《〔大学论文〕V带--单级圆柱减速器说明书（含word文档） .pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《〔大学论文〕V带--单级圆柱减速器说明书（含word文档） .pdf（18页珍藏版）》请在三一文库上搜索。
1、机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书 一一、传动方案拟定传动方案拟定 .2 .2 .2 .2 二、原始数据二、原始数据. . . . . . .2222 三、确定电动机的型号三、确定电动机的型号. . . . . . . .2 .2 .2 .2 四、确定传动装置得总传动比及分配四、确定传动装置得总传动比及分配 .3 .3 .3 .3 五、传动零件设计计算五、传动零件设计计算. . . . . . . .4 .4 .4 .4 1 1 1 1、V V V V 带带. . . . . . . .4 4 4 4 2 2 2 2、 齿轮齿轮. . . .6 6 6 6 3 3 3 3、
2、减速箱箱体减速箱箱体. . . . 11111111 4 4 4 4、 轴及滚动轴承设计计算轴及滚动轴承设计计算 12121212 六六、键联接得选择和强度校核键联接得选择和强度校核. . . . . . . .16.16.16.16 七七、滚动轴承设计滚动轴承设计选择和计算选择和计算. . . . . . . . .17.17.17.17 八八、 减速器减速器密封和润滑的设计密封和润滑的设计. . . . . . . . 18181818 九九、联轴器的设计计算联轴器的设计计算. . . . . . . 18181818 设计题目：设计题目：V V V V 带带单级圆柱减速器单级圆柱减速器
3、设计者：设计者：xxxxxxxxxxxx 学学号：号：200xxxxxx106200xxxxxx106200xxxxxx106200xxxxxx106 指导教师：指导教师：xxxxxxxxxxxx 2010201020102010 年年 7 7 7 7 月月 12121212 日日 带式运输机一级齿轮减速器设计带式运输机一级齿轮减速器设计 一、带式运输机传动图如下：一、带式运输机传动图如下： 二、原始数据二、原始数据 1输送带工作拉力：F=2300N ； 2输送带工作速度：V=1.5m/s ； 3滚筒直径：D=450mm ； 4滚筒效率：0.96=（不包含轴承） ； 5采用斜齿圆柱齿轮传动；
4、6允许输送带速度误差为5%； 7工作情况：两班制，连续单向运转，载荷性质为轻微冲击； 8使用折旧期 10 年； 9动力来源：电力，三相交流，电压 380V； 10制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 三、确定电动机的型号三、确定电动机的型号 (1) 选择电动机类型： 选用 Y 系列三相异步电动机 (2) 选择电动机功率 运输机主轴上所需要的功率： P=FV/1000=23001.5/1000=3.45KW 传动装置的总效率： 2 123456 = 1 ， 2 ， 3 ， 4 ， 5 ， 6 分别是：V 带传动，齿轮传动（闭式，精度等级 为 7） ，滚动轴承（圆锥滚子轴承一对） ，联
5、轴器（弹性联轴器） ，滚筒轴承效率， 运输带的效率。查课程设计表 2-3， 取： 123456 0.96,0.99,0.98,0.99,0.99,0.96= 所以： 2 0.96 0.99 0.980.99 0.99 0.960.8588= 电动机所需功率：Pd=KPw/=13.45/0.8588=4.017kW式中，取载荷系数 K1 电动机的额定功率4 ed Pkw= （3）选择电动机的转速 滚筒的转速： n筒=601000V/D=6010001.50/450r/min=63.7r/min 电动机的合理同步转速：取 V 带传动比范围(表 2-2) 1 i24；单级齿轮减速 器传动比 2 i3
6、6.则总传动比合理时范围为=624。故电动机转速的可选范围为 n=（624）63.7r/min=382.21528.7r/min 符合这一范围的同步转速有 1000 和 1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传动比 方案：如指导书 P15 页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和 带传动、减速器的传动比，选 n=1500r/min 确定电动机型号： 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y132S-4。 查表 16-1 得电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合） 电动机型号额 定 功 率 (kW) 同
7、 步 转 速 (r/min) 满载转速 nm (r/min) 堵载转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y132S-44150014402.22.3 四、确定传动装置总传动比及分配四、确定传动装置总传动比及分配 传动装置总传动比 ： i =nm/n=1440/63.7=22.61 分配各级传动比 初取齿轮i =3.9 带 i =i i 总齿带 i =i /i =22.61/3.9=5.9 总齿带 （1）计算各轴的输入功率 电动机轴： P=Pd=4kW 轴（减速器高速轴 I P =P=4 0.96=3.84KW 带 轴（减速器低速轴） III P = P=3.84 0.99 0.98=3.73KW
8、 轴承齿轮 （2） 计算各轴得转速 电动机轴nI=nm=1440 r/min 轴 III n =ni =14403.9=369.23r/min 带 轴 IIIII n =n /i=369.23/5.9=63.51r/min 齿轮 （3）计算各轴得转矩 电动机轴 4 9550955026.53 1440 d d m P TNm n = 轴 1 1 1 3.84 9550955099.38 369 P TNm n = 轴 2 2 2 3.73 95509550565.42 63 P TNm n = 上述数据制表如下： 参数 轴名 输入功率 （kW） 转速 （ /minr） 输入转矩 （Nm） 传动
9、 比 i 效 率 电动机轴4144026.533.90.96 轴（减速器高速 轴） 3.8436999.38 5.90.99 轴（减速器低速 轴） 3.7363565.42 五、传动零件得设计计算五、传动零件得设计计算 1. 普通 V 带传动得设计计算 确定计算功率 C P 则：1.2 44.8 CaAd PK PkW=，式中工作情况系数取 A K1.2 根据计算功率 C P与小带轮的转速 1 n，查机械设计基础图 10-10，选 择 A 型 V 带。 确定带轮的基准直径 12 , dd dd 取小带轮直径 1 100 d dmm=，大带轮的直径 211 3.9 100390 dd di dm
10、m= 根据国标：GB/T 13575.1-1992取大带轮的直径 2 400 d dmm= 验证带速 1 1 3.14 100 1440 7.536/ 60 100060 1000 d d n vm s = ,在5/ 25/m sm s 之间。故带的速度合适。 确定 V 带的基准直径和传动中心距 0 a 初选传动中心距范围为：()() 12012 1 2 2 dddd ddadd+，取 0 400amm= V 带的基准长度： () ()() 0 22 21 012 0 400 100 22 4005001641.25 2424 400 dd ddd dd Laddmm a =+=+= 查机械设
11、计基础表 10-2，选取带的基准直径长度 1600 d Lmm= 实际中心距： 0 0 41.25 500479.375 22 dd LL aamm =+= 验算主动轮的最小包角 21 1 18057.3144.190 dd dd a = 故主动轮上的包角合适。 计算 V 带的根数 z () 00 Ca L P z PP K K = + 由 1 1440 /minnr=， 1 100 d dmm=， 查 机械设计基础 表 10-5， 得 0 1.32P=， 由3.9i=， 查表 10-6， 得 0 0.17P= ， 查表 10-7，得0.88K=，查表 10-2，得0.99 L K= () 4
12、.8 3.7 1.320.170.88 0.99 z= + ， 取4z=根。 计算 V 带的合适初拉力 0 F 2 0 5002.5 1 Ca P Fqv zvK =+ 查机械设计基础表 10-1，取0.1/qkg m= 得 2 0 500 4.82.5 10.1 7.54152.18 4 7.540.88 FN =+ 计算作用在轴上的载荷 1 0 144.1 2sin2 4 152.18 sin1158.18 22 p FzFN = = 带轮的结构设计 （单位）mm 带轮 尺寸 小带轮大带轮 槽型AA 基准宽度 d b 1111 基准线上槽深 mina h 2.752.75 基准线下槽深 m
13、inf h 8.78.7 槽间距e15 0.315 0.3 槽边距 min f 99 轮缘厚 min 66 外径 a d 1 2105.5 ada ddh=+= 2 2405.5 ada ddh=+= 内径 s d 3030 带轮宽度 3 B 3 2363Bfe=+= 3 2363Bfe=+= 带轮结构实心式轮辐式 V 带轮采用铸铁 HT150 或 HT200 制造，其允许的最大圆周速度为 25m/s. 2.齿轮传动设计计算 （1）择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合） 选择齿轮材料；小齿轮材料都取为 45 号钢，调质， 1 230HBS=（考虑到 齿轮使用寿命较长 (
14、GB699-1988)； 大齿轮材料取为： ZG310-570,调质， 2 240HBS= 选取齿轮为 7 级的精度（GB 100951998） 初选螺旋角14= o 选小齿轮的齿数 1 17z=；大齿轮的齿数 2 17 5.9101z= （2）按齿面接触疲劳强度设计 2 t1 3 1t 2 u1 d u k THE H d z z 1 选初选载荷系数 Kt=1.6 2 计算小齿轮传递的转矩 5 5 4 1 1 1 95.5 95.53.84 9.938N 369 10 10 10 mm p T n = 3 选取齿宽系数 d=1 4 有表 106 查得材料的弹性影响系数 1 2 E=189.8
15、MpaZ ，由图 1030 选取区 域系数 H=2.433Z 。 5 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600 MPa ：大齿轮的接触 疲劳强度极限 Hlim=550 MPa 6 计算应力循环次数 9 1h1=60 j=60 369 12 8 300 10)=1.06272 N10n L （ 8 1 2 1.801 5.9 N10 N = 7 接触疲劳寿命系数 12 0.90;0.95 HNHNKK = 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1.则 11 1 540 HNLim MPa H S K = 22 2 522.5 HNLim MPa H S K
16、 = 12 531.25 2 H HH MPa + = 9 计算小齿轮分度圆直径 查表的 12 0.78,0.87 = 12 1.65 =+= 2 tt 3 1t 2 u1 d u k The h d z z =55.43mm 10 计算圆周速度 1 1 3.14 55.43 369 1.1/ 60 100060 1000 d d n vm s = 11 计算齿宽 b 及模数 ntm 1 1 55.4355.43 t bdmm d = = 1 1 cos55.43 cos 3.16 17 14t nt mmmm d m Z = 2.552.55 3.167.11 nt hmmmm m = 55
17、.43 7.80 7.11 b h= 12 计算重合度 b 1 0.318tan0.318 1 17tan141.348 b dz = = 13 计算载荷系数 k 已知使用系数1 AK = ， 根据 v=1.1m/s， 7 级精度， 查得动载系数 VK =1.07； HK =1.42， FK =1.32，1.2 HFKK =。 1 1.07 1.42 1.21.82 AVHF K K K K K = = 14 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3 3 11 1.82 55.4358.28 1.6 t T K mmmm dd K = 15 计算模数 nm 1 1 cos 58.28 cos1
18、4 3.33 17 n mmmm d m z = （3）按齿根弯曲强度设计 2 1 3 2 1 2 FaSa n F d KCOS T YY Y m Z 1 确定公式内的各计算数值 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500 FE MPa =； 大齿轮的弯曲疲劳强 度极限 2 380 FE MPa =；弯曲疲劳寿命系数 12 0.81,0.88 FNFNKK = 2 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4， 11 1 0.81 500 289.29 1.4 FNFE MPaMPa F S K = 22 2 0.88 380 238.86 1.4 FNFE F MPaMPa S K
19、= 3 计算载荷系数 1 1.07 1.2 1.321.69 AVHF Y K K K K K = = 4 根据纵向重合度 b =1.348，查得螺旋角影响系数0.88 Y = 5 计算当量齿数 12 333312 18101 18.61,110.56 coscos 14coscos 14 VV ZZ ZZ = 6 查取齿形系数 12 2.872,2.182 FaFaYY = 7 查取应力校正系数 12 1.536,1.792 SaSaYY = 8 计算大、小齿轮的 FaSa F Y Y 并加以比较 11 1 2.872 1.536 0.01525 289.29 FaSa F Y Y = 22
20、 2 2.182 1.792 0.01637 238.86 FaSa F Y Y = 大齿轮的数值大 9 设计计算： 42 3 2 2 1.69 9.938 100.88 (cos14 ) 0.016372.13 1 171.65 nm = 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于齿根弯 曲疲劳强度计算的法面模数，取 nm =2.5，以满足弯曲强度。但为了同时满足接 触疲劳强度， 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 1d =58.28 来计算应有的齿数。 于是由 1 1 cos 58.28 cos14 22.62 2.5 n d Z m = 取 1 =23 Z，则 21 5.
21、9 23135.7Zi Z=齿，取 2 =136 Z （4）几何尺寸计算 1 计算中心距 12n ()m(23 136) 2.5 =mm=204.83mm 2cos2cos14 ZZ a + = 圆整后后中心距为 205mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 () 12n z +zm23+1362.5 =arccos=arccos=14 1048“ 2a2 205 （） 因改变不多，故参数 、k、 H Z 等不必修正。 3 计算大、小齿轮的分度圆直径 1n 1 z m23 2.5 d =mm=59.3mm coscos14 1048“ 2n 2 z m136 2.5 d =mm=350.9mm
22、coscos14 1048“ 4 计算齿轮宽度 d1 b=d =59.3mm 圆整后取 21 B =60mmB =65mm， 齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图) 名称代 号 计算公式结果 小齿轮大齿轮 中心距 a () 12 2cos n zzm a + = 205mm 传动比i 1 2 z i z = 5.9 法面模数 n m 设计和校核得出2.5 端面模数 t m cos n t m m = 2.58 法面压力角 n 略 20o 螺旋角 一般为8 20 oo 14 1048“ 全齿高h af hhh=+ 4.5mm 齿数Z略23136 分度圆直径d查表 7-659.3mm350
23、.9mm 齿顶圆直径 a d 略63.3mm354.9mm 齿根圆直径df查表 7-654.3mm345.9mm 齿轮宽b查表 7-665mm60mm 螺旋角方向查表 7-6左旋右旋 3、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计： 查机械设计课程设计手册表 11-1 及结果列于下表： 名称符号尺寸大小结果(mm) 机座壁厚一级0.02518a+ 二级0.02538a+ 8 机盖壁厚1一级 0.0218a+ 二级 0.0238a+ 8 机座凸圆厚度b1.512 机盖凸圆厚度1b11.512 机座底凸圆厚度2b2.520 地脚螺钉直径 fd0.036a+1220 地脚螺钉数目n 2504 250 5006
24、 500 an an an = = = 时， 时， 时，8 4 轴承旁联接螺栓直径1d0.75fd15 机盖与机座联接螺栓 直径 2d (0.5 0.6)fd 10 联接螺栓2d的间距l150200150 轴承端盖螺钉直径3d (0.4 0.5)fd 10 窥视孔盖螺钉直径4d (0.3 0.4)fd 8 定位销直径d 2(0.7 0.8)d 8 f12ddd、 、至外箱壁 距离 1C略 f2dd、至凸缘边缘距 离 2C略 轴承旁凸台半径1R2C 凸台高度h略 外箱壁至轴承座端面 距离 1l 12(5 10)CC+ 铸造过度尺寸 xy、 略 大齿轮顶圆与内箱壁 间距 11.210 齿轮端面与内
25、箱壁距 离 210 箱盖、箱座肋厚 1m m、 110.85 ;0.85mm 6.8,6.8 轴承端盖外径2D 3 ( 5 5.5 D d+ 轴承外径） （） 轴承旁联接螺栓距离 s 2sD一般取 4、轴的设计计算 1 1 1 1、输入轴的设计、输入轴的设计 求作用在齿轮上的力： P3.84 T =9550000955000099382 n369 NmmNmm = 因已知小齿轮的分度圆直径为：1d =59.3mm 而t 1 2T2 99382 F=3352 d59.3 NN = rt tantan20 F=F33521258 coscos14 1048“ n NN = atF =Ftan =3
26、352 tan14 1048“N=847N (1)按扭转强度估算轴的最小直径 选用 45 号钢调质，硬度 217255HBS 轴的输入功率为3.84 I PKW=，转速 为369 I N=r/min 取 A=112，于是得： 3 3 0 3.84 d11224.5 369 I I P Ammmm N = (2)确定轴各段直径和长度 1 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加 5%， 取 D1=30mm， 又带轮的宽度(1)2(4 1) 152 963BZefmm=+=+ =。 则第一段长度取 1 65L= 2 右起第二段直径取 D2=38mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承
27、添加润 滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm， 则取第二段的长度 L2=70mm 3 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力， 而轴向力为零，选用 6208 型轴承，其尺寸为 dDB=408018，那么该段 的直径为 D3=40mm，长度为 L3=18mm 4 右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外 径，取 D4=48mm，长度取 L4= 10mm 5 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为63.3mm， 分 度圆直径为59.3mm，齿轮的宽度为 65mm，则，此段的直径为 D5=44mm， 长度为
28、L5=63mm 6 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外 径，取 D6=48mm 长度取 L6= 10mm 7 右起第七段， 该段为滚动轴承安装出处， 取轴径为 D7=40mm， 长度 L7=18mm （3）求齿轮上作用力的大小、方向 1 小齿轮分度圆直径：d1=59.3mm 2 作用在齿轮上的转矩为：T1 =99382Nmm 3 求圆周力：Ft t 1 2T2 99382 F=3352 d59.3 NN = 4 求径向力 Fr rt tantan20 F=F33521258 coscos14 1048“ n NN = （4）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承
29、和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水 平面的支反力：/23352/21676ABtRRFNN= 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么/21258/2629ABrRRFNN= （5）画弯矩图 第四段剖面 C 处的弯矩： 面的弯矩：621676 62/1000103.912cAMRNmNm= 面的弯矩：12 62629 62/100038.998ccAMMRNmNm= 弯矩： 2222 121 ()103.91238.998110.99 CCCC MMMMNm=+=+= （7）画转矩图： T= Ftd1/2=99.39Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，
30、=0.6 可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩： 2222 22 ()110.99(99.39 0.6)126 eCC MMTNm=+=+= （9）判断危险截面并验算强度 1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以 剖面 C 为危险截面。 已知 2 126 eC MNm=由设计基础表 13-1 有: -1=60Mpa则： 22 3 4 3 /(0.1) 126 1000/(0.1 48 )11.391 eeCeCMWMD MPa = = （） 预期寿命足够 此轴承合格 2.输出轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力
31、作用，所以 P=Fr=813.66N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值,球轴承=3 1 1 d 3 66 f601.2 813.6660 63 C=(57600)5874 10110 t pn N f = （3）选择轴承型号 查设计基础表 11-5，选择 6211 轴承Cr=43.2KN 由设计基础式 11-3 有 66 3 10101 5874 ()57601N5744N 6060 631.2 813.66 t h d f C L nf P = （） 预期寿命足够 此轴承合格 八、密封和润滑的设计八、密封和润滑的设计 1密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。
32、毛毡密封 是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙， 达到密封的目的。 毛毡具有天然弹性， 呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行 刮下反复自行润滑。 2润滑 （1）对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度 v 12m/s,采用浸油润滑，因 此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉 渣，齿顶到油池底面的距离 H 不应小于 3050mm。对于单级减速器，浸油深度 为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递 1KW 需油量 V0=0.350.7m3。 （2）对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选 用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分 开的一层薄膜。 九、联轴器的设计九、联轴器的设计 （1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用 弹性柱销联轴器。 （2）载荷计算 计算转矩 TC=KAT=1.3565.42=735.05Nm，其中 KA 为工况系数， 由设计基础表 14-1 得 KA=1.3 （3）型号选择 根据 TC，轴径 d，轴的转速 n， 查标准 GB/T 50142003，选用 LX2 型弹性柱 销联，其额定转矩T=1250Nm, 许用转速n=6300r/min ,故符合要求。