sf77減速機
① 一級直齒圓柱減速器的45調質鋼的大齒輪C是么型號或CAD圖紙圖號
僅供參考 一、傳動方案擬定第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；滾筒直徑D=220mm。 運動簡圖二、電動機的選擇 1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。 2、確定電動機的功率：（1）傳動裝置的總效率： η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒 =0.96×0.992×0.97×0.99×0.95 =0.86 (2)電機所需的工作功率： Pd=FV/1000η總 =1700×1.4/1000×0.86 =2.76KW 3、確定電動機轉速：滾筒軸的工作轉速： Nw=60×1000V/πD =60×1000×1.4/π×220 =121.5r/min 根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min 符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比 KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪 1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63 2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89 綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。 4、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 Y100l2-4。其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68 2、分配各級傳動比（1） 取i帶=3 （2） ∵i總=i齒×i 帶π ∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89 四、運動參數及動力參數計算 1、計算各軸轉速（r/min） nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min) nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min) 滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min) 2、 計算各軸的功率（KW） PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW 3、 計算各軸轉矩 Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56Nm TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26Nm TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58Nm 五、傳動零件的設計計算 1、 皮帶輪傳動的設計計算（1） 選擇普通V帶截型由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW 據PC=3.3KW和n1=473.33r/min 由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75 dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm 由課本[1]P190表10-9，取dd2=280 帶速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×95×1420/60×1000 =7.06m/s 在5~25m/s范圍內，帶速合適。（3） 確定帶長和中心距初定中心距a0=500mm Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450 =1605.8mm 根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm 確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2 =497mm (4) 驗算小帶輪包角 α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a =1800-57.30×(280-95)/497 =158.670>1200（適用） （5） 確定帶的根數單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW 查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99 Z= PC/[(P1+△P1)KαKL] =3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99] =2.26 (取3根) (6) 計算軸上壓力由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力： F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN 則作用在軸承的壓力FQ FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2) =791.9N 2、齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。 (2)按齒面接觸疲勞強度設計由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3 確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89 取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78 由課本表6-12取φd=1.1 (3)轉矩T1 T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660Nmm (4)載荷系數k : 取k=1.2 (5)許用接觸應力[σH] [σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得： σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa 接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算 N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109 N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108 查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05 按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0 [σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得： d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3 =49.04mm 模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5 (6)校核齒根彎曲疲勞強度 σ bb=2KT1YFS/bmd1 確定有關參數和系數分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×78mm=195mm 齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm 取b2=55mm b1=60mm (7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8)許用彎曲應力[σbb] 根據課本[1]P116： [σbb]= σbblim YN/SFmin 由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa 由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1 彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1 計算得彎曲疲勞許用應力為 [σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa [σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa 校核計算 σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1] σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2] 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (9)計算齒輪傳動的中心矩a a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm (10)計算齒輪的圓周速度V 計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s 因為V＜6m/s，故取8級精度合適． 六、軸的設計計算 從動軸設計 1、選擇軸的材料 確定許用應力 選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知： σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa 2、按扭轉強度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為： d≥C 查[2]表13-5可得，45鋼取C=118 則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm 3、齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N 齒輪作用力： 圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N 徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N 4、軸的結構設計 軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。 （1）、聯軸器的選擇 可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85 （2）、確定軸上零件的位置與固定方式 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置 在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現軸向定位和周向定位 （3）、確定各段軸的直徑將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm 齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5 滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm. (4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm. (5）確定軸各段直徑和長度 Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm II段:d2=40mm 初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm, 寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+19+55）=96mm III段直徑d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=50mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm (6)按彎矩復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=195mm ②求轉矩：已知T2=198.58Nm ③求圓周力：Ft 根據課本P127（6-34）式得 Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N ④求徑向力Fr 根據課本P127（6-35）式得 Fr=Fttanα=2.03×tan200=0.741N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a）（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76Nm 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48Nm (4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63Nm (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58Nm (6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13Nm (7)校核危險截面C的強度由式（6-3）
② SEW減速機的特點
:
SEW減速電機是在模塊組合體系的基礎上設計的， 有極其多的電機組合、安裝位置和結構方案。SEW模塊組合系統允許減速器與下列部件組合：
-與恆場同步電動機組合成伺服減速電機；
-與危險環境工作型交流鼠籠電動機組合；
-與直流電動機組合；
-與VARIBLOC®和VARIMOT®變速器組合成無級調速減速電機。
SEW同型號各大系列齒輪減速機
K系列螺旋傘齒輪減速機：K/KA/KAF/KF：K37/k47/k57/k67/k77/k87/k97/k107/k127/k157/k167/k187
F系列斜齒圓柱齒輪減速機：F/FA/FAF/FF：F37/F47/F57/F67/F77/F87/F97/F107/F127/F157 ,
R系列斜齒輪減速機：R/RF：R37/R47/R57/R67/R77/R87/R97/R107/R137/R147/R167 ,
S系列斜齒輪蝸輪減速機：S/SA/SAF/SF： S37/S47/S57/S67/S77/S87/S97
③ 減速機型號大全
一、R系列同軸齒輪減速機
GR底腳安裝斜齒輪減速機、GRX底腳安裝單級斜齒輪安裝、GRXF法蘭安裝單級安裝、GRF法蘭安裝、GR...F底腳法蘭安裝、GRZ是B14法蘭安裝。
R系列減速機有這六種形式，組合起來可以形成類似GR17、GRX27、GRXF37等等的型號，就是將減速機的基本型式配上數字型號，類似RXF57-42-Y80-4-M1、R57-52-Y80-4-M1、RX57-62-Y80-4-M1、RF57-72-Y80-4-M1這樣的。
他們之間利用 基本型式+數字型號+減速比+電機型號（機座號）+電機極數+安裝方位這樣一來形成很多很多的組合形式。
二、F系列平行軸減速機
平行軸減速機的基本型式有以下這么多種，GF底腳安裝平行軸—斜齒輪減速機、GFA...B底腳空心軸安裝、GFV...B底腳花鍵空心軸安裝、GFA空心軸安裝、GFV花鍵空心軸安裝、GFAF是B5法蘭空心軸安裝、GFVF是B5法蘭花鍵空心軸安裝；
GFAZ是B14法蘭安裝、GFVZ是B14法蘭花鍵空心軸安裝、GFF是B5法蘭安裝、GFH...B底腳空心軸鎖緊盤安裝、GFH是空心軸鎖緊盤安裝、GFHF是B5法蘭空心軸鎖緊盤安裝、GFHZ是B14法蘭空心軸鎖緊盤安裝。
他們可以形成的型號類似F47-28.8-Y71-4-M2、FA47-28.8-Y71-4-M2、FF47-28.8-Y71-4-M2、FH47-28.8-Y71-4-M2、FV47-28.8-Y71-4-M2、FAF47-28.8-Y71-4-M2、FVF47-28.8-Y71-4-M2、FHF47-28.8-Y71-4-M2、FAZ47-28.8-Y71-4-M2、FHZ47-28.8-Y71-4-M2、FVZ47-28.8-Y71-4-M2
F57-28.8-Y71-4-M2、FA57-28.8-Y71-4-M2、FF57-28.8-Y71-4-M2、FH57-28.8-Y71-4-M2、FV57-28.8-Y71-4-M2、FAF57-28.8-Y71-4-M2、FVF57-28.8-Y71-4-M2、FHF57-28.8-Y71-4-M2、FAZ57-28.8-Y71-4-M2、FHZ57-28.8-Y71-4-M2、FVZ57-28.8-Y71-4-M2
F67-28.8-Y71-4-M2、FA67-28.8-Y71-4-M2、FF67-28.8-Y71-4-M2、FH67-28.8-Y71-4-M2、FV67-28.8-Y71-4-M2、FAF67-28.8-Y71-4-M2、FVF67-28.8-Y71-4-M2、FHF67-28.8-Y71-4-M2、FAZ67-28.8-Y71-4-M2、FHZ67-28.8-Y71-4-M2、FVZ67-28.8-Y71-4-M2
F77-28.8-Y71-4-M2、FA77-28.8-Y71-4-M2、FF77-28.8-Y71-4-M2、FH77-28.8-Y71-4-M2、FV77-28.8-Y71-4-M2、FAF77-28.8-Y71-4-M2、FVF77-28.8-Y71-4-M2、FHF77-28.8-Y71-4-M2、FAZ77-28.8-Y71-4-M2、FHZ77-28.8-Y71-4-M2、FVZ77-28.8-Y71-4-M2
三、K系列錐齒輪減速機
GK...底腳安裝斜齒輪傘齒輪減速機，GKA...B底腳空心軸安裝斜齒輪減速機，GKV..B底腳花鍵空心軸，GKH..B底腳空心軸鎖緊盤安裝，GKF是B5法蘭安裝，GKAF是B5法蘭空心軸安裝，GKVF是B5法蘭花鍵空心軸，GKHF是B5法蘭空心軸鎖緊盤；
GKA空心軸，GKV花鍵空心軸，GKH空心軸鎖緊盤，GKT空心軸扭力臂安裝，GKAZ是裝B14法蘭空心軸安裝，GKVZ是B14法蘭花鍵空心軸安裝，GKHZ是B14法蘭空心軸鎖緊盤。這基本型式有點多，而且空心軸的占據大部分。這種減速機的型號也多。
K77-68.8-Y90-6-M4、KA77-56.8-Y90-6-M4、KF77-58.6-Y90-6-M4、KH77-58.1-Y90-6-M4、KV77-52.8-Y90-6-M4、KAF77-54.6-Y90-6-M4、KHF77-55.66-Y90-6-M4、KVF77-52.2-Y90-6-M4、KAZ77-53.8-Y90-6-M4、KHZ77-54.6-Y90-6-M4、KVZ77-55.8-Y90-6-M4
K87-78.8-Y90-6-M4、KA87-76.8-Y90-6-M4、KF87-68.6-Y90-6-M4、KH87-68.1-Y90-6-M4、KV87-62.8-Y90-6-M4、KAF87-64.6-Y90-6-M4、KHF87-66.66-Y90-6-M4、KVF87-62.2-Y90-6-M4、KAZ87-63.8-Y90-6-M4、KHZ87-64.6-Y90-6-M4、KVZ87-65.8-Y90-6-M4
K97-88.8-Y90-6-M4、KA97-86.8-Y90-6-M4、KF97-78.6-Y90-6-M4、KH97-78.1-Y90-6-M4、KV97-72.8-Y90-6-M4、KAF97-74.6-Y90-6-M4、KHF97-77.66-Y90-6-M4、KVF97-72.2-Y90-6-M4、KAZ97-73.8-Y90-6-M4、KHZ97-74.6-Y90-6-M4、KVZ97-75.8-Y90-6-M4
K107-98.8-Y90-6-M4、KA107-96.8-Y90-6-M4、KF107-88.6-Y90-6-M4、KH107-88.1-Y90-6-M4、KV107-82.8-Y90-6-M4、KAF107-84.6-Y90-6-M4、KHF107-88.66-Y90-6-M4、KVF107-82.2-Y90-6-M4、KAZ107-83.8-Y90-6-M4、KHZ107-84.6-Y90-6-M4、KVZ107-85.8-Y90-6-M4
四、S系列斜齒輪-渦輪減速機
這種渦輪減速機有8種基本的機型版本。包括GS底腳安裝斜齒輪-渦輪減速機，GSA空心軸安裝斜齒輪-渦輪蝸桿減速機，GSAF是B5法蘭安裝款式，GSAZ是B14法蘭空心軸安裝，GSF是B5法蘭安裝斜齒輪減速機，GSH是空心軸鎖緊盤安裝，GSHF是B5法蘭空心軸鎖緊盤安裝，GSHZ是B14法蘭空心軸鎖緊盤安裝。
S77-60-Y100-4-M3、SF77-20-Y100-4-M3、SA77-20-Y100-4-M3、SH77-20-Y100-4-M3、SAF77-20-Y100-4-M3、SHF77-20-Y100-4-M3、SAZ77-20-Y100-4-M3、SHZ77-20-Y100-4-M3
S87-70-Y100-4-M3、SF87-20-Y100-4-M3、SA87-20-Y100-4-M3、SH87-20-Y100-4-M3、SAF87-20-Y100-4-M3、SHF87-20-Y100-4-M3、SAZ87-20-Y100-4-M3、SHZ87-20-Y100-4-M3
S97-80-Y100-4-M3、SF97-20-Y100-4-M3、SA97-20-Y100-4-M3、SH97-20-Y100-4-M3、SAF97-20-Y100-4-M3、SHF97-20-Y100-4-M3、SAZ97-20-Y100-4-M3、SHZ97-20-Y100-4-M3
(3)sf77減速機擴展閱讀：
減速機在原動機和工作機或執行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，是一種相對精密的機械。
使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。它的種類繁多，型號各異，不同種類有不同的用途。減速器的種類繁多，按照傳動類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；
按照傳動級數不同可分為單級和多級減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐－圓柱齒輪減速器；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速器。
④ 一級減速器設計說明書
設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 一 2007年12月15日 星期六 23:41 機械設計課程設計計算說明書 一、傳動方案擬定…………….……………………………….2 二、電動機的選擇……………………………………….…….2 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4 四、運動參數及動力參數計算………………………….…….5 五、傳動零件的設計計算………………………………….….6 六、軸的設計計算………………………………………….....12 七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…19 八、鍵聯接的選擇及計算………..……………………………22 設計題目：V帶——單級圓柱減速器 第四組 德州科技職業學院青島校區 設計者：#### 指導教師：%%%% 二○○七年十二月 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 （1） 工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，小批量生產，工作為二班工作制，運輸帶速允許誤差正負5％。 （2） 原始數據：工作拉力F=1250N；帶速V=1.70m/s； 滾筒直徑D=280mm。 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒 =0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96 =0.82 (2)電機所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =1250×1.70/1000×0.82 =2.6KW 3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： n筒=60×960V/πD =60×960×1.70/π×280 =111r/min 按書P7表2－3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』a=3~6。取V帶傳動比I』1=2~4，則總傳動比理時范圍為I』a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n筒=（6~24）×111=666~2664r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。 根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。 4、確定電動機型號 根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。 其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。 三、計算總傳動比及分配各級的偉動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/111=8.6 2、分配各級偉動比 （1） 據指導書，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理） （2） ∵i總=i齒輪×I帶 ∴i帶=i總/i齒輪=8.6/6=1.4 四、運動參數及動力參數計算 1、計算各軸轉速（r/min） nI=n電機=960r/min nII=nI/i帶=960/1.4=686(r/min) nIII=nII/i齒輪=686/6=114(r/min) 2、 計算各軸的功率（KW） PI=P工作=2.6KW PII=PI×η帶=2.6×0.96=2.496KW PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.496×0.98×0.96 =2.77KW 3、 計算各軸扭矩（N•mm） TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960 =25729N•mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.496/686 =34747.5N•mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114 =232048N•mm 五、傳動零件的設計計算 1、 皮帶輪傳動的設計計算 （1） 選擇普通V帶截型 由課本表得：kA=1.2 Pd=KAP=1.2×3=3.9KW 由課本得：選用A型V帶 （2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速 由課本得，推薦的小帶輪基準直徑為 75~100mm 則取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm 由課本P74表5-4，取dd2=140mm 實際從動輪轉速n2』=n1dd1/dd2=960×100/140 =685.7r/min 轉速誤差為：n2-n2』/n2=686－685.7/686 =0.0004<0.05(允許) 帶速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 =5.03m/s 在5~25m/s范圍內，帶速合適。 （3） 確定帶長和中心矩 根據課本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有：168mm≤a0≤480mm 由課本P84式（5-15）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+1.57(100+140)+(140-100)2/4×400 =1024mm 根據課本表7-3取Ld=1120mm 根據課本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2） =400+48 =448mm (4)驗算小帶輪包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 =1800-5.350 =174.650>1200（適用） （5）確定帶的根數 根據課本(7-5) P0=0.74KW 根據課本(7-6) △P0=0.11KW 根據課本（7-7）Kα=0.99 根據課本（7-23）KL=0.91 由課本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91 =5 (6)計算軸上壓力 由課本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力： F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N =160N 則作用在軸承的壓力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2 =1250N 2、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齒面接觸疲勞強度設計 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3 確定有關參數如下：傳動比i齒=6 取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數： Z2=iZ1=6×20=120 實際傳動比I0=120/2=60 傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齒數比：u=i0=6 由課本取φd=0.9 (3)轉矩T1 T1=9550×P/n1=9550×2.6/960 =25.N•m (4)載荷系數k 由課本取k=1 (5)許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由課本查得： σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由課本查得接觸疲勞的壽命系數： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3 =766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm =38.3mm 模數：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm 根據課本表9-1取標准模數：m=2mm (6)校核齒根彎曲疲勞強度 根據課本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關參數和系數 分度圓直徑：d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齒寬：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm 取b=35mm b1=40mm (7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa 根據齒數Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)許用彎曲應力[σF] 根據課本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由課本查得： σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗齒輪的應力修正系數YST=2 按一般可靠度選取安全系數SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa =204Mpa 將求得的各參數代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa =1.2Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (9)計算齒輪傳動的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000 =2.0096m/s 六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調質，硬度217~255HBS 根據課本並查表，取c=115 d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴選d=22mm 2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度 工段：d1=22mm 長度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm ∴d2=28mm 初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm, 寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直徑d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=45mm 由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3×2）=36mm 因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm (3)按彎矩復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=40mm ②求轉矩：已知T2=34747.5N•mm ③求圓周力：Ft 根據課本式得 Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N ④求徑向力Fr 根據課本式得 Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=235.3×50=11.765N•m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N•m (4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N•m (6)繪制當量彎矩圖（如圖f） 轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m (7)校核危險截面C的強度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353 =12.9MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS） 根據課本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm 取d=35mm 2、軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以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， 右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡 配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端 面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 (3)按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=300mm ②求轉矩：已知T3=271N•m ③求圓周力Ft：根據課本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求徑向力式得 Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵兩軸承對稱 ∴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)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱 截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m (3)截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m (4)計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N•m (5)計算當量彎矩：根據課本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N•m (6)校核危險截面C的強度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此軸強度足夠 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據根據條件，軸承預計壽命 16×365×10=58400小時 1、計算輸入軸承 （1）已知nⅡ=686r/min 兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N 初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型 根據課本得軸承內部軸向力 FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系數x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根據課本得e=0.68 FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)計算當量載荷P1、P2 根據課本取f P=1.5 根據課本式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)軸承壽命計算 ∵P1=P2 故取P=750.3N ∵角接觸球軸承ε=3 根據手冊得7206AC型的Cr=23000N 由課本式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>58400h ∴預期壽命足夠 2、計算輸出軸承 (1)已知nⅢ=114r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 試選7207AC型角接觸球軸承 根據課本得FS=0.063FR,則 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)計算軸向載荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放鬆端 兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系數x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根據課本得：e=0.68 ∵FA1/FR1<e ∴x1=1 y1=0 ∵FA2/FR2<e ∴x2=1 y2=0 (4)計算當量動載荷P1、P2 取fP=1.5 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)計算軸承壽命LH ∵P1=P2 故P=1355 ε=3 根據手冊7207AC型軸承Cr=30500N 根據課本得：ft=1 根據課本式得 Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>58400h ∴此軸承合格 八、鍵聯接的選擇及校核計算 軸徑d1=22mm,L1=50mm 查手冊得，選用C型平鍵，得： 鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N•m h=7mm 根據課本P243（10-5）式得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) 2、輸入軸與齒輪聯接採用平鍵聯接 軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N•m 查手冊P51 選A型平鍵 鍵10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接 軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm 查手冊選用A型平鍵 鍵16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 據課本得 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]
⑤ 求一級減速器設計說明書
設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 一
2007年12月15日 星期六 23:41
機械設計課程設計計算說明書
一、傳動方案擬定…………….……………………………….2
二、電動機的選擇……………………………………….…….2
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4
四、運動參數及動力參數計算………………………….…….5
五、傳動零件的設計計算………………………………….….6
六、軸的設計計算………………………………………….....12
七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…19
八、鍵聯接的選擇及計算………..……………………………22
設計題目：V帶——單級圓柱減速器 第四組
德州科技職業學院青島校區 設計者：####
指導教師：%%%%
二○○七年十二月
計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動
（1） 工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，小批量生產，工作為二班工作制，運輸帶速允許誤差正負5％。
（2） 原始數據：工作拉力F=1250N；帶速V=1.70m/s；
滾筒直徑D=280mm。
二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
2、電動機功率選擇：
（1）傳動裝置的總功率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96
=0.82
(2)電機所需的工作功率：
P工作=FV/1000η總
=1250×1.70/1000×0.82
=2.6KW
3、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
n筒=60×960V/πD
=60×960×1.70/π×280
=111r/min
按書P7表2－3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』a=3~6。取V帶傳動比I』1=2~4，則總傳動比理時范圍為I』a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n筒=（6~24）×111=666~2664r/min
符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。
根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min
。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。
三、計算總傳動比及分配各級的偉動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/111=8.6
2、分配各級偉動比
（1） 據指導書，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理）
（2） ∵i總=i齒輪×I帶
∴i帶=i總/i齒輪=8.6/6=1.4
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=n電機=960r/min
nII=nI/i帶=960/1.4=686(r/min)
nIII=nII/i齒輪=686/6=114(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=P工作=2.6KW
PII=PI×η帶=2.6×0.96=2.496KW
PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.496×0.98×0.96
=2.77KW
3、 計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960
=25729N•mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.496/686
=34747.5N•mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114
=232048N•mm
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本表得：kA=1.2
Pd=KAP=1.2×3=3.9KW
由課本得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由課本得，推薦的小帶輪基準直徑為
75~100mm
則取dd1=100mm
dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm
由課本P74表5-4，取dd2=140mm
實際從動輪轉速n2』=n1dd1/dd2=960×100/140
=685.7r/min
轉速誤差為：n2-n2』/n2=686－685.7/686
=0.0004<0.05(允許)
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心矩
根據課本得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140)
所以有：168mm≤a0≤480mm
由課本P84式（5-15）得：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×400+1.57(100+140)+(140-100)2/4×400
=1024mm
根據課本表7-3取Ld=1120mm
根據課本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2）
=400+48
=448mm
(4)驗算小帶輪包角
α1=1800-dd2-dd1/a×600
=1800-140-100/448×600
=1800-5.350
=174.650>1200（適用）
（5）確定帶的根數
根據課本(7-5) P0=0.74KW
根據課本(7-6) △P0=0.11KW
根據課本（7-7）Kα=0.99
根據課本（7-23）KL=0.91
由課本式（7-23）得
Z= Pd/(P0+△P0)KαKL
=3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91
=5
(6)計算軸上壓力
由課本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力：
F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N
=160N
則作用在軸承的壓力FQ，
FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2
=1250N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=6
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：
Z2=iZ1=6×20=120
實際傳動比I0=120/2=60
傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齒數比：u=i0=6
由課本取φd=0.9
(3)轉矩T1
T1=9550×P/n1=9550×2.6/960
=25.N•m
(4)載荷系數k
由課本取k=1
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本查得：
σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa
由課本查得接觸疲勞的壽命系數：
ZNT1=0.92 ZNT2=0.98
通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa
=575
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa
=460
故得：
d1≥766(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm
=38.3mm
模數：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm
根據課本表9-1取標准模數：m=2mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
根據課本式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2×20mm=40mm
d2=mZ2=2×120mm=240mm
齒寬：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm
取b=35mm b1=40mm
(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa
根據齒數Z1=20,Z2=120由表相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)許用彎曲應力[σF]
根據課本P136（6-53）式：
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由課本查得：
σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa
由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9
試驗齒輪的應力修正系數YST=2
按一般可靠度選取安全系數SF=1.25
計算兩輪的許用彎曲應力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa
=410Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa
=204Mpa
將求得的各參數代入式（6-49）
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa
=8Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa
=1.2Mpa< [σF]2
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000
=2.0096m/s
六、軸的設計計算
輸入軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據課本並查表，取c=115
d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴選d=22mm
2、軸的結構設計
（1）軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
（2）確定軸各段直徑和長度
工段：d1=22mm 長度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直徑d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=45mm
由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3×2）=36mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm
Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm
(3)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=40mm
②求轉矩：已知T2=34747.5N•mm
③求圓周力：Ft
根據課本式得
Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N
④求徑向力Fr
根據課本式得
Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=316N
FAZ=FBZ=Ft/2=868N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=235.3×50=11.765N•m
(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353
=12.9MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
輸出軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm
取d=35mm
2、軸的結構設計
（1）軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以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，
右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡
配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
（2）確定軸的各段直徑和長度
初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端
面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(3)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=300mm
②求轉矩：已知T3=271N•m
③求圓周力Ft：根據課本式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求徑向力式得
Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵兩軸承對稱
∴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)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
=275.06N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據根據條件，軸承預計壽命
16×365×10=58400小時
1、計算輸入軸承
（1）已知nⅡ=686r/min
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N
初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型
根據課本得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根據課本得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本取f P=1.5
根據課本式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=750.3N
∵角接觸球軸承ε=3
根據手冊得7206AC型的Cr=23000N
由課本式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h>58400h
∴預期壽命足夠
2、計算輸出軸承
(1)已知nⅢ=114r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
試選7207AC型角接觸球軸承
根據課本得FS=0.063FR,則
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
(2)計算軸向載荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放鬆端
兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根據課本得：e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<e ∴x2=1
y2=0
(4)計算當量動載荷P1、P2
取fP=1.5
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N
(5)計算軸承壽命LH
∵P1=P2 故P=1355 ε=3
根據手冊7207AC型軸承Cr=30500N
根據課本得：ft=1
根據課本式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
=16670/76.4×(1×30500/1355)3
=2488378.6h>58400h
∴此軸承合格
八、鍵聯接的選擇及校核計算
軸徑d1=22mm,L1=50mm
查手冊得，選用C型平鍵，得：
鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N•m h=7mm
根據課本P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR](110Mpa)
2、輸入軸與齒輪聯接採用平鍵聯接
軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N•m
查手冊P51 選A型平鍵
鍵10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
=101.87Mpa<[σp](110Mpa)
3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接
軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手冊選用A型平鍵
鍵16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
據課本得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]
⑥ 求SEW減速機MC系列的選型手冊，最好包含主要配合尺寸和安裝尺寸
:SEW減速電機是在模塊組合體系的基礎上設計的，有極其多的電機組合、安裝位置和結構方案。SEW模塊組合系統允許減速器與下列部件組合：-與恆場同步電動機組合成伺服減速電機；-與危險環境工作型交流鼠籠電動機組合；-與直流電動機組合；-與VARIBLOC®和VARIMOT®變速器組合成無級調速減速電機。SEW同型號各大系列齒輪減速機K系列螺旋傘齒輪減速機：K/KA/KAF/KF：K37/k47/k57/k67/k77/k87/k97/k107/k127/k157/k167/k187F系列斜齒圓柱齒輪減速機：F/FA/FAF/FF：F37/F47/F57/F67/F77/F87/F97/F107/F127/F157,R系列斜齒輪減速機：R/RF：R37/R47/R57/R67/R77/R87/R97/R107/R137/R147/R167,S系列斜齒輪蝸輪減速機：S/SA/SAF/SF：S37/S47/S57/S67/S77/S87/S97
⑦ S系列減速機的型號有哪些
你好，台機減速機的S系列減速機的型號有
S37、S47、S57、S67、S77、S87、S97 || SF37、SF47、SF57、SF67、SF77、SF87、SF97
SA37、SA47、SA57、SA67、SA77、SA87、SA97 || SAF37、SAF47、SAF57、SAF67、SAF77、SAF87、SAF97
SAT37、SAT47、SAT57、SAT67、SAT77、SAT87、SAT97 || SAZ37、SAZ47、SAZ57、SAZ67、SAZ77、SAZ87、SAZ97
SS37、SS47、SS57、SS67、SS77、SS87、SS97|| S37R17、S47R17、S57R17、S67R37、S77R37、S87R57、S97R57
SAS37、SAS47、SAS57、SAS67、SAS77、SAS87、SAS97|| SA37R17、SA47R17、SA57R17、SA67R37、SA77R37、SA87R57、SA97R57
SFS37、SFS47、SFS57、SFS67、SFS77、SFS87、SFS97|| SF37R17、SF47R17、SF57R17、SF67R37、SF77R37、SF87R57、SF97R57
SAFS37、SAFS47、SAFS57、SAFS67、SAFS77、SAFS87、SAFS97 || SAF37R17、SAF47R17、SAF57R17、SAF67R37、SAF77R37、SAF87R57、SAF97R57
SAZS37、SAZS47、SAZS57、SAZS67、SAZS77、SAZS87、SAZS97|| SAZ37R17、SAZ47R17、SAZ57R17、SAZ67R37、SAZ77R37、SAZ87R57、SAZ97R57
涉及錢財莫大意，電話確認才放心，謹防詐騙！