单级圆柱齿轮减速器和一级带传动说明书Word下载.docx
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i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57
2、分配各级伟动比
据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）
∵i总=i齿轮×
I带
∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=960r/min
n
=nI/i带=960/2.095=458.2（r/min）
=n
/i齿轮=458.2/6=76.4（r/min）
计算各轴的功率（KW）
P
=P工作=2.4KW
=P
×
η带=2.4×
0.96=2.304KW
η轴承×
η齿轮=2.304×
0.98×
=2.168KW
计算各轴扭矩（N·
mm）
T
=9.55×
106P
/n
106×
2.4/960
=23875N·
mm
2.304/458.2
=48020.9N·
2.168/76.4
=271000N·
五、传动零件的设计计算
皮带轮传动的设计计算
选择普通V带截型
由课本P83表5-9得：
kA=1.2
PC=KAP=1.2×
3=3.9KW
由课本P82图5-10得：
选用A型V带
确定带轮基准直径，并验算带速
由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为
75~100mm
则取dd1=100mm>
dmin=75
dd2=n1/n2·
dd1=960/458.2×
100=209.5mm
由课本P74表5-4，取dd2=200mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×
100/200
=480r/min
转速误差为：
n2-n2’/n2=458.2-480/458.2
=-0.048<
0.05（允许）
带速V：
V=πdd1n1/60×
1000
=π×
100×
960/60×
=5.03m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
确定带长和中心矩
根据课本P84式（5-14）得
7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
7（100+200）≤a0≤2×
（100+200）
所以有：
210mm≤a0≤600mm
由课本P84式（5-15）得：
L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0
=2×
500+1.57（100+200）+（200-100）2/4×
500
=1476mm
根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm
根据课本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=500-38
=462mm
（4）验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×
57.30
=1800-200-100/462×
=1800-12.40
=167.60>
1200（适用）
（5）确定带的根数
根据课本P78表（5-5）P1=0.95KW
根据课本P79表（5-6）△P1=0.11KW
根据课本P81表（5-7）Kα=0.96
根据课本P81表（5-8）KL=0.96
由课本P83式（5-12）得
Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL
=3.9/（0.95+0.11）×
0.96×
=3.99
（6）计算轴上压力
由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×
3.9/4×
5.03×
（2.5/0.96-1）+0.1×
5.032]N
=158.01N
则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×
4×
158.01sin167.6/2
=1256.7N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
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40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。
大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；
根据课本P139表6-12选7级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3
由式（6-15）
确定有关参数如下：
传动比i齿=6
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=6×
20=120
实际传动比I0=120/2=60
传动比误差：
i-i0/I=6-6/6=0%<
2.5%可用
齿数比：
u=i0=6
由课本P138表6-10取φd=0.9
（3）转矩T1
T1=9.55×
P/n1=9.55×
2.4/458.2
=50021.8N·
（4）载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1
（5）许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：
σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×
458.2×
1×
（16×
365×
8）
=1.28×
109
NL2=NL1/i=1.28×
109/6=2.14×
108
由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=0.92ZNT2=0.98
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
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×
0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×
0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得：
d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3
=76.43[1×
50021.8×
（6+1）/0.9×
6×
3432]1/3mm
=48.97mm
模数：
m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
根据课本P107表6-1取标准模数：
m=2.5mm
（6）校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P132（6-48）式
σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径：
d1=mZ1=2.5×
20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×
120mm=300mm
齿宽：
b=φdd1=0.9×
50mm=45mm
取b=45mmb1=50mm
（7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80YSa1=1.55
YFa2=2.14YSa2=1.83
（8）许用弯曲应力[σF]
根据课本P136（6-53）式：
[σF]=σFlimYSTYNT/SF
由课本图6-35C查得：
σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa
由图6-36查得：
YNT1=0.88YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×
2×
0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×
0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式（6-49）
σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1
=（2×
50021.8/45×
2.52×
20）×
2.80×
1.55Mpa
=77.2Mpa<
[σF]1
σF2=（2kT1/bm2Z2）YFa1YSa1
120）×
2.14×
1.83Mpa
=11.6Mpa<
[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
（9）计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2（Z1+Z2）=2.5/2（20+120）=175mm
（10）计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×
1000=3.14×
50×
458.2/60×
=1.2m/s
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115
d≥115（2.304/458.2）1/3mm=19.7mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=19.7×
（1+5%）mm=20.69
∴选d=22mm
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
工段：
d1=22mm长度取L1=50mm
∵h=2cc=1.5mm
段:
d2=d1+2h=22+2×
1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故
段长：
L2=（2+20+16+55）=93mm
段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得：
c=1.5h=2c=2×
1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×
3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：
（30+3×
2）=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
（3）按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=50mm
②求转矩：
已知T2=50021.8N·
③求圆周力：
Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft·
tanα=1000.436×
tan200=364.1N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=50mm
（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=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
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=182.05×
50=9.1N·
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=500.2×
50=25N·
（4）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（9.12+252）1/2=26.6N·
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9.55×
（P2/n2）×
106=48N·
（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
=[26.62+（1×
48）2]1/2=54.88N·
（7）校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×
413
=14.5MPa<
[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115
d≥c（P3/n3）1/3=115（2.168/76.4）1/3=35.08mm
取d=35mm
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
（3）按弯扭复合强度计算
已知d2=300mm
已知T3=271N·
③求圆周力Ft：
Ft=2T3/d2=2×
271×
103/300=1806.7N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
tanα=1806.7×
0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
MC1=FAYL/2=328.6×
49=16.1N·
（3）截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×
49=44.26N·
（4）计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N·
（5）计算当量弯矩：
根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[47.12+（1×
271）2]1/2
=275.06N·
（6）校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/（0.1×
453）
=1.36Mpa<
[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×
8=48720小时
1、计算输入轴承
（1）已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力：
FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
（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=315.1NFA2=FS2=315.1N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1<
ex1=1FA2/FR2<
ex2=1
y1=0y2=0
（4）计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表（11-9）取fP=1.5
根据课本P262（11-6）式得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×
（1×
500.2+0）=750.3N
P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×
（5）轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本P264（11-10c）式得
LH=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/458.2×
23000/750.3）3
=1047500h>
48720h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
（1）已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0FR=FAZ=903.35N
试选7207AC型角接触球轴承
根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×
903.35=569.1N
（2）计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2Fa=0
∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷：
FA1=FA2=FS1=569.1N
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据课本P263表（11-8）得：
e=0.68
∵FA1/FR1<
e∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<
e∴x2=1
y2=0
（4）计算当量动载荷P1、P2
根据表（11-9）取fP=1.5
根据式（11-6）得
903.35）=1355N
P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×
（5）计算轴承寿命LH
∵P1=P2故P=1355ε=3
根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N
根据课本P264表（11-10）得：
ft=1
根据课本P264（11-10c）式得
Lh=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/76.4×
30500/1355）3
=2488378.6h>
∴此轴承合格
八、键联接的选择及校核计算
轴径d1=22mm,L1=50mm
查手册得，选用C型平键，得：
键A8×
7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N·
mh=7mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×
48000/22×
7×
42
=29.68Mpa<
[σR]（110Mpa）
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mmL3=48mmT=271N·
查手册P51选A型平键
键10×
8GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mmh=8mm
σp=4T/dhl=4×
271000/35×
8×
38
=101.87Mpa<
[σp]（110Mpa）
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm
查手册P51选用A型平键
键16×
10GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mmh=10mm
据课本P243式（10-5）得
6100/51×
10×
34=60.3Mpa<
[σp]
F=1000N
V=2.0m/s
D=500mm
L=500mm
n滚筒=76.4r/min
η总=0.8412
P工作=2.4KW
电动机型号
Y132S-6
i总=12.57
据手册得
i齿轮=6
i带=2.095
nI=960r/min
=458.2r/min
=76.4r/min
=2.304KW
=2.168KW
=48020N·
=271000N·
dd2=209.5mm
取标准值
dd2=200mm
n2’=480r/min
V=5.03m/s
取a0=500
Ld=1400mm
a0=462mm
Z=4根
F0=158.01N
FQ=1256.7N
i齿=6
Z1=20
Z2=120
u=6
T1=50021.8N·
αHlimZ1=570Mpa
αHlimZ2=350Mpa
NL1=1.28×
NL2=2.14×
ZNT1=0.92
ZNT2=0.98
[σH]1=524.4Mpa
[σH]2=343Mpa
d1=48.97mm
d1=50mm
d2=300mm
b=45mm
b1=50mm
YFa1=2.80
YSa1=1.55
YFa2=2.14
YSa2=1.83
σFlim1=290Mpa
σFlim2=210Mpa
YNT1=0.88
YNT2=0.9
YST=2
SF=1.25
σF1=77.2Mpa
σF2=11.6Mpa
a=175mm
V=1.2m/s
d=22mm
d1=22mm
L1=50mm
d2=28mm
L2=93mm
d3=35mm
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