一级减速器课程设计Word文档格式.docx
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3）设计说明书一份（6000--8000
字）。
本组设计数据：
第
8
组数据：
运输机工作轴转矩
T/（N.m）
700
运输机带速
V/（m/s）1.70
D/mm300
已给方案：
外传动机构为带传动。
减速器为单级圆柱齿轮减速器。
传动装置总体设计
传动方案（上面已给定）
1）外传动为带传动。
2）减速器为单级圆柱齿轮减速器
2
3）方案简图如下：
二、该方案的优缺点
该工作机有轻微振动，由于
带有缓冲吸振能力，采用
带传动
能减小振动带来的影响，并且该工作机属于中小功率、载荷变化不大，可以
采用
带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。
减速器为一级圆柱齿轮减速器，原动机部分为
Y
系列三相交流异步电动机，
减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器选用凸缘联轴器，滚动轴承选用深
沟球轴承等。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可
靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
第二部分电动机的选择
一、原动机选择
选用
系列三相交流异步电动机，同步转速
1500r/min
，满载转速
1460r/min
传动装置总效率：
η
a
3
a
=η1
∙η
2
3
4
6
∙η
7
η
=
0.96
0.99
η3
=0.97
4
η5
0.99
6
（见课程设计手册
P
，表
1-7）
其中：
η1为V带的传动效率
η2
为Ⅰ轴轴承效率
为齿轮传动效率
为Ⅱ轴轴承效率
为联轴器效率
为卷筒效率
η7为卷筒轴承效率
得
0
.96
⨯
.99
.97
≈
.86
电动机的输出功率：
Pd
d
PW
其中
PW
为工作机（即输送带）所需功率
=
Tn
w
9550
n
700
108
.
96
246
K
w
V
π
D
1
.70
.14
.30
R
∙
min
-1
（卷筒转速）
工作机的效率η
=0.96
所以
P
W
.246
9
.6
Kw
取
Pd
11Kw
选择电动机为
Y160M-4
型（见课程设计手册
P167
12-1）
技术数据：
额定功率（
）11满载转矩（
r
min
）1460
额定转矩（
N
⋅
m
）2.2最大转矩（
）2.3
Y132S-4
二、电动机的外型尺寸（mm）
A：
254
B：
210C：
108D：
42E：
110F：
12G：
37H：
160K：
AB：
330AC：
325
AD：
255
HD：
385BB：
270
L：
600
（参考课程设计手册
P169
12-4）
第三部分计算减速器总传动比及分配各级的传动比
一、减速器总传动比
i
nm
n
1460
13.52
P188
13-2）
二、减速器各级传动比分配
ia
i1
⋅i
13.52
3.38⨯
初定：
i2
3.38
（带传动）
4.0
（单级减速器）
带的设计
（1）确定计算功率：
Pc
查表
13-8
Ka
1.2
，故
Pc
⨯11kW
13.2kW
（2）选带型号
根据
c
13.2
kW,
n1
1460r
/
由图
13-15
查此坐标点位于窄
带选型区域处，
所以选用窄
带
SPZ
型。
（3）确定大、小带轮基准直径
d1
、d2
参考图
13-16
及表
13-9
选取小带轮直径
125mm
<
H
（电机中心高符合要求）
5
从动带轮直径
d
i⋅d
3.38⨯125
422.5mm
，取
d2
425mm
（4）验算带速
⋅π
60
⨯1000
1460
⨯π
⨯125
（5）从动轮带速及传动比
，
i
425
125
3.4
（6）确定
带基准长度
Ld
和中心距
初步选取中心距
0.7
a1
+
a2
≤
a0
a2
385
1100
800mm
由式（13-2）得带长
L
+
π
（d
2）
-
1）2
4a
（2
800
（125
425）
（425
-125）2
800
）mm
2492mm
13-2，对
型带选用
2500mm。
再由式（13
6）计算实际中心距
：
L
（800
2500
2492
）mm
804
mm
（7）验算小带轮包角α1
由式（13-1）得
α
180︒
57.3︒
158.6︒
≥
120︒
合适
（8）确定
型窄
带根数
Z
由式（13-15）得
Z
（P0
∆
P0）
α
13-4
知单根
带的基本额定功率
P0
3.28
kW
13-6
带的基本额定功率的增量
式
0.23
由α
13-7
用线性插值法求得
.95
13-2
KL
1.07
，由此可得
13.2
（3.28
0.23）
0.95⨯1.07
取
根
3.7
（9）求作用在带轮轴上的压力
FQ
13-1
q=0.07kg/m,故由式
13-17
得单根
带的初拉力
F
2.5
zv
9.56
0.95
用
在轴上的压力
Q
2Z
F
sin
288⨯
sin
158.6︒
）N
2264N
二、确定带轮的结构尺寸，给制带轮零件图
小
轮
基
准
直
径
125mm
采
用
实
心
结
构
大
径
425mm
采用轮辐式结构
大带轮的简图如下：
第五部分各齿轮的设计计算
一、齿轮设计步骤
选用直齿圆柱齿轮，均用软齿面。
齿轮精度用
级，轮齿表面精糙度为
Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。
（1）选择材料及确定许用应力
齿
40MnB
调
质
面
硬
度
为
241
～
286HBS,σ
H
lim1
700MPa
σFE1
590MPa
（表
11-1）,大齿轮用
ZG35SiMn
调质，齿面硬度为
241～269HBS，
σ
lim2
600MPa
σFE2
510MPa
11-1），由表
11-5，取
SH
1.15，SF
1.35
[σ
H1]
lim1
SH
1.15
MPa
609MPa
]
lim2
522MPa
F1]
FE1
SF
590
437MPa
8
FE2
510
378MPa
（2）按齿面接触强度设计
设齿轮按
级精度制造。
取载荷系数
K=1.5（表
11-3），齿宽系数φd
1.0
11-6）小齿轮上的转矩
n1
10.
454
429
E
188.9
11-4）
（
）
⨯
u
（
+1）
522
）
mm
89.4mm
齿数取
Z1
30,则Z2
30
3.98
120。
故实际传动比i
120
30
模数
d1
z1
89
.4
2.98
齿宽
b
φd
1.0
89.4mm
89.4mm,取b2
90mm,
b1
95mm
按表
4-1
m=3mm,实际的
z
3mm
120
360mm
中心距
d2
90
360
225mm
（3）验算轮齿弯曲强度
齿形系数
YFa1
2.（图11-
8）
YSa1
1.63（图11-
9）
Y
Fa
13
Sa
82
由式（11-5）
F1
2KT1YFa
1YSa
122MPa
9
F1
YFa2YSa2
YFa1YSa1
122
2.13⨯1.82
2.6
⨯1.63
112MPa
378MPa，安全
（4）齿轮的圆周速度
=π
1000
60000
.02
s
对照表
11-2
可知选用
级精度是合适的。
总结:
直齿圆柱齿轮z
z
m
二、确定齿轮的结构尺寸，给制齿轮零件图
大齿轮示意图
第六部分轴的设计计算及校核计算
一、从动轴设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为
45
号钢，调质处理。
14-1
知
强度极限σ
B
650MPa,屈服极限σ
S
360MPa,弯曲疲劳极限σ
-1
300MPa，
2、按扭转强度估算轴的最小直径
10
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：
C3
p
按扭转强度初估轴的直径,查表
14-2
c=118～107,取
c=112
则:
从动轴：
1123
10.04
107
51mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，
取d
55mm
3、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，
按比例绘制轴系结构草图
0.015
A-B
0.01
0.005
0.8
R1
1.6
1.6
0.012
A
2×
M8-6H
12
B4/12.5
3.2
36
85
80
123
100
349
1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表
9.4
可得联轴器的型号为
:
GY7
凸缘联轴器
55⨯112
GB/T
5843-2003
主动端：
Y型轴孔、A型键槽、d1
55mm、L
112mm;
从动端：
2）、确定轴上零件的位置与固定方式
11
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，齿轮靠油环和套筒实现
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。
3）确定各段轴的直径
将估算轴
d=55mm
作为外伸端直径
与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为
d2=60mm
齿轮和右端轴承从右侧装入，
虑装拆方便以及零件固定的要求，
轴承处
d3
应大于
d2，取
d3=65mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径
d4
d3，取
d4=70mm。
齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径
d5
78mm
，满足
齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右
端轴承型号与左端轴承相同,取
d6
65mm
4）选择轴承型号.由
表
16-2
16-4
初选深沟球轴承,代号为
6213,查机
械设计手册可得:
轴承宽度B=23
，安装尺寸
damin
74mm,
选轴肩直径d5=78mm.
5）确定各段轴的长度
Ⅰ段：
d1=55mm长度取
L1=100mm
II
段:
d2=86mm长度取
L2
III
段直径
d3=65mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承
盖定位初选用
6213
深沟球轴承，其内径为
65mm,宽度为
23mm，取轴肩挡圈
长为
10mm
L3=5+10+11.5+11.5=38mm
Ⅳ段直径
d4=70mm，此段安装从动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽
b=90mm,
85
Ⅴ段直径
d5=78mm.长度
L5=12mm
Ⅵ段直径
65mm
，长度
L6
24mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距
（11.5+12+45）×
2=137mm
4、轴的强度校核
按弯矩复合强度计算
从动齿轮分度圆直径
360
此段轴直径d
70
1）绘制轴受力简图（如图
a）
齿轮所受转矩
T
896N
作用在齿轮上的圆周力：
Ft=2T/d=
8.96
10
4978
N
径向力：
Fr=Fttan200=4978×
tan200
=1812N
该轴两轴承对称，所以
A
2）求垂直面的支承反力
AY
BY
1812
906
求水平面的支承反力
AZ
FBZ
Ft
2489
3）由两边对称，知截面
C
的弯矩也对称。
截面
在垂直面弯矩为
-3
在水平面上弯矩为：
MC2=FAZ
L/2=2489×
68.5×
-3
=170.5N·
4）绘制垂直面弯矩图（如图
b）
绘制水平面弯矩图（如图
c）
5）
绘制合弯矩图（如图
d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（622+170.52）1/2=181.4N·
6）
绘制扭矩图（如图
e）
转矩：
T=9550×
（P/n）=896N·
7）绘制当量弯矩图（如图
f）
c
处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数α
0.6
，
处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[181.42+（0.6×
896）2]1/2=567.4N·
8）校核危险截面
的强度
轴的材料选用
钢，调制处理，由表
查得
650MPa
，由表
14-3
查
-1b
60MPa
，则
σ
e
M
ec
.1d
567
.1
Pa
16
[σ
-1b
MPa
∴该轴强度足够。
图
a--f
如下图：
14
二、主动轴的设计
650MPa,
屈服极限σ
360MPa,
弯曲疲劳极限σ
300MPa
2、
按扭转强度估算轴的最小直径
初估轴径，按扭转强度初估轴的直径,查表
则
主动轴：
112
升级会员 