5）计算载荷系数
根据v=1m/s，7级精度，
由《机械设计》194页，图10-8查得动载荷系数为Kv=1.05；
直齿轮，KHα=KFα=1；
由表10-2查得使用系数KA=1；
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，
KHβ=1.42
由b/h=10.688，KHβ=1.4查图10-13得KFβ=1.4；
故载荷系数
K=KAKvKHαKHβ=1×
1.05×
1.42=1.491
6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
d1=d1t（k/Kt）1/3=50.74（1.491/1.3）1/3=53.1mm
7）计算模数m。
m=d1/z1=53.1/24=2.2mm
3.按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为
m≥（2kT1YFaYSa/φdz12[σF]）1/3
1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；
大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa；
2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9，KFN2=0.9；
3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
[σF]1=KFN1×
σFE1/S=0.9×
500/1.4=321.43MPa
[σF]2=KFN2×
σFE2/S=0.9×
380/1.4=244.3MPa
4）计算载荷技术K。
K=KAKvKFαKFβ=1×
1.4=1.47。
5）查取齿形系数。
由表10-5查得YFa1=2.65；
YFa2=2.17。
6）查取应力校正系数。
由表10-5查得YSa1=1.58；
YSa2=1.8。
7）计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较。
YFa1×
YSa1/[σF]1=2.65×
1.58/321.43=0.01303
YFa2×
YSa2/[σF]2=2.17×
1.8/244.3=0.01599
大齿轮的数值大。
（2）设计计算
=[2×
1.47×
0.01599/（1×
242）]1/3=1.63mm
就近圆整m=2
z1=d1/m=53.1/2=26.55取z1=27
大齿轮的齿数z2=u×
z1=4.5×
27=121.5取z2=122
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=27×
2=54mm
d2=z2m=122×
2=244mm
（2）计算中心矩
a=（d1+d2）/2=（54+244）/2=149mm
（1）计算齿轮宽度：
b=φdd1=1×
54mm=54mm
取b2=54mmb1=59mm
输出轴的设计计算
1、初步确定轴的最小直径
先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理，硬度217~255HBS。
根据表15-3，取A0（C）=120于是得
dmin≥A0（P/n）1/3=120（1.968/83.93）1/3=34.34mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=34.34×
（1+5%）=36mm
∴选d=36mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
（2）确定轴各段直径和长度
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（第工段）
参照《机械设计》查表14-1取KA=1.5
Tca=KAT2=1.5×
22.39×
104=335850Nmm=335.85Nm
参照《机械设计课程设计》287页凸缘联轴器YL9钢JJ1型
[T]=400Nmd/（H7）=50mmL=84mm
工段：
d1=50mm长度取L1=82mm
段:
d2=d1+5=55mmL2=50mm
段初选用6216深沟球轴承
其内径为60mm,大径为110mm宽度为22mm.
此段轴的直径d3=60mm长度L3=46mm
Ⅳ段d4=d3+5=65mmL4=54mm
Ⅴ段设计成阶梯形轴肩，用以定位考虑
c=5h=2c=2×
5=10mm
d5=d4+2h=65+2×
5=75mm长度L5=7mm
Vi段直径d6=65mm.长度L6=17mm
V
段直径d7=60mm.长度L7=22mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=278mm
（3）按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=244mm
②求转矩：
已知T2=223900N·
③求圆周力：
Ft
Ft=2T2/d2=2×
223900/50=8956N
④求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα=8956×
tan200=3259N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=51mm
（1）绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=1629.5N
FAZ=FBZ=Ft/2=4478N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=1629.5×
51=83.1N·
m
（3）绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=4478×
51=228.4N·
（4）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（83.12+228.42）1/2=243N·
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9.55×
（P2/n2）×
106=223.9N·
（6）绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[2432+（1×
223.9）2]1/2=330.4N·
（7）校核危险截面C的强度
σe=Mec/0.1d33=330.4/0.1×
603
=15.2MPa<
[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
根据根据条件，轴承预计寿命
16×
10=48000小时
1、计算输入轴承
（1）已知n2=83.93r/min
两轴承径向反力：
FR1=FR2=500N
初先两轴承为深沟球轴承6212型
得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315N
（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=315NFA2=FS2=315N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=315N/500N=0.63
FA2/FR2=315N/500N=0.63
查手册得e=0.68
FA1/FR1<
ex1=1FA2/FR2<
ex2=1
y1=0y2=0
（4）计算当量载荷P1、P2
根据《机械设计》321页表（13-6）取fP=1.5
根据《机械设计》320页式（13-8a）式得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×
（1×
500.2+0）=750N
P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×
（5）轴承寿命计算
∵深沟球轴承∴ε=3
根据《机械设计》319页图（13-12）
根据手册得Cr=35000N
由《机械设计》式（13-5）得
LH=106/60n×
（C/P）ε
=（106/60×
83.93）×
（35000/1968）3>
48000h
预期寿命足够
输出轴与大齿轮联接用平键联接
轴径d=65mmL=50mmT=223.9Nm
参照《机械设计课程设计》198页选用A型平键
键18×
11GB1095-1979
l=40mmh=11mm
根据《机械设计》107页式（6-1）得
σp=2T×
103/kdl=2×
223.9×
103/0.5×
11×
65×
40
=31.3Mpa<
[σp]
十、润滑与密封
参考《机械设计》235页
齿轮传动润滑油粘度荐用值取59
齿轮采用牌号为120的工业齿轮润滑油
轴承采用润滑脂润滑。
《机械设计》高等教育出版社
《机械设计课程设计》浙江大学出版社
《机械制图》高等教育出版社
FW=1600N
VW=1.1m/s
D=250mm
η总=0.85
P工作=1.76KW
P≥2.07kw
nw=84r/min
电动机型号
Y112M—6
i总=11.2
i1=2.5
i2=4.5
n1=376r/min
n2=83.93r/min
P1=2.09kw
P2=1.968kw
T1=53100N·
T2=223900N·
V=5.217m/s
dd1=106mm
dd2=354mm
取a0=500
Ld=1595.4m
中心距的变化范围478.3mm~550.3mm
α1=161.860
（F0）min=181.68N
（Fp）min=1017.88N
i齿=4.5
z1=24
z2=108
u=4.5
T1=5.31×
σHlim1=600Mpa
σHlim2=550Mpa
NL1=1.083×
NL2=0.24×
kNT1=1
kNT2=0.98
[σH]1=600Mpa
[σH]2=539Mpa
V=1m/s
b=50.74mm
mt=2.11mm
h=4.7475mm
b/h=10.688
KHα=KFα=1
KA=1
K=1.491
d1=53.1mm
m=2.2mm
σFE1=500MPa
σFE2=380MPa
KFN1=0.9KFN2=0.9
[σF]1=321.43MPa
[σF]2=244.3MPa
K=1.47
YFa1=2.65
YSa1=1.58
YFa2=2.17
YSa2=1.8
m=2
z1=27
z2=122
d1=54mm
d2=244mm
a=149mm
b2=54mm
b1=59mm
dmin=36mm
d1=50mm
L1=82mm
d2=55mm
L2=50mm
d3=60mm
L3=46mm
d4=65mm
L4=54mm
d5=75mm
L5=7mm
d6=65mm.
L6=17mm
d7=60mm.
L7=22mm
Ft=8956N
Fr=3259N
FAY=1629.5N
FBY=1629.5N
FAZ=4478N
FBZ=4478N
MC1=83.1N·
MC2=228.4N·
MC=243N·
T=223.9N·
Mec=330.4N·
σe=15.2MPa<
[σ-1]b
轴承预计寿命
FS1=FS2=315N
x1=1
y1=0
x2=1
y2=0
P1=750N
P2=750N
LH=62808h
∴预期寿命足够
A型平键18×
11
σp=31.3Mpa
附表1常用机械传动效率
机械传动类型
传动效率
圆柱齿轮传动
闭式传动0.96—0.98（7-9级精度）
开式传动0.94—0.96
圆锥齿轮传动
闭式传动0.94—0.97（7-8级精度）
开式传动0.92—0.95
带传动
平型带传动
0.95—0.98
V型带传动
0.94—0.97
滚动轴承（一对）
0.98—0.995
联轴器
0.99-0.995
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