单级带传动减速器

单级带传动减速器单级带传动减速器单级带传动减速器单级带传动减速器编制仅供参考审核批准生效日期地址：电话：传真:邮编:计算过程及计算说明一、传动方案拟定第一组：设计V带——单级圆柱减速器（1）工作条件：1、使用年限8年，工作为二班工作制连续单向运转，载荷平稳，环境清洁。2、检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。3、动力来源：电力三相交流：V=380/220V。4、‘运输带速度允许误差：5%。5、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。（2）原始数据：滚筒圆周力F=1700N；带速V=s；滚筒直径D=350mm。（3）带式传动方案示意图二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：1>工作机所需要的有效功率为Pw=FV/1000=1700×1000=2>为了计算电动机的所需要功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η。设η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带轮、齿轮传动轴承、圆柱齿轮传动（设齿轮精度为8级）、弹性联轴器、滚动轴承、滚筒。由资料书表2-2查得η1=、η2=、η3=、η4=，η5=、η6=。传动装置的总功率：η总=η1×η4×η22×η3×η5×η6=×××××=3>电动机所需要功率为Pd=Pw/η==由文献[2]选取电动机的额定功率为4kw。3、确定电动机转速：选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×π×350=min4、确定电动机型号根据电动机所需功率和同步转速，查文献[2]可知，电动机型号为Y112M-4、Y160M1-8和Y132M1-6。根据电动机的满载转速和Nm滚筒转速Nw可算出总传动比。将这两种电动的数据和总传动比列于下表：电动机的数据及总传动比方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比堵转转矩最大转矩1Y112M-44KW1500r/rin1440r/rin2Y132M1-64KW1000r/rin960r/rin3Y160M1-84KW750r/rin715r/rin根据以上选用的电动机类型，虽然方案1电动机转速高价格低，但总传动比比较大，为了能合理的分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即型号为Y132M1-6的电动机。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电机/n筒=960/=2、分配各级伟动比据文献[2]P7表1，取带轮i1=3（单级减速器i=3~5合理）减速器的总传动比为i2=i总/i1=3=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/i1=960/3=320（r/min）n=2\*ROMANII=nI/i2=320/=（r/min）n=3\*ROMANIII=n=2\*ROMANII=（r/min）计算各轴的功率（KW）P=1\*ROMANI=Pdη1=×=(KW)P=2\*ROMANII=P=1\*ROMANI×η3×η2=××=(KW)P=3\*ROMANIII=P=2\*ROMANII×η4×η2=××=（KW）计算各轴扭矩（N·m）Td=9550Pd/nm=9550×960=（N·m）T=1\*ROMANI=9550P=1\*ROMANI/n=1\*ROMANI=9550×320=（N·m）T=2\*ROMANII=9550P=2\*ROMANII/n=2\*ROMANII=9550×=（N·m）T=3\*ROMANIII=9550P=3\*ROMANIII/n=3\*ROMANIII=9550×=（N·m）五、传动零件的设计计算A、皮带轮传动的设计计算（1）确定计算功率Pca由文献[1]表8-7查得工作情况系数KA=故Pca=KAP=×4=（2）选择普通V带截型根据PC和n1，由文献[1]图8-10得：选用A型V带（3）确定带轮基准直径，并验算带速1）初选小带轮的基准直径dd1。由课本表13-9，取小带轮基准直径dd1=1002）验算带速V因为5m<v<30m，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径dd2ε=d2=i1d1（1-ε）=3×100（）=294mm根据课本表13-9，圆整为dd2=300mm。（4）确定V带的中心距ao和基准长度Ld1)确定带长和中心矩根据课本式得a0=(dd1+dd2)=（100+300）=600mm7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)7(100+315)≤a0≤2×(100+315)所以初定中心距为a0=610mm。2)由文献[1]式（8-22）得：Ld0=2a0+/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0=2×610+(100+300)+(300-100)2/4×61001864mm根据课本表13-2取Ld=2000mm3)根据课本式（13-6）计算实际中心距：a≈a0+（Ld-Ldo)/2=610+(2000-1864)/2678mm(5)验算小带轮包角α1=1800-（dd2-dd1）/a×=1800-（300-100）/678×≈（适用）（6）确定带的根数1）计算单根V带的额定功率Po。由dd1=100mm和n电机=960r/min,查文课本表13-3得P0=根据n电机=960r/min,i1=3和A型带，查课本表13-5得P0=。查课本表13-7得Ka=，查课本表13-2得KL=。故Pr=(p0+p0)·ka·kL=+××=2）计算V带的根数Z。Z=pca÷pr=÷=故取5根。（7）计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min由文献[1]表8-3的A带的单位长度质量q=m,所以（F0）min=500×pca/kzv+qv2=500×（）××5×+×=应该使带的实际初拉力F0>(F0)min。（8）压轴力的最小值为（Fp）min=2Z(F0)minsin(1/2)=2×5××sin(1630/2)=1540N（9）带轮的结构设计L=~2)ds铸铁带轮HT150D≥300mm采用轮辐式带轮B、减速器内部传动零件的设计(齿轮设计)1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮（2）运输机为一般工作机器，速度并不高，故选级精度（3）材料选择，齿轮属于闭式齿轮，减速器功率不大，所以选择软齿面。选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度位260HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为230HBS，二者的硬度差为30HBS。（4）选小齿轮齿数Z1=18，大齿轮齿数Z2==取Z2=82。2、按齿面接触强度计算d1t≥[2KtT1(u1)(ZHZE)2/φdu()2]1/3(1)确定公式内的各计算值1)试选载荷系数Kt=。课本表11-32）计算小齿轮传递的转矩。T1=×105×P1/n1=×105×320=×104N·mm3）由课本表11-6选取尺宽系数φd=。4）由课本表11-4查知材料的弹性影响系数ZE=1/25)由课本图可选取区域系数ZH=。6）由课本表11-1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1=720MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2=620MPa。由课本表11-1查得小齿轮的弯曲疲劳极限=600Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限=460Mpa；③.计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数SF=，SH=由课本表11-5得[]1=lim1/SH=720/=650MPa[]2=lim2/SH=620/=564MPa[]=/SF=600/=480Mpa[]=/SF=460/=368Mpa(2)计算。1）试算小齿轮分度圆直径dh，由计算公式得d1t≥[2KtT1(u+1)(ZHZE)2/φdu()2]1/3=[2×（×105）×+1/×564)2]1/3=2)计算齿宽b齿数Z中心距a及模数m小齿轮齿数取Z1=30，课本要求Z1>17.则Z2=×30=111模数m=d1/Z1=30=齿宽b=φdd1=×=则b2=70mm，b1=75mm按表4-1取m=，实际d1=Z1m=30×=75mmd2=Z2m=×111=228mm中心距a=（d1+d2）/2=（75+228）/2=152mm3）验算轮齿的弯曲强度由课本图得YFa1=,YFa2=YSa1=,YSa2=[]=2KT1YFa1YSa1/bm2Z1=2×××104××(70×30×=88MPa≤480Mpa[]=[]YFa2YSa2/YFa1YSa1=88×××=84MPa≤368MPa4)计算圆周速度。V=πdltn1/60×1000=π×75×320/60×1000m/s=s对照表11-2可知选用9级精度是合理的。5）齿轮的主要集合尺寸分度圆直径d1=75mmd2=228mm基圆直径db1=d1cosα=75×cos200=db2=d2cosα=228×cos200=齿距p1=p2=m=×=中心距a=152mm齿顶高ha1=ha2=ha*m=×=齿根高hf1=hf2=（ha*+c*）m=×=六、轴的设计计算A、输入轴的设计计算1.已知传递的功率=,转速=320r/min，转矩=·m，标准直齿轮的法向压力角=20。3.求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径为=75mm而=2×75N=Fr=×tanα=×tan20=圆周力，径向力及轴向力的方向如图(6-1)所示。图(6-1)小轴的载荷分析图4.初步确定轴的最小直径。先按课本表（14-1）选取轴的材料为40cr，调质处理，硬度为241~286HBS。根据课本表14-2，取C=102，于是得mm=考虑有键槽，因该增大直径。d=×(1+=输入轴的最小直径显然是安装皮带轮处的直径dⅠ-Ⅱ，圆整取dⅠ-Ⅱ=25mm。根据资料皮带轮的毂长取=50mm。图（6-2）小轴的结构分析图5.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案由于是单级减速器，将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，因为齿轮的齿根圆到键槽底部的距离e＜2,因此采用齿轮轴。两轴承都以轴肩和挡油盘定位。挡油盘、右轴承、轴承端盖依次从右面装入，左端依次装挡油盘、轴承、左端盖、皮带轮。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）.为了满足皮带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=35mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D=32mm。皮带轮与轴配合的毂孔长度=50mm，为了保证轴端挡圈只压在皮带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ轴段的长度应比略短一些，先取LⅠ-Ⅱ=48mm。2）.初步选择滚动轴承。因轴向力不大，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=35mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×B=40mm×80mm×18mm,故dⅣ-Ⅶ=dⅢ-Ⅳ=40mm;又因用挡油盘（根据需要取尺寸）定位，所以LⅣ-Ⅶ=（18+9）mm=27mm，LⅣ-Ⅶ=27mm，LⅢ-Ⅳ=41。左端滚动轴承采用挡油盘进行轴向定位。由资料查得6208型轴承的定位挡油盘厚度S=(-d)/2=(52-45)/2mm=,又取=20mm。3）.这是齿轮轴，齿轮的分度圆直径为=75mm,齿轮轮毂的宽度b1=75mm,因为齿轮的宽度比轴长3mm所以LⅣ-Ⅴ=72mm，dⅣ-Ⅴ=45取齿轮的右轴段即Ⅴ-Ⅵ的直径DⅤ-Ⅵ=55mm和长度LⅤ-Ⅵ=14mm。4）.轴承端盖的总宽度为38mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外面与皮带轮的右端面间的距离l=27mm，故LⅡ-Ⅲ=5）.取齿轮距箱体内壁之距离a=15mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=9mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位皮带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由资料查得平键截面b×h=8mm×7mm,键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为。齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅣ-Ⅴ由资料查得平键截面b×h=14mm×9mm,键槽用键槽铣刀加工，长为66mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献得，取轴的左端倒角为,轴的右端倒角为，轴肩的圆角半径均取。6．求轴上的载荷

首先根据轴的结构图，作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取图示中的a值。对于6208型深沟球轴承。由手册中查得a=。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L=136mm,L1=98mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩、扭矩图和计算弯矩图。

从轴的结构图（6-2）和计算弯矩图（6-1）中可以看出截面C处的计算弯矩最大，是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV、M及Mca的值列于表中。垂直支座反力F1V=Fr/2=c(P3/n3)1/3=1151/3=载荷水平面H垂直面V支反力F====弯矩M=·mm=109859N·mm，=·mm总弯矩M==95869N·mm==·mm扭矩TT=84398N·mm7.按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面C）的强度。根据文献[1]式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=，轴的计算应力==MPa=前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[1]表15-1查得[]=60Mpa。因此＜[]，故安全。B.输出轴的设计计算1.已知传递的功率=,转速=min，转矩=·m，标准直齿轮的法向压力角=20。3.求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径为=228mm而=2×228N=Fr=Fttan=×tan20N=圆周力，径向力及轴向力的方向如图6-4所示。4.初步确定轴的最小直径。先按课本初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据课本表14-2，取C=112，于是得mm=输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩=，根据工作机为运输机和原动机为电动机，查课本表13-8，故取=，则：==×N·m=·m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查文献[2]表13-7（GB/T5014-1995），选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630N·m。半联轴器的孔径=40mm，故取=40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm。图6-3大轴的结构与装配图5.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案这是单级减速器，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，右面用挡油盘轴向定位。齿轮、挡油盘、右端轴承、轴承端盖、半联轴器依次从右端装入，左端只装挡油盘、轴承及其端盖。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）.为了满足半联轴器的轴向定位要求，右端需制出一轴肩，故取Ⅰ-Ⅱ段的直径dⅡ-Ⅲ=50mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ轴段的长度应比略短一些，先取LⅠ-Ⅱ=82mm。2）.初步选择滚动轴承。因轴向力不大，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=50mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列深沟球轴承6211，其尺寸为d×D×B=55mm×100mm×21mm,故dⅦ-Ⅷ=dⅢ-Ⅳ=55mm;又因用挡油盘（根据需要取尺寸）定位，所以LⅢ-Ⅳ=（+21）mm=，LⅦ-Ⅷ=30mm。右端滚动轴承采用挡油盘进行轴向定位。由文献查得6211型轴承的定位挡油盘厚度S=(-d)/2=(64-55)/2mm=,又取=50mm。3）.取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=59mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油盘定位。根据齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=59mm，而齿轮轮毂的宽度L=70mm，为了使挡油盘端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取LⅣ-Ⅴ=67mm。齿轮的右端采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度h>，故取h=5mm，则轴环处直径dⅤ-Ⅵ=69mm。轴环宽度b≥,取LⅤ-Ⅵ=9mm。dⅣ-Ⅶ=65mm，LⅣ-Ⅶ=4）.轴承端盖的总宽度为35mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外面与皮带轮的右端面间的距离l=，故LⅡ-Ⅲ5）.取齿轮距箱体内壁之距离a=15mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=9mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按dⅣ-Ⅴ由文献[1]表6-1查得平键截面b×h=16mm×10mm,键槽用键槽铣刀加工，长为60mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸共查为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献[1]表15-2，取轴端倒角为,左端的第一个和第二个轴肩的圆角半径为，其余均取R2。6．求轴上的载荷

首先根据轴的结构图，作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取图示中的a值。对于6211型深沟球轴承。由手册中查得a=10mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L=147mm，K=100。根据轴的计算简图作出轴的弯矩、扭矩图和计算弯矩图。

从轴的结构图和计算弯矩图中可以看出截面C处的计算弯矩最大，是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV、M及Mca的值列于表中。图6-4大轴的载荷分析图载荷水平面H垂直面V支反力F=,==，=弯矩M=·mm=·mm，=·mm总弯矩===·mm===·mm扭矩T=367443N·mm7.按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面B）的强度。根据文献[1]式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=，轴的计算应力==MPa=前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[1]表15-1查得[]=60Mpa。因此＜[]，故安全。七．减速器附件的选择通气器由于在室内使用，且有少量的灰尘环境，故采用通气罩采用M18×油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M16×八．润滑与密封齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<12m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。采用浸油润滑，低速级齿轮浸入油高度约为12mm，油高度约为十分之一大齿轮半径，最高油面取为55mm。滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V〈2m/s所以采用润滑脂润滑。在装配时将润滑脂填入轴承座内，每工作3-6月补充一次，每过一年，需拆装清洗更换一次。润滑油的选择选用钙基润滑脂2号（GB491-1991）密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。为了防止箱体内油进入轴承，使润滑脂稀释流出或变质，在轴承内侧用挡油盘油封，其油脂量不得超过其轴承空间的2/3。因轴的v〈10m/s