完整word版一级圆柱齿轮减速器说明书带cad图Word格式文档下载.docx
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4•连轴器5.滚筒6.运输带
二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择：
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圭寸闭自扇冷电动机，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/na（kw）
由式
（2）:
Pw=FV/1000（KW）
因此Pd=FV/1000na（KW）
由电动机至运输带的传动总效率为：
3
n总=niX“2Xq3X44X45
式中：
ni、n2、n3、n4、n5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取ni=o.96,n2=0.99,n3=0.97,n4=0.99
贝U：
n总=0.96X0.983X0.97X0.99X0.96
=0.83
所以：
电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000n总
=（2500X1.5）/（1000X0.83）
=4.5（kw）
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒=60X1000•V/（n・D）
=（60X1000X1.5）/（250•n）
=77.3r/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'
=3〜6。
取V带传动比I1'
=2〜4。
则总传动比理论范
围为：
Ia'
=6〜24。
故电动机转速的可选范为
N'
d=l'
Xn卷筒
=（6〜24）X77.3
=463.8〜1855.2r/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
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
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
lX（AC/2+AD）XHD
底角安装尺寸
AXB
地脚螺栓孔直
径K
轴伸尺寸
DXE
装键部位尺寸
FXGD
132
520X345X315
216X178
12
28X80
10X41
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
=960/77.3
=12.42
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=ioxi（式中io、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io=2.8（普通V带i=2〜4）
因为：
ia=ioxi
i=ia/io
=12.42/2.8
=4.44
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，H
轴，……以及
io,ii,……为相邻两轴间的传动比
n01，n12，为相邻两轴的传动效率
Pi,Pn,……为各轴的输入功率（KW）
Ti,Tn,……为各轴的输入转矩（N•m）
ni,nn,……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/io
=960/2.8=342.86（r/min）
H轴：
nn=ni/ii
=324.86/4.44=77.22r/min
由指导书的表1得
到：
n1=0.96
n2=0.98
n3=0.97
n4=0.99
卷筒轴：
n山=nn
（2）计算各轴的功率：
Pi=PdXnoi=PdXni
=4.5X0.96=4.32（KW）
n轴：
Pn=PiXn12=PiXn2Xn3
=4.32X0.98X0.97
=4.11（KW）
Pm=Pn・n23=Pn・n2•n4
=4.11X0.98X0.99=4.07（KW）
计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550•Pd/nm=9550X4.5/960
=44.77N•m
Ti=Td•io•n01=Td•io•n1
=44.77X2.8X0.96=120.33N•m
H轴：
Tn=Ti•i1•n12=Ti•i1•n2・n4
=120.33X4.44X0.98X0.99=518.34N•m
卷筒轴输入轴转矩：
Tm=Tn・n2・n4
=502.90N•m
计算各轴的输出功率：
由于i〜n轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故:
P'
=PiXn轴承=4.32X0.98=4.23KW
P'
=PnXn轴承=4.23X0.98=4.02KW
计算各轴的输出转矩：
则:
T'
=TiXn轴承
=120.33X0.98=117.92N•m
n=TnXn轴承
=518.34X0.98=507.97N•m
i0为带传动传动比
i1为减速器传动比滚动轴承的效率
n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•m）
转速n
r/min
传动比i
效率
n
输入
输出
电动机轴
4.5
44.77
0.96
I轴
4.32
4.23
120.33
117.92
342.86
0.95
□轴
4.11
4.02
518.34
507.97
77.22
1.00
0.97
卷筒轴
4.07
3.99
502.90
492.84
五.V带的设计
（1）选择普通V带型号
由Pc=Ka・P=1.1X5.5=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=100mm
d2=n1•d1•（1-e）/n2=i•d1•（1-e）
=2.8X100X（1-0.02）=274.4mm
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•d1•n/（1000X60）
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
=960X100-n/（1000X60）
=5.024m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
确定带长和中心距a：
0.7-（di+d2）<
aoW2-（di+d2）
0.7X（100+274）wa。
<
2X（100+274）
262.08wa0<
748.8
初定中心距a0=500，则带长为
Lo=2-ao+n-（d1+d2）+（d2-d1）2/（4-ao）
=2X500+n-（100+274）/2+（274-100）2/（4X500）
=1602.32mm
由表9-3选用Ld=1400mm的实际中心距
a=a0+（Ld-L0）/2=500+（1400-1602.32）/2=398.84mm
验算小带轮上的包角a1
a1=180-（d2-d1）X57.3/a
=180-（274-100）X57.3/398.84=155.01>
120合适
确定带的根数
Z=Pc/（（P0+AP0）-Kl-Ka）
=6.05/（（0.95+0.11）X0.96X0.95）
=6.26
故要取7根A型V带
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
Ka=0.95
由表9-3查得KL=0.96
计算轴上的压力
由书9-18的初拉力公式有
Fo=5OO•Pc•（2.5/Ka-1）/z•c+q•v2
=500X6.05X（2.5/0.95-1）/（7X5.02）+0.17X5.022=144.74N
由课本9-19得作用在轴上的压力
Fq=2•z•F0•sin（a/2）
=2x7X242.42Xsin（155.01/2）=1978.32N
方案二：
取B型V带
由课本表9-2得，推荐的B型小带轮基准直
径125mm~280mm
则取小带轮d1=140mm
d2=n1•d1•（1-e）/n2=i•d1•（1-e）
=2.8x140X（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）
V=n1•d1•n/（1000x60）
=960X140•n/（1000X60）
=7.03m/s
0.7•（d1+d2）<
aow2•（d1+d2）
0.7X（140+384）wa。
2X（140+384）
366.8wao<
1048
初定中心距ao=7OO，则带长为
Lo=2•ao+n・（di+d2）+（d2-di）2/（4•ao）
=2X700+%•（140+384）/2+（384-140）2/（4X700）
=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
a1=180-（d2-d1）x57.3/a
=180-（384-140）x57.3/697.9=160.0>
Z=Pc/（（P0+AP0）•Kl•Ka）
=6.05/（（2.08+0.30）x1.00x0.95）
=2.68
故取3根B型V带
F0=500•Pc•（2.5/Ka-1）/z•c+q•v2
=500x6.05X（2.5/0.95-1）/（3x7.03）+0.17X7.032
=242.42N
P0=2.08
△P0=0.30
由表9-3查得KL=1.00
=2X3X242.42Xsin（160.0/2）
=1432.42N
综合各项数据比较得出方案二更适合
B
八、齿轮传动的设计：
（1）、选疋齿轮传动类型、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
Zi=20，u=4.5
Z2=Zi•u=20X4.5=90
取书a=0.3，贝打d=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
I2
di>
3』2kTlu1ZeZhZs
*屮du［巧1
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=9.55x106xP/n1=9.55x106x4.23/342.86
=1.18x105N•mm
②材料弹性影响系数
由课本表6-7ZE=189.^'
|rMPa
4区域系数Zh=2.5
5重合度系数
Et=1.88-3.2•（I/Z1+I/Z2）
=1.88-3.2x（1/20+1/90）=1.69
④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［bH］1bHlim1610MPa
21.21.181054.51189.82.50.77=3'
\14.5560
=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
2KT1
bF——1YfsY£
[bF]校核
bd1m
式中①小轮分度圆直径di=m•Z=3x20=60mm
2齿轮啮合宽度b=¥
d•di=1.0x60=60mm
3复合齿轮系数Yfsi=4.38Yfs2=3.95
②重合度系数丫&
=0.25+0.75/£
t
=0.25+0.75/1.69=0.6938
⑤许用应力查图6-22（a）
aFlim1=245MPaaFiim2=220Mpa
查表6-8，取Sf=1.25
贝y[aF：
1丑1空5196MPa
Sf1.25
[aF]2空^迢0176MPa
②计算大小齿轮的YfS并进行比较
aF
YfS14.38YfS23.95
—fS1-——0.02234—fS2-——0.02244
[aF：
1196[aF良176
YFS1<
YFS2
[aF】1[af】2
取较大值代入公式进行计算则有
2KT、▽21.21.18105—ewe
aF2YfS2Y3.950.6938
bd"
60603
=71.86<
:
af]2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
（6）几何尺寸计算
d1=m•Z=3x20=60mm
d2=m•Zi=3x90=270mm
a=m•（Z1+Z2）=3x（20+90）/2=165mm
b=60mmb2=60
取小齿轮宽度b仁65mm
（7）验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度v=n・di•n1/（60x1000）
=3.14x60x342.86/（60x1000）=1.08m/s
对照表6-5可知选择9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广JI亍
f
11
7
、、、、、、，
WWW赵
'
■■■-
■■/■■■'
■
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
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=O30mm
L1=60mm
D2=O38mm
L2=70mm
D3=O40mm
L3=20mm
D4=048mm
L4=10mm
（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=4.32KW
转速为nI=342.86r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2,取c=115
CP!
432
d>
C3115326.76mm
Rn】342.86
（3）确定轴各段直径和长度
5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=®
30mm,又带轮的宽度B=（Z-1）•e+2•f
=（3-1）x18+2x8=52mm
则第一段长度L1=60mm
5右起第二段直径取D2=O38mm
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
①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dxDxB=40x80x18,那么该段的直径为D3=O40mm,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=①48mm,
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①66mm，分度圆直径为①60mm，齿轮的宽度为65mm，贝V,此段的直径为D5=①66mm,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=①48mm
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=o40mm，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：
di=60mm
2作用在齿轮上的转矩为：
T1=1.18x105N•mm
①求圆周力：
Ft
Ft=2T2/d2=2x1.18x105/60=1966.67N
①求径向力Fr
Fr=Ft•tana=1966.67xtan20°
=628.20N
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。
D5=O66mmL5=65mm
D6=O48mm
L6=10mm
D7=O40mm
L7=18mm
Ft=1966.66Nm
Fr=628.20Nm
Ra=Rb
水平面的支反力：
Ra=Rb=F〃2=983.33N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=O
那么Ra'
Rb'
二FrX62/124=314.1N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
Mc=PaX62=60.97Nm
垂直面的弯矩：
Mc1'
=MC2'
=Ra'
X62=19.47Nm
合成弯矩：
MC1MC2IMc2Me,.60.97219.47264.0Nm
（7）画转矩图：
T=FtXd〃2=59.0Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
MeC2\MC22（aT）273.14Nm
（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:
[彷-1]=60Mpa贝V：
（Te=MeC2/W=MeC2/（0.1•D43）
=73.14X1000/（0.1X443）=8.59Nm<
[彷-1]
=983.33Nm
Ra'
=314.1N
MC=60.97Nm
Mc「=Mc2‘
=19.47Nm
MC1=MC2
=64.0Nm
T=59.0Nm
a=0.6
MeC2=73.14Nm
[c-1]=60Mpa
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：
MD（aT）20.65935.4Nm
（Te=Md/W=Md/（0.1•D13）
=35.4X
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