V带直齿圆柱齿轮减速器.docx
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V带直齿圆柱齿轮减速器
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目：
V带——直齿圆柱齿轮减速器
学院：
机电工程学院
专业：
机电一体化科技
班级：
11机电1
姓名：
指导老师：
来庆忠
目录
一、传动方案拟定…………….………………………………3
二、电动机的选择…………………………………………….4
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….…….6
四、传动装置的运动和动力设计……………………………。
.7
五、普通V带的设计………………………………………….10
六、齿轮传动的计…………………………………。
………..15
七、传动轴的计………………………….………………。
…..18
八、箱体的计………..…………………….………………….27
九、键连接的计………………………………………………29
十、滚动轴承的计……………………………………………31
十一、润滑和密封的计………………………………………32
十二、联轴器的计……………………………………………33
十三、设计结……………………………………………….....33
设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。
运输机连续工作，单向运转载荷变化不大，空载启动。
减速器小批量生产，使用期限5年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为97%，运输带允许速度误差为5%。
原始数据
题号
2
运输带拉力F
（KN）
2.2
运输带速度V
（m/s）
1.8
卷筒直径D
（mm）
450
设计人员
（对应学号）
3 13 23 3343
设计任务要求：
1.减速器装配图纸一张
2.轴、齿轮零件图纸各一张
3.设计说明书一分
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
１、工作条件：
使用年限５年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。
２、原始数据：
滚筒圆周力F=2200N；
带速V=1.8m/s；
滚筒直径D=450mm；
方案拟定：
采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。
1.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器
4.连轴器5.滚筒6.运输带
二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式
（1）：
Ｐd＝ＰＷ／ηa （kw）
由式
（2）：
ＰＷ＝2000×1.8／1000（KW）
因此 Pd=3.96（KW）
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×η２３×η３×η４×η5
式中：
η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９７
则：
η总=0.96×0.98３×0.97×0.99×0.96
=0.83
所以：
电机所需的工作功率：
Pd =FV/1000η总
=（2200×1.8）/（1000×0.83）
=4.77（kw）
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×1000·V/（π·D）
=（60×1000×1.8）/（450×π）
=76.43r/min
根据手册Ｐ７表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Ｉ’=4
取Ｖ带传动比Ｉ１’=3。
则总传动比理论范围为：
Ｉa’＝12
故电动机转速的可选范为
N’d=I’a×n卷筒
=12×76.43=917.16r/min
则符合这一范围的同步转速有：
750、1000和1500r/min
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：
（如下表）
方
案
电动
机型
号
额定功率
电动机转速
（r/min）
电动机重量
N
参
考
价
格
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速
器
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
650
1200
18.6
3.5
5.32
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
800
1500
12.42
2.8
4.44
3
Y160M2-8
5.5
750
720
1240
2100
9.31
2.5
3.72
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格
和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：
电动机主要外形和安装尺寸：
中心高H
外形尺寸
L×（AC/2+AD）×HD
底角安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
D×E
装键部位尺寸F×GD
132
520×345×315
216×178
12
28×80
10×41
三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
ia=nm/n=nm/n卷筒
=960/76.43
=12.56
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0×i（式中i0、i分别为带传动
和减速器的传动比）
2、分配各级传动装置传动比：
根据指导书P7表1，取i0=2.8（普通V带i=2～4）
因为：
ia＝i0×i
所以：
i＝ia／i0
＝12.56/2.8
＝4.49
四、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及
i0,i1，......为相邻两轴间的传动比
η01，η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）
TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩（r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
1、运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转数：
Ⅰ轴：
nⅠ=nm/i0
=960/2.8=342.86（r/min）
Ⅱ轴：
nⅡ=nⅠ/i1
=324.86/4.49=76.36r/min
卷筒轴：
nⅢ=nⅡ
（2）计算各轴的功率：
Ⅰ轴：
PⅠ=Pd×η01=Pd×η1
=4.77×0.96=4.58（KW）
Ⅱ轴：
PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3
=4.58×0.98×0.97
=4.11（KW）
卷筒轴：
PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4
=4.11×0.98×0.99=4.35（KW）
计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm=9550×4.77/960
=47.45N·m
Ⅰ轴：
TⅠ=Td·i0·η01=Td·i0·η1
=47.45×2.8×0.96=127.55N·m
Ⅱ轴：
TⅡ=TⅠ·i1·η12=TⅠ·i1·η2·η4
=127.55×4.49×0.98×0.97=544.39N·m
卷筒轴输入轴转矩：
TⅢ=TⅡ·η2·η4
=544.39×0.98×0.97=517.5N·m
计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：
P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=4.58×0.98=4.49KW
P’Ⅱ=PⅡ×η轴承=4.49×0.98=4.4KW
计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
则：
T’Ⅰ=TⅠ×η轴承
=127.55×0.98=125N·m
T’Ⅱ=TⅡ×η轴承
=544.39×0.98=533.50N·m
由指导书的表1得到：
η1=0.96
η2=0.98
η3=0.97
η4=0.99
i0为带传动传动比
i1为减速器传动比
滚动轴承的效率
η为0.98~0.995在本设计中取0.98
综合以上数据，得表如下：
轴名
效率P（KW）
转矩T（N·m）
转速n
r/min
传动比i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电动机轴
4.5
44.77
960
2.8
0.96
Ⅰ轴
4.58
4.49
127.55
125
342.86
4.49
0.95
Ⅱ轴
4.35
4.4
544.39
533.50
76.36
1.00
0.97
卷筒轴
4.13
3.99
517.5
492.84
76.35
五.V带的设计
（1）选择普通V带型号
由PC=KA·P=1.1×5.5=6.05（KW）
根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交界线处，故A、B型两方案待定：
方案1：
取A型V带
确定带轮的基准直径，并验算带速：
则取小带轮d1=126mm
d2=n1·d1·（1-ε）/n2=i·d1·（1-ε）
=2.8×126×（1-0.02）=345.74mm
由表9-2取d2=274mm（虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许）
带速验算：
V=n1·d1·π/（1000×60）
由课本P134表9-5查得KA=1.1
由课本P132表9-2得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm~125mm
=960×126·π/（1000×60）
=6.33m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（126+345.74）≤90≤2×（126+345.74）
330.218≤90≤943.48
初定中心距a0=600，则带长为
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/（4·a0）
=2×600+π·（126+345.74）/2+（345.74-126）×2/（4×600）
=1940.68mm
由表9-3选用Ld=1800mm的实际中心距
a=a0+（Ld-L0）/2=500+（1800-1940.68）/2=529.66mm
验算小带轮上的包角α1
α1=180-（d2-d1）×57.3/a
=180-（345.74-126）×57.3/429.66=150.73>120合适
确定带的根数
Z=PC/（（P0+△P0）·KL·Kα）
=6.05/（（0.95+0.11）×0.96×0.95）
=6.26
故要取7根A型V带
计算轴上的压力
由书9-18的初拉力公式有
F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z·c+q·v2
=500×6.05×（2.5/0.95-1）/（7×5.02）+0.17×5.02×2
=144.74N
由课本9-19得作用在轴上的压力
FQ=2·z·F0·sin（α/2）
=2×7×144.74×sin（150.26/2）=807.38N
方案二：
取B型V带
确定带轮的基准直径，并验算带速：
则取小带轮d1=140mm
d2=n1·d1·（1-ε）/n2=i·d1·（1-ε）
=2.8×140×（1-0.02）=384.16mm
由表9-2取d2=384mm（虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许）
带速验算：
V=n1·d1·π/（1000×60）
=960×140·π/（1000×60）
=7.03m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（140+384）≤a0≤2×（140+384）
366.8≤a0≤1048
初定中心距a0=700，则带长为
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/（4·a0）
=2×700+π·（140+384）/2+（384-140）2/（4×700）
=2244.2mm
由表9-3选用Ld=2244mm的实际中心距
a=a0+（Ld-L0）/2=700+（2244-2244.2）/2=697.9mm
验算小带轮上的包角α1
α1=180-（d2-d1）×57.3/a
=180-（384-140）×57.3/697.9=160.0>120合适
确定带的根数
Z=PC/（（P0+△P0）·KL·Kα）
=6.05/（（2.08+0.30）×1.00×0.95）
=2.68
故取3根B型V带
计算轴上的压力
由书9-18的初拉力公式有
F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z·c+q·v2
=500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×7.03）+0.17×7.032
=242.42N
由课本9-19得作用在轴上的压力
FQ=2·z·F0·sin（α/2）
=2×3×242.42×sin（160.0/2）
=1432.42N
综合各项数据比较得出方案二更适合
由机械设计书
表9-4查得
P0=0.95
由表9-6查得
△P0=0.11
由表9-7查得
Kα=0.95
由表9-3查得KL=0.96
由课本表9-2得，推荐的B型小带轮基准直径125mm~280mm
由机械设计书
表9-4查得
P0=2.08
由表9-6查得
△P0=0.30
由表9-7查得
Kα=0.95
由表9-3查得KL=1.00
六、齿轮传动的设计：
（1）、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级
（2）、初选主要参数
Z1=20，u=4.5
Z2=Z1·u=20×4.5=90
取ψa=0.3，则ψd=0.5·（i+1）·=0.675
（3）按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1≥
确定各参数值
1载荷系数查课本表6-6取K=1.2
2小齿轮名义转矩
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.5/342.86
=16.42N·mm
3材料弹性影响系数
由课本表6-7ZE=189.8
4区域系数ZH=2.5
5重合度系数
εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）
=1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69
Zε=
6许用应力查课本图6-21（a）
查表6-8按一般可靠要求取SH=1
则
取两式计算中的较小值，即［σH］=560Mpa
于是d1
=52.82mm
（4）确定模数
m=d1/Z1≥52.82/20=2.641
取标准模数值m=3
（5）按齿根弯曲疲劳强度校核计算
校核
式中1小轮分度圆直径d1=m·Z=3×20=60mm
2齿轮啮合宽度b=Ψd·d1=1.0×60=60mm
3复合齿轮系数YFS1=4.38YFS2=3.95
4重合度系数Yε=0.25+0.75/εt
=0.25+0.75/1.69=0.6938
5许用应力查图6-22（a）
σFlim1=245MPaσFlim2=220Mpa
查表6-8，取SF=1.25
则
6计算大小齿轮的并进行比较
<
取较大值代入公式进行计算则有
=71.86<［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
（6）几何尺寸计算
d1=m·Z=3×20=60mm
d2=m·Z1=3×90=270mm
a=m·（Z1+Z2）=3×（20+90）/2=165mm
b=60mmb2=60
取小齿轮宽度b1=65mm
（7）验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度v=π·d1·n1/（60×1000）
=3.14×60×342.86/（60×1000）
=1.08m/s
对照表6-5可知选择8级精度合适。
七、轴的设计
1，齿轮轴的设计
（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）
1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒
6—密封盖7—轴端挡圈8—轴承端盖9—带轮10—键
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=4.58KW
转速为nⅠ=342.86r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115
（3）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=Φ30mm，又带轮的宽度B=（Z-1）·e+2·f
=（3-1）×18+2×8=52mm
则第一段长度L1=60mm
2右起第二段直径取D2=Φ38mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承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d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm
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=Φ48mm，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Φ66mm，分度圆直径为Φ60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=Φ66mm，长度为L5=65mm
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=Φ48mm
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=Φ40mm，长度L7=18mm
（4）求齿轮上作用力的大小、方向
1小齿轮分度圆直径：
d1=60mm
2作用在齿轮上的转矩为：
T1=16.24N·mm
3求圆周力：
Ft
Ft=2T2/d2=2×1.18×105/60=19.47N
4求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=19.47×tan200=34.90N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft/2=983.33N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’=Fr×62/124=17.45N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=PA×62=60.97Nm
垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=RA’×62=19.47Nm
合成弯矩：
（7）画转矩图：
T=Ft×d1/2=19.47×60/2=584.1Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
（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MeC2=73.14Nm,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa则：
σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·D43）
=73.14×1000/（0.1×443）=1651.01Nm<［σ-1］
2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe=MD/W=MD/（0.1·D13）
=35.4×1000/（0.1×303）=1168.32Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的。
受力图如下：
PⅠ的值为前面第10页中给出
在前面带轮的计算中已经得到Z=3
其余的数据手册得到
D1=Φ30mm
L1=60mm
D2=Φ38mm
L2=70mm
D3=Φ40mm
L3=20mm
D4=Φ48mm
L4=10mm
D5=Φ66mm
L5=65mm
D6=Φ48mm
L6=10mm
D7=Φ40mm
L7=18mm
Ft=1966.66Nm
Fr=628.20Nm
RA=RB
=983.33Nm
RA’=RB’
=314.1N
MC=60.97Nm
MC1’=MC2’
=19.47Nm
MC1=MC2
=64.0Nm
T=59.0Nm
α=0.6
MeC2=73.14Nm
［σ-1］=60Mpa
MD=35.4Nm
输出轴的设计计算
（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）
1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮4—套筒6—密封盖
7—键8—轴承端盖9—轴端挡圈10—半联轴器
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅡ=4.35KW
转速为nⅡ=76.36r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115
d≥
（3）确定轴各段直径和长度
1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ45mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm，查标准GB/T5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm
2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm
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6211型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=36
4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm
5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm,长度取L5=10mm
6右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=21mm
（4）求齿轮上作用力的大小、方向
1大齿轮分度圆直径：
d1=270mm
2作用在齿轮上的转矩为：
T1=5.08×105N·mm
3求圆周力：
Ft
Ft=2T2/d2=2×5.08×105/270=5.15N
4求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=3762.96×tan200=5.15×tan200=9.23
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft/2=5.15/2=2.58N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’=Fr×62/124=9.23×62/124=4.62N
（6）画弯矩图
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