单级圆柱直齿齿轮减速器设计.doc
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一、设计方案分析
I选择电动机的类型和结构
1选择电动机的类型
因为装置的载荷平稳，单向连续长期工作，因此可选用Y型闭式笼型三项异步电动机，电压为380V。
该电机工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能。
2确定电动机功率
（1）根据带式运输机工作类型，选取工作机效率为=0.96
工作机所需功率===1.823kw
（2）查机参考文献[1]表10-2可以确定各部分效率：
①联轴器效率：
=0.98；
②滚动轴承传动效率：
=0.99；
③闭式直齿圆柱齿轮传动效率：
查参考文献[2]表16-2，选取齿轮精度等级为8级，传动效率不低于0.97（包括轴承不低于0.965）
故取=0.97；
④滚筒传动效率：
一般选取=0.99；
⑤V带传动效率：
查参考文献[2]表3确定选用普通V带传动，一般选取=0.96；
⑥由上数据可得传动装置总效率：
=····
=0.98×0.99×0.97×0.99×0.96=0.8766
（3）电动机所需功率：
===2.08kw
（4）确定电动机的额定功率：
因为载荷平稳，连续运转，电动机额定功率略大于
=0.96
=1.823kw
=0.98
=0.99
=0.97
=0.99
=0.96
=0.8766
=2.08kw
计算与说明
主要结果
查参考文献[1]表19-1，Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率为=2.2kw。
3确定电动机转速
（1）滚筒轴工作转速
==r/min=159r/min
（2）传动比
①齿轮
查参考文献[1]表2-2，给定的传动比范围，≤4，≤6。
可以确定圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围是=3~5或=5~7。
但查参考文献[2]表18-1，推荐传动比i＜8~10，选用速度较低失望直齿圆柱齿轮，故可选==3~5。
②带
V带传动比范围是2~4；
③总传动比范围=6~20。
（3）电动机转速范围
=（6~20）×159r/min=（954~3180）r/min
查参考文献[1]表19-1，符合这一范围的同步转速有：
1000r/min；1500r/min；3000r/min。
4初定方案
根据容量和转速，查参考文献[1]表19-1，初步确定3种方案如表2
表23种初选方案比较
方案
电动机型号
额定功率/kw
满载转速/（r/min）
堵转转矩
最大转矩
参考价格1元
额定转矩
额定转矩
6极Ⅰ
Y112M-6
2.2
940
2.0
2.2
45
4极Ⅱ
Y100L1-4
2.2
1430
2.2
2.3
32
2极Ⅲ
Y90L-2
2.2
2840
2.3
2.2
25
=2.2kw
=159r/min
=6~20
=（954~3180）r/min
计算与说明
主要结果
5确定电动机型号
因为对于额定功率相同的类型电动机，选用转速较高，则极对数少，尺寸和重量小，价格也低，但传动装置传动比大，从而使传动装置结构尺寸增大，成本提高；选用低速电动机则正好相反。
因此，综合考虑高、低速的优缺点，采用方案Ⅱ，即选定电动机型号为：
Y100L1-4，其主要性能是：
额定功率：
2.2kw
满载转速：
1430r/min。
Ⅱ传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配
1总传动比
=/=/=1430/159=8.994
6≤8.994≤20，合适。
2分配各级传动比
（1）根据参考文献[1]表2-2，选取齿轮传动比为：
=4，单级直齿圆柱齿轮减速器=3~5，合理。
（2）因为=×，所以=/=8.994/4=2.25。
二、各轴的转速、功率和转速
1各轴的转速可以根据电动机满载转速和各相邻轴间传动比进行计算。
电动机轴：
==1430r/min
Ⅰ轴：
=/=（1430/2.25）r/min=635.56r/min
Ⅱ轴：
=/=（635.56/4）r/min=158.89r/min
Ⅲ轴：
==158.89r/min
验算带速:
误差:
=
-5%≤≤5%，合适。
2计算各轴的功率
电动机轴：
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
Ⅲ轴：
方案Ⅱ
电动机型号
Y100L1-4
=8.994
=4
=2.25
=158.89
r/min
=158.89
r/min
=158.89
r/min
计算与说明
主要结果
3计算各轴的输入转矩
电动机轴：
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
Ⅲ轴：
4将以上结果记入表3
表3运动和动力参数
I轴
II轴
III轴
转速（r/min）
635.56
158.89
158.89
输入功率P（kw）
1.9968
1.918
1.823
输入扭矩T（）
30.00
115.28
106.586
传动比（i）
4
1
效率（）
0.96
0.95
三：
传动零件设计计算
1皮带轮传动的设计计算（外传动）
（1）选择普通V带
因为每天24hhhh
h>16h，且选用带式输送机，所以查参考文献[2]表8-11，选取工作系数所以。
（2）选择V带类型
根据，，查参考文献[2]图8-11，选用A型V带
（3）确定带轮基准直径，并验算带速
①初选小带轮基准直径
查参考文献[2]表8-6和表8-8，取小带轮直径=100mm
②验算带速
，查参考文献[2]表8-9知道范围是6.5~10，故带速合适。
③计算大带轮基准直径
，查参考文献[2]表8-8，圆整为=224mm
④验算弹性功率
，很小，满足要求。
⑤验算转速误差
从动轮实际转速r/min
转速误差，对于带式输送装置，转速误差在±5%范围内，故合适。
（4）初选中心距
根据
得，初定=500mm。
（5）初选基准长度
由公式计算带所需基准长度
查参考文献[2]表8-2的带的基准长度=1600mm。
（6）计算实际中心距a
由于
所以实际中心距的变化范围是517.816mm~589.816mm.
（7）验算小带轮包角
，合适。
（8）计算单根V带额定功率
由查参考文献[2]表8-得普通V带的基本额定功率；根据;
，查参考文献[2]表8-得；
查参考文献[2]表8-5得包角修正系数；查参考文献[2]表8-2得长度系数
所以：
（9）计算V带根数z
圆整取2根。
（10）计算轴上压力
①确定单根V带的出拉力的最小值
A型V带
=100mm
=224mm
=500mm
z=2根
计算与说明
主要结果
查参考文献[2]表8-3得A型带单位长度质量q=0.1kg/m,所以有：
=
应使实际初拉力
②计算轴上压力
压轴力最小值：
（11）计算结果
查参考文献[3]，选用2根V带
2齿轮传动的设计计算（内传动）
（1）选择齿轮类型，材料及精度等级
①根据传动方案及设计要求可初选为直齿圆柱齿轮
②根据参考文献[3]表6-19因为载荷小，且要求，所以可以选用8级精度。
③查参考文献[1]表10-1选小齿轮材料为40C（调质），齿面硬度为241~286HBS，取270HBS。
大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度为217~255HBS，取230HBS。
根据参考文献[2]P192的要求，大，小齿轮均属软齿面，二者硬度差为30~50HBS，（此处相40HBS）。
④齿面粗糙度
查参考文献[4]表5-6，得
⑤确定齿数
取小齿轮齿数为=25，传动比为，
则大齿轮齿数为=
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式参考文献[2]进行试算，
即
[1]确定公式内各计算数值
①试选载荷系数Kt=1.2
②计算小齿轮传递转矩
③查参考文献[2]表10-7选取齿宽系数=1
④查参考文献[2]表10-6的材料弹性影响系数=189.8
=148.626N
=25
=100
Kt=1.2
=1
=189.8
计算与说明
主要结果
⑤查参考文献[2]图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
同理，小齿轮接触疲劳强度极限
⑥查参考文献[2]计算应力循环次数
小齿轮：
大齿轮：
=/=3.341/4=0.835
⑦查参考文献[2]图10-19，选取接触疲劳系数
⑧计算接触疲劳许用应力
齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求，选安全系数S=1，失效概率为1%。
查参考文献[2]得
[2]计算
①试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值
即
注：
齿数比u与传动比i相等
②计算圆周速度v
，
满足第
（1）②中的要求。
③计算齿宽b
④计算齿宽与齿高之比b/h
模数mt=
齿顶高ha=mt=1.619mm
齿根高hf=1.25mt=1.25×1.619=2.024mm
齿全高h=ha+hf=2.25mt=3.643mm
齿宽与齿高之比b/h=40.468/3.643=11.108
⑤计算载荷系数
根据，8级精度，查参考文献[2]图10-8得动载系数Kv=1.09;
查参考文献[2]表10-3得直齿轮齿间载荷分配系数
查参考文献[2]表10-2得使用系数；
查参考文献[2]表10-4，用插值法查8级精度小齿轮相对支承对称不知，接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数;
查参考文献[2]图10-13，根据b/h=11.108，得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数
载荷系数K=Kv1×1.09×1×1.343=1.464
⑥按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，查参考文献[2]得
⑦计算模数
（3）按齿根弯曲强度设计
查参考文献[2]得弯曲强度的设计公式为：
①确定公式内的各计算值
查参考文献[2]图10-20c得小齿轮弯曲疲劳强度极限；
大齿轮弯曲疲劳强度极限。
查参考文献[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数;
计算弯曲疲劳许用应力
按一般可靠度选取弯曲疲劳安全系数S=1.3
查参考文献[2]得：
计算载荷系数K
K=Kv1×1.09×1×1.295=1.412
查参考文献[2]表10-5,取齿型系数;;应力校正系数,.
N=3.341×10
N=0.835×10
安全系数S=1
失效概率为1%
b/h=11.108
Kv=1.09
K=1.464
S=1.3
263.077MPa
K=1.412
计算与说明
主要结果
计算大，小齿轮的/并加以比较
/=2.62×1.59/332.308=0.01254;
/=2.18×1.79/263.077=0.01483.
大齿轮数值大，取大值。
②设计计算
==1.262mm
③分析
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度的是的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.262并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触疲劳强度算得的分度原直径d1=43.241mm,算出小齿轮的齿数：
;小齿轮的齿数：
。
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=29×1.5=43.5mm;d2=z2m=116×1.5=174mm.
②计算中心距：
a=d1+d2/2=43.5+174/2mm=108.75mm.
③计算齿轮宽度：
b=d1=1×43.5=43.5mm;为补偿齿轮轴向未知误差，应该使小齿轮宽度大于大齿轮宽度，一般b1=b+（5~10）mm,所以此处=43.5mm;=48.5mm。
四轴的设计计算
Ⅰ输入轴（高速轴Ⅰ）的设计计算
齿轮机构参数如表4
1.262mm
m=1.5mm
d1=43.5mm
d2=174mm.
a=108.75mm.
=48.5mm
=43.5mm
计算与说明
主要结果
表4齿轮机构参数
z1
m（mm）
齿宽
29
1.5
20
1
B1=48.5
1求输入轴上的功率,转速和转矩
前面已经求得：
;;
2求作用在小齿轮上的力
因为分度圆直径d1=43.5mm,
圆周力Ft=2/d1=230000/43.5N=1379.497N;
径向力Fr=Ft·tan=1379.497tan20=502.096N
沿啮合线作用在齿面上的法向载荷
Fn=Ft/cos=1379.497/cos20=1467.55N
3按扭矩初步确定轴的最小直径
按参考文献[2]初步估算轴的最小直径，根据小齿轮的材料要求，齿轮轴也选用与小齿轮一样的材料，即40Cr（调质），硬度为241~268HBS。
根据参考文献[2]表15-3取A=110，得：
输入轴最小直径是安装大带轮的，轴上需开键槽，故需将直径增大5%，即dmin=16.916mm
4轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
①固定
单级减速器中可以将齿轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒定位；左轴承用用轴肩和轴承端盖固定，右轴承用套筒和右轴承端盖固定。
皮带轮在右端，用轴肩和轴端挡圈固定。
②周向定位
键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，大带轮与轴的配合为。
滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合。
③安装
轴呈阶梯状，左轴承和左轴承端盖依次从左面装入；齿轮，齿轮套筒，
d1=43.5mm
Ft=1379.497N
Fr=502.096N
Fn=1467.55N
40Cr（调质）
241~268HBS
A=110
dmin=16.916mm
计算与说明
主要结果
右轴承，右轴承端盖和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴各段直径和长度
①轴段Ⅰ
因为=16.916mm,所以暂取=24mm.
②轴段Ⅱ
轴肩为定位轴肩，查参考文献[2]，定位轴肩高度
=（0.07~0.1）
则=+2=（1.14~1.2）=（27.36~28.8）mm,暂取=28mm
③轴段Ⅲ
查参考文献[1]表13-2，选取滚动轴承6206，其内径为30mm,=30mm,合适。
因为轴肩，为非定位轴肩，轴肩高度可以任意取，现取，则=32mm。
④轴段
暂定小齿轮内径==32mm；
齿根圆直径
确定键的型号尺寸，查参考文献[1]表12-1，选取普通平键A型，其中t1=3.3mm,则查参考文献[2]图10-36a，知齿根圆到键槽底部距离e为：
e=df/2（/2+t1）=39.75/2-（32/2+3.3）=0.575mm<2m=3mm,可见偏差较大，故应将齿轮和轴做成一体，即齿轮轴。
5采用齿轮轴重新设计轴的结构
（1）轴的零件定位，固定和装配
①单级减速器中仍将齿轮安装下在箱体中央，相对两轴承对称分布。
左﹑右轴承都用轴肩和轴承端盖固定，大带轮装在右端，用轴肩和轴端挡圈固定，周向定位采用键和过渡配合。
轴呈阶梯状，左轴承和左轴承端盖一次从左面装入；右轴承﹑右轴承端盖和大带轮依次从右面装入。
②轴的结构与装配如图3
暂取=24mm
暂取=28mm
暂取=30mm
暂取=32mm
==32mm
t1=3.3mm
e==0.575mm<2m
计算与说明
主要结果
图3轴的结构与装配图
（2）重新确定各轴段直径和长度
①<1>确定轴段Ⅰ和轴段Ⅱ的直径和
考虑到需由右轴承端盖中的密封圈确定，故现确定密封圈尺寸，定
出，再由=（1.14~1.2）得出。
查参考文献[3]知道，为了保证密封性，防止漏油，便于与箱体装配，故选用内嵌式端盖，右端盖采用透盖，左端盖采用闷盖，右端盖中间孔用油毛毡作为密封装置，查参考文献[1]表17-5得油毛毡密封尺寸主要数据选取如表5
表5油毛毡密封尺寸
轴径
毡圈
槽
d
D
d1
b1
D
d
b
25
39
24
7
38
26
6
故取=25mm，则根据=（1.14~1.2）得出=21mm>dmin=16.916mm,合适。
根据=21mm确定轴端挡圈的设计
查参考文献[3]表7-6，选取A型轴端单孔挡圈（GB/T891-1986）,其数据如表6
=25mm
=21mm
计算与说明
主要结果
表6轴端单孔挡圈数据
轴径
公称直径
螺钉紧固轴端挡圈
≤
D
H
L
d
d1
C
D1
螺钉
（GB/
T891）
1000个质量/kw≈
A型
圆柱销（GB/
T119）
22，取=21
30
4
7.5
5.5
2.1
0.5
11
M5
×12
20.8
A2
×10
<2>确定轴段Ⅰ的长度
确定轴伸长度：
查参考文献[3]表7-3知道的轴对应的长轴伸L=50mm,短轴伸L=36mm,极限偏差为j6。
因为<<,故还需要综合考虑，同时确定。
确定大带轮宽度B及轮毂宽度L：
因为大带轮基准直径=224mm≥2.5=2.5×21=52.5mm,又≤300mm，故做成腹板式。
查参考文献[2]图8-14知道带轮宽度轮毂宽度
，
轮毂外径，。
查参考文献[3]表8-10选取带轮槽间距e=15mm;第一槽对称面至端面距离f=13≥9mm则带轮宽度B=（z-1）e+2f=（2-1）×15+2×13=41mm,因为
B>1.5=31.5mm，故不必令L=B，考虑到>B,故取，则应选取=L=36mm。
带轮槽截面尺寸如表7
L=50mm
L=36mm
<<
腹板式
B=41mm
=L=36mm
计算与说明
主要结果
表7带轮槽截面尺寸
槽型A
基准宽度bd
基准线上槽ha
基准线下槽深hf
槽间距e=15±0.3
第一槽对称面至端面距离
13mm
3mm
9mm
15mm
取f=13
带轮宽
B=（z-1）e+2f
外径da=d+2ha
轮槽角
极限偏差
41mm
230mm
38
±0.5
确定键：
查参考文献[1]表12-11选取轴段Ⅰ上的键为普通平键A型。
表8键的数据如下表
轴
键
键槽
公称直径d
公称尺寸
b×h
宽度
深度
公称尺寸b
轴t公称尺寸
毂t1公称尺寸
21
6×6
6
3.5
2.8
因为<=36mm，则查参考文献[1]表12-11中键的长度系列，选取=32mm
键的外型图和键槽的安装图如图4
图4键的外型图和键槽的安装
=32mm
计算与说明
主要结果
②轴段Ⅱ的长度
因为=
（：
右轴承端盖的宽度；：
大带轮轮毂到右轴承端盖的距离）
轴承端盖的主要数据要根据装配图确定。
故暂时取
==61mm.
因为轴承端盖的部分数据需要根据与之相配合的轴承，故先选择轴承。
查参考文献[1]表13-2，选取滚动轴承6406，其图如图5
图5滚动轴承6406的外形
滚动轴承6406部分数据如表9:
表9滚动轴承6406的数据
轴承代号
基本尺寸
安装尺寸
6406
d
D
B
30
90
23
1.5
39
81
1.5
基本额定动载核
基本额定静载荷
极限转速
Cr/KN
/KN
脂润滑
47.5
24.5
8000
③轴段Ⅲ
与根据滚动轴承确定，即=B=23mm,==30mm.
④轴段
轴肩Ⅲ-为定位轴肩，查参考文献[2]，定位轴肩高度
=（0.07~0.1）=（0.07~0.1）×30mm=（2.1~3）mm,取=2.5mm,，则=+2=（30+2×2.5）=35mm,暂取.
=61mm
=B=23mm
==30mm
=2.5mm
计算与说明
主要结果
轴段的长度
暂取
⑤齿轮段宽度
由前面计算得齿轮宽度B=48.5mm
⑥确定轴段
根据对称性，轴段与轴段尺寸一样，
即=；=
⑦确定轴段
根据对称性，轴段与轴段Ⅲ尺寸一样，
即=；=
⑧选取左轴承端盖
左轴承端盖的部分尺寸与右轴承端盖一样，但左轴承端盖采用内嵌式闷盖。
左右轴承端盖的具体尺寸待以后查参考文献[3]，并结合箱体共同确定。
⑨轴的总长度
++++++
=36+61+23+18.5+48.5+18.5+23=228.5mm
6求轴上的载荷
轴的载荷分析图如图6
B=48.5mm
=
=
228.5mm
计算与说明
主要结果
图6轴的载荷分析图
（1）受力分析，并绘制受力分析图
前面已经算出带轮作用在轴上的压轴力
高速轴的齿轮直径为扭矩
则作用于齿轮上的圆周力：
径向力：
计算与说明
主要结果
法向力：
①求垂
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