一级传动齿轮减速器Word格式文档下载.docx
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1000V/πD=60×
1000×
2.0/π×
500=76.39r/min
按指导书P7表2.1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Ia=3~6。
取V带传动比I1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。
故电动机转速的可选范围为nd=I’a×
n筒=（6~24）×
76.39=458.34~1833.36r/min，符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、和1500r/min。
根据容量和转速，由指导书附表10查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：
表2.1传动比方案
传动比方案
电动机型号
额定功率（KW）
电动机转速（r/min）
传动装置的传动比
同步
转速
满载
总传
动比
V带
传动
减速器
1
Y160M1-8
4
750
720
9.42
2.36
2
Y132M1-6
1000
960
12.57
2.51
5
3
Y112M-4
1500
1440
18.85
3.77
4、确定电动机型号
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案3比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。
因此选定电动机型号为Y112M-4，额定功率为Ped=4KW，满载转速n电动=1440r/min。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：
i总=n电动/n筒=1440/76.39=18.85
2、分配各级传动比
（1）
据指导书P7表2.1，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=3~6之间取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，为减少系统误差，取整数为宜）
（2）
∵i总=i齿轮×
i带
∴i带=i总/i齿轮=18.85/5=3.77
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电动/i带=1440/3.77=381.96r/min
nII=nI/i齿轮=381.96/5=76.39r/min
nIII=nII=76.39r/min
2、
计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×
η带=3.53×
0.96=3.39KW
PII=PI×
η齿轮轴承×
η齿轮=3.39×
0.97=3.26KW
PIII=PII×
η联轴器=3.26×
0.99=3.19KW
3计算各轴扭矩（N·
mm）
Td=9550×
Pd/n电动=9550×
3.53/1440=23.41N·
mm
TI=9550×
PI/nI=9550×
3.39/381.96=84.76N·
mm
TII=9550×
PII/nII=9550×
3.26/76.39=407.55N·
TIII=9550×
PIII/nIII=9550×
3.19/76.39=398.80N·
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
（1）选择普通V选带截型
由课本P104表8-4得：
kA=1.2
PC=KAP=1.2×
4=4.8KW
由课本P104图8-11得：
选用A型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
由课本P104表8-5和表8-6得，取dd1=125mm>
dmin=75
dd2=n1/n2·
dd1=1440/381.96×
125=471.25mm
由课本P104表8-6，取dd2=450mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=1440×
125/450=400r/min
转速误差为：
n2-n2’/n2=381.96-400/381.96=-0.047<
-0.05（允许）
带速V：
V=πdd1n1/60×
1000=π×
125×
1440/60×
1000=9.42m/s。
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3）确定带长和中心矩
根据课本P105式（8-12）得
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
0.7（125+450）≤a0≤2（125+450）
所以有：
402.5mm≤a0≤1150mm，取a0=600mm
由课本P105式（8-13）得：
L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0
=2×
600+1.57（125＋450）+（450－125）2/4×
600=2147mm
根据课本P100表8-2取Ld=2000mm
根据课本P105式（8-14）得：
a≈a0+Ld-L0/2=600＋2000－2147/2=600－73.5=562mm
（4）验算小带轮包角
α1=1800－（dd2－dd1））/a×
57.30=1800－33.10=146.90>
1200（适用）
（5）确定带的根数
根据课本P1=1.91KW
△P1=0.17KW
Kα=0.91
KL=1.03得
Z=PC/（P1+△P1）KαKL=4.8/（1.91+0.17）×
0.91×
1.03=2.46取Z=3
（6）计算轴上压力
由课本表8-1
查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα－1）+qV2=[500×
4.8/3×
9.42×
（2.5/0.91-1）+0.1×
9.422]N
=157.24N
则作用在轴承的压力FQ，
FQ=2ZF0sinα1/2=2×
3×
157.24sin146.9/2
=904.35N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数
考虑减速器传递功率不大，按课本P142表10-8及10-9选，以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为250HBS。
大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度225HBS；
根据表选7级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm。
取小齿轮齿数Z1=29。
则大齿轮齿数：
Z2=i齿Z1=5×
29=145
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由课本P147式（10-24）d1≥766ξE【kT1（u+1）/φdu[σHP]2】1/3
确定有关参数如下：
传动比i齿=u=5
由表10-12
取φd=0.9
转矩T1
T1=9550×
P1/n1=9550×
3.39/400=80.94N·
m
载荷系数k由课本P144
取k=1.4
齿轮副材料对传动尺寸的影响系数ξE
查表10-11取ξE=1
许用接触应力σHP，由课本P150图10-33查得：
σHlim1=690Mpa
σHlim2=580Mpa
[σHP1]=0.9σHlim1=621Mpa
[σHP2]=0.9σHlim2=522Mpa
取[σHP]=522Mpa
故得：
d1≥766ξE【kT1（u+1）/φdu[σHP]2】1/3=766×
1×
[1.4×
80.94×
（5+1）/0.9×
5×
5222]1/3mm
=62.93mm
（3）确定齿轮传动主要参数及几何尺寸
模数：
m=d1/Z1=63.78/29=2.17mm
根据课本P130表10-2取标准模数：
m=2.5mm
分度圆直径d1=mZ1=2.5×
29=72.5mm
d2=mZ2=2.5×
145=362.5mm
传动中心距
a=m/2（Z1+Z2）=2.5/2（29+145）=217.5mm
齿宽
b2=b=φd×
d1=0.9×
72.5=65mm
b1=b2+（5～10）mm=70mm
验算齿轮圆周速度
V齿=πd1n1/60×
1000=3.14×
72.5×
400/60×
1000=1.52m/s
由表10-7选齿轮传动精度等级7级合宜
（4）校核齿根弯曲疲劳强度
由课本P148式（10-26）得
σF=（2000kT1/bm2Z1）YFS≤[σFP]
确定有关参数和系数
许用弯曲应力[σFP]
由课本P150图10-34查得：
σFlim1=290Mpa
σFlim2=230Mpa
[σFP1]=1.4σFlim1=406Mpa
[σFP2]=1.4σFlim2=322Mpa
复合齿形系数YFS
由P149图10-32查得
YFS1=4.06
YFS2=3.95
计算两轮的许用弯曲应力
σF1=（2000kT1/bm2Z1）YFS1=（2000×
1.4×
84.28/70×
2.52×
29）×
4.06Mpa=75.51Mpa
σF2=σF1YFS2/YFS1=75.51×
3.95/4.06Mpa=73.47Mpa
六、轴的设计计算
1）输入轴的设计计算
1、选择轴的材料，确定许用应力
由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#正火钢，硬度170~217HBS，抗拉强度σb=590Mpa，弯曲疲劳强度σ-1=255Mpa。
[σ-1]=55Mpa
2、估算轴的基本直径
根据课本P225式13-1，并查表13-3，取A=110
d≥A（PI/n1）1/3=110（3.39/400）1/3mm=22.4mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=22.4×
（1+5%）mm=23.5mm
∴由课本P214表13-4选d1=24mm
3、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，靠平键和过盈配合实现周向固定。
两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。
大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。
（2）确定轴各段直径和长度
工段：
d1=24mm
长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，暂定L1=70mm
∵h=（2～3）c
查指导书附表2.5取c=1.5mm
II段:
d2=d1+2h=24+2×
（2～3）×
1.5=30～33mm
∴d2=30mm
初选用6006型深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为13mm。
（转入输入轴轴承选择计算）
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II段长：
L2=（2+20+13+55）=90mm
III段直径d3=d2+2h=30+2×
1.5=36～39mm取d3=36mm
L3=b1-2=70-2=68mm
Ⅳ段直径d4=d3=d2+2h=36+2×
1.5=42～45mm
取d4=42mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
考虑此段滚动轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得安装尺寸da=36mm，该段直径应取：
d5=36mm。
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，右段直径为36mm。
Ⅵ段直径d6=30mm.
长度L6=13mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=13＋20＋70＋20=123mm
（3）按弯矩复合进行强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=72.5mm
②求转矩：
已知T1=80940N·
③求圆周力：
Ft
Ft=2T1/d1=2×
80940/72.5=2232.83N
④求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα=2232.83×
tan200=812.68N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=61.5mm
（1）绘制轴受力简图（如图a）
（2绘制水平面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
RHA=RHB=Ft/2=1116.42N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在水平面弯矩为
MHC=RHAL/2=1116.42×
61.5=68659.52N·
（3）绘制垂直面弯矩图（如图c）
RVA=RVB=Fr/2=406.34N
MVC=RVAL/2=406.34×
61.5=24989.91N·
（4）绘制合成弯矩图（如图d）
MC=（MHC2+MVC2）1/2=（68659.522+24989.912）1/2=73065.89N·
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9.55×
（P1/n1）×
106=80940N·
（6）按弯扭合成进行强度计算
由课本P219式13-3按脉动循环：
α=0.6
d≥[10（Mc2＋（αT）2）1/2/[σ-1]]1/3=[10（73065.892＋（0.680940）2）1/2/55]1/3=25.17mm
∵d3=36mm≥d
∴该轴强度足够。
（7）进行疲劳强度安全系数校核
齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。
截面有关系数：
ψτ=0.1（属中碳钢）
κσ=1（键槽中段处）
κτ=1.523（由表13-13，用插值法求得）
β=1.069（由表13-15，用插值法求得）εσ=0.88
ετ=0.81（由表13-14查得）
Kσ=2.906
Kτ=2.145（由表13-10，按配合H7/r6查得）
W=πd3/32=4580.44mm3
WT=2W=9160.88mm3
[S]=1.8（由表13-9查得）
S=σ-1/[（KσM/W）2＋0.75[（Kτ＋ψτ）T/WT]2]1/2
=255/[（2.906×
73065.89/4580.44）2＋0.75[（2.145＋0.1）80940/9160.88]2]1/2=5.2
S＞[S],轴的强度满足要求。
2）输出轴的设计计算
根据课本P225式13-1，并查表13-3，取A=105
d≥A（PⅡ/nⅡ）1/3=105（3.26/80）1/3mm=36.13mm
（1+5%）mm=37.9mm
∴由课本P214表13-4选d1=38mm
3、轴的结构设计
d1=38mm
长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取YL7型Y型凸缘联轴器L1=82mm。
d2=d1+2h=38+2×
1.5=44～47mm
∴d2=45mm
初选用6009型深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为16mm。
（转入输出轴轴承选择计算）
而且两对轴承箱体内壁距离一致，（L轴1=L轴2）取套筒长为21mm，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II段长：
L2=（2+21+16+55）=94mm
III段直径d3=d2+2h=45+2×
1.5=51～54mm取d3=53mm
L3=b2-2=65-2=63mm
Ⅳ段直径d4=d3=d2+2h=53+2×
1.5=59～62mm
取d4=60mm
长度与右面的套筒相同，即L4=21mm
考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得安装尺寸da=51mm，该段直径应取：
d5=51mm。
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为51mm。
Ⅵ段直径d6=45mm.
长度L6=16mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=16＋21＋65＋21=123mm
已知d2=362.5mm
已知T2=9550×
PⅡ/nⅡ=389.16N·
m=389162.5N·
Ft=2T2/d2=2×
389162.5/362.5=2147.10N
tanα=2147.10×
tan200=781.48N
RHA=RHB=Ft/2=1073.55N
MHC=RHAL/2=1073.55×
61.5=66023.33N·
RVA=RVB=Fr/2=390.74N
MVC=RVAL/2=390.74×
61.5=24030.51N·
MC=（MHC2+MVC2）1/2=（66023.332+24030.512）1/2=70260.55N·
（PⅡ/nⅡ）×
106=389162.5N·
d≥[10（Mc2＋（αT）2）1/2/[σ-1]]1/3=[10（70260.552＋（0.6×
389162.5）2）1/2/55]1/3=35.39mm
∵d3=53mm≥d
截面有关系数：
β=1.069（由表13-15，用插值法求得）εσ=0.81
ετ=0.76（由表13-14查得）
Kσ=3.343
Kτ=2.409（由表13-10，按配合H7/r6查得）
W=πd3/32=14615.96mm3
WT=2W=29231.93mm3
S=σ-1/[（KσM/W）2＋0.75[（Kτ＋ψτ）T/WT]2]1/2
=255/[（3.343×
70260.55/14615.96）2＋0.75[（2.409＋0.1）389162.5/29231.93]2]1/2=7.7
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
Lh=8×
365×
12=35040小时
1、计算输入轴承
1.求轴承的当量动载荷P1、P2
由题目工作条件查课本P253表15-5和15-6选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。
已知轴颈d2=30mm，转速n1=400r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P144式10-17和10-18可得：
Ft=2000T1/d1=2000×
80.94/72.5=2232.83N
Fr=Fttg20=812.68N
因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=406.34N
P1=fPR1=1.2×
406.34=487.61N
P2=ftXR2=1×
0.56×
406.34=227.55N
2.试选轴承型号
根据计算轴颈d2=30mm，初选6006型，查指导书P135附表6.2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=10200N，基本额定静载荷Cor=6880N。
3.由预期寿命求所需C
P1＞P2，即按轴承1计算
C=P1/ft（60nLh/1000000）1/3=4602.54
因C＜Cr=10200N，故选轴承型号为6006型。
2、计算输出轴承
已知轴颈d2=45mm，转速n1=80r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P144式10-17和10-18可得：
Ft=2000T2/d2=2000×
389.16/362.5=2147.10N
Fr=Fttg20=781.48N
因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=390.74N
390.74=468.89N
390.74=218.81N
根据计算轴颈d2=45mm，初选6009型，查指导书P135附表6.2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=16200N，基本额定静载荷Cor=11800N。
C=P1/ft（60nLh/1000000）1/3=25
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