單級帶傳動減速器

1、 計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第一組：設計V帶單級圓柱減速器（1）工作條件：1、使用年限8年，工作為二班工作制連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。2、檢修間隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。3、動力來源：電力三相交流：V=380/220V。4、運輸帶速度允許誤差：5%。5、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。（2）原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1700N；帶速V=1.6m/s；滾筒直徑D=350mm。（3）帶式傳動方案示意圖二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：1>工作機所需要的有效功率為Pw =FV/1000=1700&#

2、215;1.6/1000=2.72kw2>為了計算電動機的所需要功率Pd ，先要確定從電動機到工作機之間的總功率。設1 、2 、3 、4 、5、6分別為帶輪、齒輪傳動軸承、圓柱齒輪傳動（設齒輪精度為8級）、彈性聯(lián)軸器、滾動軸承、滾筒。由資料書表2-2查得1 =0.95、2 =0.99 、3 =0.97、4=0.99，5=0.98、6=0.96。傳動裝置的總功率：總=1×4×22×3×5×6 =0.95×0.992×0.97×0.99×0.96×0.98=0.843>電動機所需要功率為

3、Pd = Pw /=2.72/0.84=3.2kw由文獻2選取電動機的額定功率為4kw。3、確定電動機轉(zhuǎn)速：選擇常用的同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min和1000 r/min兩種。計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.6/×350=87.4r/min F=1700NV=1.6m/sD=350mmPw =2.72kwPd=3.2kwn筒=87.4 r/min推薦精選4、確定電動機型號根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查文獻2可知，電動機型號為Y112M-4 、Y160M1-8和Y132M1-6。根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和Nm滾筒轉(zhuǎn)速Nw可算

4、出總傳動比。將這兩種電動的數(shù)據(jù)和總傳動比列于下表：電動機的數(shù)據(jù)及總傳動比方案號電動機型號額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩1Y112M-44KW1500r/rin1440 r/rin16.52.22.3 2Y132M1-64KW1000r/rin960 r/rin11.02.02.23Y160M1-84KW750r/rin715r/rin8.22.02.0根據(jù)以上選用的電動機類型，雖然方案1電動機轉(zhuǎn)速高價格低，但總傳動比比較大，為了能合理的分配傳動比，使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用方案2，即型號為Y132M1-6的電動機。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電機

5、/n筒=960/87.4=11.02、分配各級偉動比（1） 據(jù)文獻2P7表1，取帶輪i1=3（單級減速器i=35合理）（2） 減速器的總傳動比為i2=i總/i1=11.0/3=3.7四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）n I=n電機/i1=960/3=320（r/min）nII=nI/i2=320/3.7=86.5（r/min）nIII=nII =86.5（r/min）2、 計算各軸的功率（KW）PI=Pd1=3.2×0.95=3.04(KW) PII=PI×3×2=3.04×0.99×0.97=2.92(KW)PIII=P

6、II×4×2=2.92×0.99×0.99 =2.86（KW）3、 計算各軸扭矩（N·m）Td=9550 Pd/ n m=9550×3.2/960=31.80（N·m） TI=9550 PI/ n I =9550×3.04/320=90.73（N·m）TII=9550 PII/ nII=9550×2.92/86.5=322.38（N·m）TIII=9550 PIII/ nIII=9550×2.86/86.5 =315.76（N·m） 總=0.84Pw=2.72KWP

7、d=3.2KWi總=11.0i1=3i2=3.7n電機=960 r/minn I=320r/minnII=86.5 r/minnIII=86.5 r/minPI=3.04(KW)PII=2.92(KW)PIII =2.86（KW）KA=1.2P=4 KW推薦精選五、傳動零件的設計計算A、皮帶輪傳動的設計計算（1）確定計算功率Pca由文獻1表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.2故Pca=KAP =1.2×4=4.8KW（2）選擇普通V帶截型根據(jù)PC和n1，由文獻1圖8-10得：選用A型V帶（3）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由課本表13-9，取小帶輪基準直徑

8、dd1=100mm。2）驗算帶速V因為5m<v<30m，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑dd2 =0.02 d2 =i 1d 1（1-）=3×100（1-0.02）=294mm根據(jù)課本表13-9，圓整為dd2 =300mm。 （4）確定V帶的中心距ao和基準長度Ld1)確定帶長和中心矩根據(jù)課本式得 a0=1.5 (dd1+dd2)=1.5（100+300）=600mm0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(100+315)a02×(100+315) 所以初定中心距為a0=610mm。 2) 由文獻1式（8-22）得：Ld0=2a0+/2(

9、dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2/4a0 =2×610+1.57(100+300)+(300-100)2/4×6100 1864mm根據(jù)課本表13-2取Ld=2000mm3)根據(jù)課本式（13-6）計算實際中心距：aa0+（Ld-Ldo)/2=610+(2000-1864)/2 678mm (5)驗算小帶輪包角1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（300-100）/678×57.30 16301200（適用）（6）確定帶的根數(shù)1）計算單根V帶的額定功率Po。由dd1=100mm和n電機=960r/min,查文課本表13-3

10、得P0=0.98KW根據(jù)n電機=960r/min, i1=3和A型帶，查課本表13-5得 P0=0.11KW。查課本表13-7得Ka=0.96，查課本表13-2得KL=1.03。故 Pr=( p0+p0)·ka·kL=(0.98+0.11)×0.96×1.03=1.09KWn電機=960 r/mindd1=100mmi1=3d2 =300mma0=610mmLd=2000mmP0=0.98KWKa=0.96 KL=1.03P0=0.11KWPca=4.8KW推薦精選2）計算V帶的根數(shù)Z。Z=pca÷pr=4.8÷1.09=4.4 故取

11、5根。（7）計算單根V帶的初拉力的最小值（F0）min 由文獻1表8-3的A帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m,所以 （F0）min =500× (2.5-ka)pca/kzv+qv2=500×（2.5-0.96）×4.8/(0.96×5×5.024)+0.1×5.0242 =155.9N應該使帶的實際初拉力F0>(F0)min。（8）壓軸力的最小值為 （Fp）min=2Z (F0)min sin(1/2)=2×5×155.9×sin(1630/2) =1540N （9）帶輪的結(jié)構(gòu)設計 L=(1.5

12、2)ds 鑄鐵帶輪HT150 D300mm 采用輪輻式帶輪B、減速器內(nèi)部傳動零件的設計 (齒輪設計)1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）選用斜齒圓柱齒輪（2）運輸機為一般工作機器，速度并不高，故選級精度（3）材料選擇，齒輪屬于閉式齒輪，減速器功率不大，所以選擇軟齒面。選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度位260HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為230HBS，二者的硬度差為30HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)Z1=18，大齒輪齒數(shù)Z2=184.533=81.594取Z2 =82。2、按齒面接觸強度計算 d1t2KtT1(u1) ( ZHZE)2/du ()21/3(1)確定公式內(nèi)的各計

13、算值1)試選載荷系數(shù)Kt=1.5。課本表11-32）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1=95.5×105×P1/n1=95.5×105×3.04/320 =9.1×104N·mm3）由課本表11-6選取尺寬系數(shù)d=1.1 。4）由課本表11-4查知材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP1/25) 由課本圖可選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。6）由課本表11-1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限lim1=720MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限lim2=620MPa。由課本表11-1查得小齒輪的彎曲疲勞極限=600Mpa；大齒輪的彎曲疲勞極限=460

14、Mpa； . 計算彎曲疲勞許用應力。vZ=5P1 =3.04kwN1 =320r/minI2 =3.7T1=9.1×104N·mm 推薦精選取彎曲疲勞安全系數(shù)SF=1.25，SH=1.1由課本表11-5得1=lim1/ SH =720/1.1=650MPa2=lim2/ SH =620/1.1=564MPa =/ SF =600/1.25=480Mpa =/ SF =460/1.25=368 Mpa(2)計算。1）試算小齒輪分度圓直徑dh，由計算公式得d1t2KtT1(u+1) ( ZHZE)2/du ()21/3 =2×1.5（0.91×105）

15、15; (3.7+1/3.7)(2.5×189.8/564)2 1/3 =60.7mm2)計算齒寬b齒數(shù)Z中心距a及模數(shù)m小齒輪齒數(shù)取Z1=30， 課本要求Z1>17.則Z2=3.7×30=111模數(shù) m=d1/ Z1=60.7/30=2.02mm齒寬 b=d d1=1.1×60.7=66.77mm 則b2=70mm ，b1=75mm按表4-1取m=2.5mm，實際d1= Z1m=30×2.5=75mmd2= Z2m=2.5×111=228mm中心距 a= （d1 +d2）/2=（75+228）/2=152mm3）驗算輪齒的彎曲強度由課本

16、圖得YFa1=2.60 , YFa2 =2.22 YSa1=1.63,YSa2=1.83=2KT1 YFa1 YSa1/bm2 Z1=2×1.5×9.1×104×2.60×1.63/(70×30×2.52) =88MPa480 Mpa=YFa2 YSa2 /YFa1 YSa1=88×2.22×1.83/(2.6×1.63)=84MPa368MPa4)計算圓周速度。V=dltn1/60×1000=×75×320/60×1000m/s=1.3m/s對照表11-

17、2可知選用9級精度是合理的。5）齒輪的主要集合尺寸分度圓直徑 d1=75mm d2=228mm 基圓直徑 db1= d1cos=75×cos200=70.5mm db2= d2cos=228×cos200=214.2mm齒距 p1 =p2=m=3.14×2.5=7.85mm中心距 a=152mm 齒頂高 ha1= ha2= ha* m=2.5×1.0=2.5mm齒根高 hf1= hf2=（ha*+c*）m =1.25×2.5=3.125mm六、軸的設計計算A、輸入軸的設計計算 ZH=2.5d=1.1ZE=189.8MP1/2Kt=1.5d1t=

18、60.7mmm=2.5mmZ1=30Z2=111b2=70mmb1=75mmd1=75mmd2=228mma=152mm=88MPa=84MPaV=1.3m/s 推薦精選1. 已知傳遞的功率=3.04kW,轉(zhuǎn)速=320r/min，轉(zhuǎn)矩 =90.73N·m，標準直齒輪的法向壓力角=20。 3. 求作用在齒輪上的力因已知小齒輪的分度圓直徑為=75mm而 =2×90.73/75N=2419.47N Fr= ×tan=2419.47×tan20=880.62N圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖(6-1)所示。推薦精選 圖 (6-1)小軸的載荷分析圖 4. 初步確定

19、軸的最小直徑。 先按課本表（14-1）選取軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為241286HBS。根據(jù)課本=21=95=180mm=3推薦精選表14-2，取C=102，于是得 mm=21.6mm考考慮有鍵槽，因該增大直徑。d=21.6×(1+0.05)=22.68mm輸入軸的最小直徑顯然是安裝皮帶輪處的直徑d-，圓整取d-=25mm。根據(jù)資料皮帶輪的轂長取=50mm。 圖（6-2）小軸的結(jié)構(gòu)分析圖5. 軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案由于是單級減速器，將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，因為齒輪的齒根圓到鍵槽底部的距離e2,因此采用齒輪軸。兩軸承都以軸肩和擋油盤定位。

20、擋油盤、右軸承、軸承端蓋依次從右面裝入，左端依次裝擋油盤、軸承、左端蓋、皮帶輪。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）.為了滿足皮帶輪的軸向定位要求，-需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=35mm；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取軸端擋圈直徑D=32mm。皮帶輪與軸配合的轂孔長度=50mm，為了保證軸端擋圈只壓在皮帶輪上而不壓在軸的端面上，故-軸段的長度應比略短一些，先取L-=48mm。2）.初步選擇滾動軸承。因軸向力不大，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) d-=35mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列深溝球軸承6208，其尺寸為d×D

21、15;B=40mm×80mm×18mm,故d-= d-=40mm;又因用擋油盤（根據(jù)需要取尺寸）定位，所以L-=（18+9）mm=27mm， L-=27mm ，L-=41。左端滾動軸承采用擋油盤進行軸向定位。由資料查得6208型軸承的定位擋油盤厚度S=(-d)/2=(52-45)/2mm=3.5mm,又取=20mm。 3）.這是齒輪軸，齒輪的分度圓直徑為=75mm,齒輪輪轂的寬度b1=75mm,因為齒輪的寬度比軸長3mm所以 L-=72mm，d-=45取齒輪的右軸段即-的直徑D-=55mm和長度L-=14mm。=68.17mm=294.82mm=70mm=65mm =2.8

22、28kW=320r/min =84.398N·m=20推薦精選 4）.軸承端蓋的總寬度為38mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外面與皮帶輪的右端面間的距離l=27mm，故L-=65mm。 5）.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=15mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=9mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的周向定位 皮帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由資料查得平鍵截面b×h=8mm×7mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪

23、輪轂與軸的配合為。齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d-由資料查得平鍵截面b×h=14mm×9mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為66mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪輪轂與軸的配合為 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考文獻得，取軸的左端倒角為1.0mm, 軸的右端倒角為1.6mm，軸肩的圓角半徑均取R1.6。6求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取圖示中的a值。對于6208型深溝球軸承。由手冊中查得a=8.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L=136mm, L1=98mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩

24、、扭矩圖和計算彎矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖（6-2）和計算彎矩圖（6-1）中可以看出截面C 處的計算彎矩最大，是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的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=115(2.168/76.4)1/3= 載荷水平面H垂直面V支反力F= 1295.045N=-1283.504N=-514.308N彎矩M=86120.49N·mm= 109859N·mm，= -34201.461N·mm=28mm=50mm推薦精選總彎矩M= 95869N·mm= 92663.254N·mm扭矩

25、TT=84398N·mm7. 按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即截面C）的強度。根據(jù)文獻1式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力 =MPa=3.818Mpa前已經(jīng)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻1表15-1查得=60 Mpa。因此，故安全。B. 輸出軸的設計計算1. 已知傳遞的功率=2.92kW,轉(zhuǎn)速 =86.5r/min，轉(zhuǎn)矩 =322.38N·m，標準直齒輪的法向壓力角=20。3. 求作用在齒輪上的力因已知小齒輪的分度圓直徑為=228mm而 =2×3

26、22.38/228N=2827.89N Fr=Fttan=2827.89×tan20N=1029.27N圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖6-4所示。 4. 初步確定軸的最小直徑。 先按課本初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本表14-2，取C=112，于是得 mm=36.20mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。d-=32mmL-=48mmd-=32mmd-= 32mmS=3.5mm=32mml=27mmL-=65mma=15mms=9mm推薦精選 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩=，根據(jù)工作機為運輸機和

27、原動機為電動機，查課本表13-8，故取=1.3，則： =1.3×322.38 N·m=418.96N·m按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查文獻2表13-7（GB/T 5014-1995），選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630N·m。半聯(lián)軸器的孔徑=40mm，故取=40mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm。圖6-3 大軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖 5. 軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 這是單級減速器，將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用擋油盤軸向定位。齒輪、擋油盤、右端軸承

28、、軸承端蓋、半聯(lián)軸器依次從右端裝入，左端只裝擋油盤、軸承及其端蓋。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）.為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，右端需制出一軸肩，故取-段的直徑 d-=50mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取軸端擋圈直徑D=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故L1=97.5mmL2+L3=66.5+66.5 =133mm推薦精選-軸段的長度應比略短一些，先取L-=82mm。2）.初步選擇滾動軸承。因軸向力不大，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) d-=50mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、

29、標準精度等級的單列深溝球軸承6211，其尺寸為d×D×B=55mm×100mm×21mm,故d-= d-=55mm;又因用擋油盤（根據(jù)需要取尺寸）定位，所以L-=（28.5+21）mm=49.5mm， L-=30mm。右端滾動軸承采用擋油盤進行軸向定位。由文獻查得6211型軸承的定位擋油盤厚度S=(-d)/2=(64-55)/2mm=4.5mm,又取=50mm。 3）. 取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=59mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油盤定位。根據(jù)齒輪處的軸段-的直徑d-=59mm，而齒輪輪轂的寬度L=70mm，為了使擋油盤端面可靠地壓緊齒輪，此軸

30、段應略短于輪轂寬度，故取L-=67mm。齒輪的右端采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=5mm，則軸環(huán)處直徑d-=69mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取L-=9mm。d-=65mm，L-=7.5mm。 4）.軸承端蓋的總寬度為35mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外面與皮帶輪的右端面間的距離l=13.5mm，故L-=48.5mm。 5）.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=15mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=9mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采

31、用平鍵連接。按d-由文獻1表6-1查得平鍵截面b×h=16mm×10mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為60mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12mm×8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸共查為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考文獻1表15-2，取軸端倒角為1.6mm,左端的第一個和第二個軸肩的圓角半徑為R1.6，其余均取R2。6求軸上的載荷首先根據(jù) =367.443N·m =70.59r

32、/min=2.716kW=20=294.82mm=1.3推薦精選軸的結(jié)構(gòu)圖，作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取圖示中的a值。對于6211型深溝球軸承。由手冊中查得a=10mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L=147mm，K=100。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩、扭矩圖和計算彎矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和計算彎矩圖中可以看出截面C 處的計算彎矩最大，是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的MH、MV、M 及Mca 的值列于表中。 圖 6-4 大軸的載荷分析圖 載荷水平面H垂直面V支反力F=1246.916N,=1246.916N=1201.373N，=-262.862N彎矩M= 82886.265N·mm=79891.304N·mm，L-=29mm推薦精選= -17480.323N·mm總彎矩= 115120.603N·mm= 84709.472N·mm扭矩T =367443N·mm7. 按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即截面B）的強度。根據(jù)文獻1式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)