V带单直齿FVDX.docx
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V带单直齿FVDX
机械设计课程设计计算说明书
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.设计V带和带轮
6.齿轮的设计
7.滚动轴承和传动轴的设计
8.键联接设计
9.箱体结构设计
10.润滑密封设计
11.联轴器设计
第二部分传动装置总体设计方案
1.组成：
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点：
齿轮相对于轴承对称分布。
3.确定传动方案：
考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：
图一:
传动装置总体设计图
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器。
计算传动装置的总效率ηa:
ηa=η1η22η3η4η5=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.87
η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。
第三部分电动机的选择
1电动机的选择
皮带速度v:
v=1.7m/s
工作机的功率pw:
pw=
4.42KW
电动机所需工作功率为:
pd=
5.08KW
执行机构的曲柄转速为:
n=
72.2r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~24，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（6×24）×72.2=433.2~1732.8r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。
2确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比：
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=960/72.2=13.3
（2）分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3，则减速器传动比为:
i=ia/i0=13.3/3=4.4
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速:
nI=nm/i0=960/3=320r/min
nII=nI/i=320/4.4=72.7r/min
nIII=nII=72.7r/min
（2）各轴输入功率:
PI=Pd×η1=5.08×0.96=4.88KW
PII=PI×η2⋅η3=4.88×0.99×0.97=4.69KW
PIII=PII×η2⋅η4=4.69×0.99×0.99=4.6KW
则各轴的输出功率：
PI'=PI×0.99=4.83KW
PII'=PII×0.99=4.64KW
PIII'=PIII×0.99=4.55KW
（3）各轴输入转矩:
TI=Td×i0×η1
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
50.5Nm
所以：
TI=Td×i0×η1=50.5×3×0.96=145.4Nm
TII=TI×i×η2⋅η3=145.4×4.4×0.99×0.97=614.4Nm
TIII=TII×η2⋅η4=614.4×0.99×0.99=602.2Nm
输出转矩为：
TI'=TI×0.99=143.9Nm
TII'=TII×0.99=608.3Nm
TIII'=TIII×0.99=596.2Nm
第五部分V带的设计
1选择普通V带型号
计算功率Pc:
Pc=KAPd=1.1×5.08=5.59KW
根据手册查得知其交点在B型交界线范围内，故选用B型V带。
2确定带轮的基准直径，并验算带速
取小带轮直径为d1=140mm,则：
d2=n1×d1×（1-ε）/n2=i0×d1×（1-ε）
=3×140×（1-0.02）=411.6mm
由手册选取d2=400mm。
带速验算：
V=nm×d1×π/（60×1000）
=960×140×π/（60×1000）=7.03m/s
介于5~25m/s范围内，故合适。
3确定带长和中心距a
0.7×（d1+d2）≤a0≤2×（d1+d2）
0.7×（140+400）≤a0≤2×（140+400）
378≤a0≤1080
初定中心距a0=729mm，则带长为:
L0=2a0+π×（d1+d2）/2+（d2-d1）2/（4×a0）
=2×729+π×（140+400）/2+（400-140）2/（4×729）=2329mm
由表9-3选用Ld=2240mm，确定实际中心距为：
a=a0+（Ld-L0）/2=729+（2240-2329）/2=684.5mm
4验算小带轮上的包角α1:
α1=1800-（d2-d1）×57.30/a
=1800-（400-140）×57.30/684.5
=158.20>1200
5确定带的根数：
Z=Pc/（（P0+∆P0）×KL×Kα）
=5.59/（（2.11+0.31）⋅1⋅0.94）=2.46
故要取Z=3根B型V带。
6计算轴上的压力：
由初拉力公式有：
F0=500×Pc×（2.5/Kα-1）/（Z×V）+q×V2
=500×5.59×（2.5/0.94-1）/（3×7.03）+0.10×7.032=224.9N
作用在轴上的压力：
FQ=2×Z×F0×sin（α1/2）
=2×3×224.9×sin（158.2/2）=1324.9N
第六部分齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1齿轮材料、热处理及精度：
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用一级圆柱直齿轮减速器。
材料：
小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：
250HBS。
大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：
200HBS。
取小齿齿数：
Z1=23，则：
Z2=i12×Z1=4.4×23=101.2取：
Z2=101
2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：
确定各参数的值:
1）试选Kt=1.2
2）T1=145.4Nm
3）选取齿宽系数ψd=1
4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.5
6）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=610MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=560MPa。
7）计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：
N1=60nkth=60×320×1×5×300×2×8=4.61×108
大齿轮应力循环次数：
N2=60nkth=N1/u=4.61×108/4.4=1.05×108
8）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.9,KHN2=0.92
9）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=0.9×610=549MPa
[σH]2=
=0.92×560=515.2MPa
许用接触应力:
[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（549+515.2）/2=532.1MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
=
=69.8mm
4修正计算结果：
1）确定模数：
mn=
=
=3.03mm
取为标准值:
3mm。
2）中心距：
a=
=
=186mm
3）计算齿轮参数：
d1=Z1mn=23×3=69mm
d2=Z2mn=101×3=303mm
b=φd×d1=69mm
b圆整为整数为：
b=69mm。
4）计算圆周速度v:
v=
=
=1.16m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为8级。
5校核齿根弯曲疲劳强度：
（1）确定公式内各计算数值：
1）由表8-3查得齿间载荷分配系数：
KHα=1.1，KFα=1.1；齿轮宽高比为：
=
=
=10.22
求得:
KHβ=1.09+0.26φd2+0.33×10-3b=1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×69=1.37
，由图8-12查得：
KFβ=1.34
2）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.1×1.34=1.62
3）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:
YFa1=2.66YFa2=2.17
应力校正系数:
YSa1=1.59YSa2=1.83
4）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：
σFlim1=245MPaσFlim2=220MPa
5）同例8-2：
小齿轮应力循环次数:
N1=4.61×108
大齿轮应力循环次数:
N2=1.05×108
6）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN1=0.85KFN2=0.89
7）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：
[σF]1=
=
=160.2
[σF]2=
=
=150.6
=
=0.0264
=
=0.02637
小齿轮数值大选用。
（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
=
=2.86mm
2.86≤3所以强度足够。
（3）各齿轮参数如下：
大小齿轮分度圆直径：
d1=69mm
d2=303mm
b=ψd×d1=69mm
b圆整为整数为：
b=69mm
圆整的大小齿轮宽度为：
b1=74mmb2=69mm
中心距：
a=186mm，模数：
m=3mm
第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计
Ⅰ轴的设计
1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P1=4.88KWn1=320r/minT1=145.4Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知小齿轮的分度圆直径为:
d1=69mm
则:
Ft=
=
=4214.5N
Fr=Ft×tanατ=4214.5⋅ταν200=1534N
3初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0=110，得：
dmin=A0×
=110×
=27.3mm
显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:
d12=28mm。
带轮的宽度：
B=（Z-1）×e+2×f=（3-1）×18+2×8=52mm，为保证大带轮定位可靠取：
l12=50mm。
大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:
d23=33mm。
大带轮右端距箱体壁距离为20，取:
l23=35mm。
4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
初选轴承的类型及型号。
为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:
d34=d78=35mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：
6207型深沟球轴承，其尺寸为:
d×D×T=35×72×17mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：
6207。
型轴承的定位轴肩高度：
h=3.5mm，故取：
d45=d67=42mm，取：
l45=l67=5mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。
由于:
d1≤2d56，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:
l56=74mm；则:
l34=T+s+a-l45=17+8+11-5=31mm
l78=T+s+a-l67=17+8+11+2-5=33mm
5轴的受力分析和校核:
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据6207深沟球轴承查手册得T=17mm
带轮中点距左支点距离L1=（52/2+35+17/2）mm=69.5mm
齿宽中点距左支点距离L2=（74/2+31+5-17/2）mm=64.5mm
齿宽中点距右支点距离L3=（74/2+5+33-17/2）mm=66.5mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1=
=
=2139.4N
FNH2=
=
=2075.1N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1=
=
=-1249.1N
FNV2=
=
=1458.2N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH=FNH1L2=2139.4×64.5Nmm=137991Nmm
截面A处的垂直弯矩：
MV0=FQL1=1324.9×69.5Nmm=92081Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1=FNV1L2=-1249.1×64.5Nmm=-80567Nmm
MV2=FNV2L3=1458.2×66.5Nmm=96970Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：
M1=
=159789Nmm
M2=
=168656Nmm
作合成弯矩图（图f）。
4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。
必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。
根据公式（14-4），取α=0.6，则有：
σca=
=
=
MPa
=5.5MPa≤[σ-1]=60MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：
计算W时，忽略单键槽的影响）。
轴的弯扭受力图如下：
II轴的设计
1求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：
P2=4.69KWn2=72.7r/minT2=614.4Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知大齿轮的分度圆直径为:
d2=303mm
则:
Ft=
=
=4055.4N
Fr=Ft×tanατ=4055.4⋅ταν200=1476N
3初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取:
A0=112，得:
dmin=A0×
=112×
=44.9mm
输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:
Tca=KAT2，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取:
KA=1.2，则:
Tca=KAT2=1.2×614.4=737.3Nm
由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:
LT9型，其尺寸为：
内孔直径50mm，轴孔长度84mm，则：
d12=50mm，为保证联轴器定位可靠取：
l12=82mm。
半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：
D=60mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：
d23=55mm。
4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：
初选轴承的类型及型号。
为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：
d34=d67=60mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:
6212型深沟球子轴承，其尺寸为：
d×D×T=60mm×110mm×22mm。
轴承端盖的总宽度为：
20mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：
l=20mm，l23=35mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。
取大齿轮的内径为：
d2=68mm，所以：
d45=68mm，为使齿轮定位可靠取：
l45=67mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：
h≥0.07d=0.07×68=4.76mm，轴肩宽度：
b≥1.4h=1.4×4.76=0mm，所以：
d56=78mm，l56=6mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：
l34=T+s+a+2.5+2=22+8+11+2.5+2=45.5mm
l67=2+T+s+a+2.5-l56=2+22+8+11+2.5-6=39.5mm
5轴的受力分析和校核:
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据6212深沟球轴承查手册得T=22mm
齿宽中点距左支点距离L2=（69/2-2+45.5+67-22/2）mm=134mm
齿宽中点距右支点距离L3=（69/2+6+39.5-22/2）mm=69mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1=
=
=1378.4N
FNH2=
=
=2677N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1=
=
=501.7N
FNV2=
=
=974.3N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH=FNH1L2=1378.4×134Nmm=184706Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV=FNV1L2=501.7×134Nmm=67228Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：
M=
=196560Nmm
作合成弯矩图（图f）。
4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。
必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。
根据公式（14-4），取α=0.6，则有：
σca=
=
=
MPa
=13.3MPa≤[σ-1]=60MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：
计算W时，忽略单键槽的影响）。
轴的弯扭受力图如下：
第八部分键联接的选择及校核计算
1输入轴键计算：
校核大带轮处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：
b×h×l=8mm×7mm×45mm，接触长度:
l'=45-8=37mm，则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[σF]=0.25×7×37×28×120/1000=217.6Nm
T≥T1，故键满足强度要求。
2输出轴键计算：
（1）校核大齿轮处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：
b×h×l=20mm×12mm×63mm，接触长度:
l'=63-20=43mm，则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[σF]=0.25×12×43×68×120/1000=1052.6Nm
T≥T2，故键满足强度要求。
（2）校核联轴器处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：
b×h×l=14mm×9mm×70mm，接触长度:
l'=70-14=56mm，则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[σF]=0.25×9×56×50×120/1000=756Nm
T≥T2，故键满足强度要求。
第九部分轴承的选择及校核计算
根据条件，轴承预计寿命：
Lh=5×2×8×300=24000h
1输入轴的轴承设计计算:
（1）初步计算当量动载荷P:
因该轴承只受径向力，所以:
P=Fr=1534N
（2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C=P
=1534×
=11848N
（3）选择轴承型号:
查课本表11-5，选择:
6207轴承，Cr=25.5KN，由课本式11-3有：
Lh=
=
=2.39×105≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
2输出轴的轴承设计计算:
（1）初步计算当量动载荷P:
因该轴承只受径向力，所以:
P=Fr=1476N
（2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C=P
=1476×
=6956N
（3）选择轴承型号:
查课本表11-5，选择:
6212轴承，Cr=47.8KN，由课本式11-3有：
Lh=
=
=7.79×106≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
第十部分减速器及其附件的设计
1箱体（箱盖）的分析：
箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。
2箱体（盖）的材料：
由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。
这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。
3箱体的设计计算，箱体尺寸如下：
代号名称计算与说明结果
δ箱体壁厚δ=0.025a+3≥8取δ=10mm
δ1箱盖壁厚δ1=0.02a+3≥8取δ1=10mm
δ'箱体加强筋厚δ'=0.85δ1=0.85×10=8.5取δ'=10mm
δ1'箱盖加强筋厚δ1'=0.85δ1=0.85×10=8.5取δ1'=10mm
b箱体分箱面凸缘厚b≈1.5δ=1.5×10=15mm取b=15mm
b1箱盖分箱面凸缘厚b1≈1.5δ11.5×10=15mm取b1=15mm
b2平凸缘底厚b2≈2.35δ=2.35×10=23.5mm取b2=24mm
df地脚螺栓df=0.036a+12=18.37取df=20mm
d1轴承螺栓d1=0.7df=12.86取d1=14mm
d2联接分箱螺栓d2=（0.5-0.7）df=10-14取d2=10mm
d3轴承盖螺钉d3=10mm取d3=10mm
d4检查孔螺钉M8×22
n地脚螺栓数取：
n=6
第十一部分润滑与密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装
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