V带一级齿轮减速器设计说明书.docx

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V带一级齿轮减速器设计说明书

带式运输机的传动装置设计书

姓名：

班级：

学号：

设计任务…………………………………………………1

一传动方案……………………………………………1

二电动机选择…………………………………………2

三各轴运动、动力参数计算…………………………3

四V带传动设计………………………………………4

五齿轮传动设计………………………………………6

六轴及轴相关的设计…………………………………9

七其它部分设计………………………………………12

八小结…………………………………………………14

一级齿轮减速器设计说明书

课程设计任务：

设计用于码头上的带式运输机传动装置

原始数据：

题号

1-9

运输带牵引力F（KN）

2.5

运输带速度V/（m/s）

1.3

卷筒直径D/mm

420

工作条件：

单班制工作，连续单向运转，载荷平稳，室外工作。

使用期限为10年，小批量生产，中小型规模机械厂。

动力三相交流（220/380V），运输带允许速度误差为

。

一、传动方案（V带一级齿轮减速器）

1）外传动为V带传动。

2）减速器为一级圆柱齿轮减速器。

3）传动简图如图

二、电动机选择。

计算步骤

设计计算与内容

设计结果

1、选择电动机的类型。

2、电动机输出功率

按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机。

（1）滚筒的功率:

      Pw=Fw.Vw

       =2500×1.3

       =3.25kw

电动机输出功率：

根据简图，查手册得：

V带传动效率

      PQ=Pw/η

又因为η=η带η齿η联轴器η滚动轴承η滚筒

       =0.96×0.98×0.99×0.96×0.99×0.99

       =0.876

P0=PW/η

      =3.25/0.876=3.71KW

（2）滚筒转速：

NW=60Vw×1000/∏D

       =60×1.3×1000/（3.14×420）

       =59.145r/min

确定总传动比的范围电动机的转速n；按表推荐的各种传动比范围取V带传动比i1=（2-4），单级圆柱齿轮传动比i2=（3-5）,总的传动比范围为：

       i=i1×i2

        =（2～4）×（3～5）=6～20

      n=（6～20）×59.231

       =354.87～1182.9r/min

在该范围内电动机的转速有：

750r/min、1000r/min、1500r/min，

取电动机同步转速为1000r/min，

因此选择电动机行型号为：

Y132M1-6

           同步转速1000r/min

转速960r/min

          满载转速：

960r/min，

           额定功率4KW。

型号

额定功率

满载转速

同步转速

PW=3.25KW

P0=3.71kw

Nw=59.145r/min

同步转速为1000r/min

额定功率为4kw

（Kw）

（r/min）

（r/min）

Y132M1-6

4

960

1000

 1、计算总传动比

2、各级传动比分配

 i=nm/nw=960/59.145=16.231

为使V带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比i=4。

则齿轮传动比为：

i2=i/i1=16.231/4=4.058

 i1=4

i2=4.058

 三、各轴运动参数和动力参数的计算

计算步骤

设计计算与内容

设计结果

1、0轴（电动机轴）

2、Ⅰ轴（高速轴）

3、Ⅱ轴（低速轴）

4、Ⅲ轴（滚筒轴）

P0=3.71KW   n0=960r/min

T0=9550P0/n0

 =9550×3.71/960=36.907N.m

P1=P0×η带=3.71×0.96=3.562KW

n1=n0/i带=960/4=240/min

T1=9550P1/n带=9550×3.562/240=141.723N.m

P2=P1×η齿轮η轴承

 =4.27×0.98×0.97=3.456KW

n2=n1/i2=240/4.058=59.142r/min

T2=9550P2/n2

=9550×3.456/59.142=557.974N.m

PW=P2×η3×η4

 =4.06×0.97×0.96=3.387KW

P0=3.71KW

n0=960r/min

 P1=3.562KW

 n1=240r/min

 T1=141.723N.m

n2=59.142r/min

 T2=557.974N.m

PW=3.387KW

5、整理表格

nw=n2=59.142r/min  

Tw=9550Pw/nw=9550×3.387/59.142=552.394N.m

参 数

轴          号

0轴

1轴

2轴

W轴

功P（KW）

3.71

3.562

3.456

3.387

转速n（r/min）

960

240

59.142

59.142

转矩T（N.m）

36.907

141.723

557.974

552.394

传动比i

4

4.058

1

效率

0.96

0.97

0.98

nw=59.142r/min

TW=552.394N.m

四、V带传动设计

计算步骤

设计计算与内容

设计结果

1、     确定设计功率PC

2、     选择普通V带型号

3、     确定带轮基准直径dd1、dd2。

由<<机械设计基础>>得KA=1.3

PC=KAP0=1.3×3.71=4.823KW

根据PC=4.823KW,n0=960r/min。

由图8.13选B型V带。

由《机械设计基础》图8.13取dd1=180mm，

dd1=180mm

dd2=n0dd1/n1=720mm

按表8.3取标准直径dd2=720mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为：

  i=dd2/dd1=720/180=4

  n2=n1/i=960/4=240

从动轮的转速误差为（240-240）/240=0%

在±5%以内，为允许值。

V=πdd1n1/60×1000=（180×π×960）/（60×1000）m/s=9.0432m/s

带速在5～25m/s范围内。

KA=1.3

Pc=4.823kw

dd1=180mm

dd2=720mm

i=4

n2=240

V=9.0432m/s

 4、     验证带速V

5、     确定带的基准长度Ld和实际中心距a。

 6、     确定V带根数Z

由式（8.14）得

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

0.7（160+640）≤a0≤2（160+640）

630≤a0≤1800

取a0=700

由式（8.15）得

    L0=2a0+（dd1+dd2）π/2+（dd2-dd1）2/4a0

 =2×700+（800）π/2+（480）2/（4×700）

=2813.4mm

由表8.4选取基准长度La=2800mm

由式（8.160得实际中心距a为

 a≈a0+（La-L0）/2

=700-6.7=693.3mm≈693mm

中心距a的变动范围为

amin=a-0.015Ld

  =693-0.015×2800

  =651mm

amax=a+0.03Ld=693+0.03×2800=777mm

由式（8.18）得

  Z≥Pc/（P0+△P0）KaKL

  根据dd1=180mm，n1=960r/min，查表8.9得，用内插法得

  P0=3.22KW

由式（8.11）得功率增量△P0为

   △P0=Kbn1（1-1/Ki）

由表8.18查的Kb=1.0275×10-3

根据传动比i=3.6，查表8.19得Ki=1.1373，则

△P0=〔1.0275×10-3×960（1-1/1.1373）〕kw

=0.12kw

由表8.4查得带长度修正系数KL=1.06，由图8.11查得包角系数Kα=0.96,得普通V带根数

a0=700

La=2800mm

a≈693mm

amin=651mm

amax=777mm

P0=3.22kw

 7、设计结果

圆整得2根

 选用2根B型中心距a=694mm，带轮直径dd1=180，dd2=720mm。

 Z=2

五、齿轮传动设计

设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：

传递功率P1=3.562KW，小齿轮转速n1=240r/min，大齿轮转速n2=59.142r/min，传递比i=4.058，单向运转，载荷变化不大，使用期限十年，单班工作。

设计步骤

计算方法和内容

设计结果

1、        选择齿轮材料

2、按齿轮面接触疲劳强度设计

小齿轮选用45Cr调质钢，硬度为240HBS；

大齿轮选用45钢调质，硬度为550HBS。

因两齿轮均为钢质齿轮，可求出d1值。

确定有关参数与系数：

（1）  转矩T1

       T1=9.55×1000000P/n

         =9.55×1000000×/n

         =141738N.mm

（2）  载荷系数K

 查表取K=1.1

（3）齿轮Z1和齿宽系数ψd确定

取齿宽系数ψd=1

T1=141738N.mm

 3、主要尺寸计算

小齿轮分度圆直径d1=68.002

a=d1（1+i）/2=171.98

m=（0.007~0.02）a=1.2~3.439

取m=3

小齿轮的齿数z1=d1/m=22.67取为24，则大齿轮齿数Z2=4.058×24=97.392，故Z2=98。

（4）实际齿数比i实际=98/24=4.0833

（5）  许用接触应力【σH】由图《机械设计基础》查得

σHlim1=636MPa     σHlim2=527Mpa

由表10.10查得SH=1.1SF=1.25

[σF1]=472MPa [σF1]=320MPa 

取K=1.2

YFa1=2.72YSa1=1.58

YFa2=2.25YSa2=1.8

σF1=2KT1YFa1YSa1/bmmz1=93.99MPa ≦[σF1]

σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1=88.57MPa ≦[σF2]

安全

 m=3

由表10.3取标准模数m=3mm

d1=mz1=3×24mm=72mm

d2=mz2=3×98=294mm

齿顶圆直径da：

da1=d1+2ha’=（24+2）3=78mm

da2=d2+2ha’=（98+2）3=300mm

齿全高h（c’=0.25）：

h=（2ha’+c’）m=6.75mm

齿厚s：

s=p/2=4.71mm

Z1=24

Z2=98

σHlim1=636MPa

σHlim2=527Mpa

m=3mm

d1=72mm

d2=294mm

da1=78mm

da2=300mm

h=6.75mm

s=4.71mm

 4、从动大齿轮设计

齿根高hf：

hf=（ha’+c’）m=3.75mm

齿顶高ha：

ha=ha’m=3mm

齿根圆直径df：

df1=d1-2hf=64.5mm

df2=d2-2hf=286.5mm

4、从动大齿轮设计：

采用轮辐齿轮（参考机械设计基础教材P182图11-16）设计计算尺寸

轴孔直径=60mm

齿顶圆直径=300mm

hf=3.75mm

ha=3mm

df1=64.5mm

df2=286.5mm

六、轴及轴相关的设计

设计步骤

计算方法和内容

设计结果

1、        

1、低速轴的设计（参数如表A-5）

低速轴设计

2、主动轴

（齿轮轴）

项目

P2（KW）

N2（r/min）

参数

3.456

59.142

（1）低速轴材料选择：

40Cr

强度极限750Mpa

屈服极限550Mpa

弯曲疲劳极限350Mpa

查表取C=107~98[t]=40~52Mpa

考虑轴上有键槽，轴径增大5%，dmin=41.97mm

2、主动轴同理

项目

P2（KW）

N2（r/min）

参数

3.562

240

强度极限750Mpa

屈服极限550Mpa

弯曲疲劳极限350Mpa

查表取C=107~98[t]=40~52Mpa

考虑轴上有键槽，轴径增大5%，dmin=26.57mm

d1=45mm

TC=507898.87N.m

L1=84mm

L=112mm

 3轴尺寸设计

4、联轴器

3轴尺寸设计：

（1）从动轴形状，尺寸设计如图

（2）主动轴（齿轮轴）设计：

4、联轴器选择

载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选择弹性柱销联轴器。

K=1.3

Tc=9550KP/3.14n=725.478N.m

查表选择LX3型Y型，公称转矩1250N.m

由表知d=40、42、45、48mm，及低速轴最小直径取d=45mm，轴孔长度112mm。

5、轴承的选择

当量动载荷：

Fr=1381.81N

查表选择轴承为：

 5、轴承的选择

5、键选择

1）低速从动轴

L=10X365X8=29200h

取ft=1e=3

Cr从=6484.96N

选择深沟球轴承6011型一对（原轴承代号111）

d

D

轴承宽度B

安装damin

安装Damax

55mm

90mm

18mm

62mm

83mm

2）低速从动轴

L=10X365X8=29200h

取ft=1e=3

Cr从=10352N

选择深沟球轴承6308型一对（原轴承代号308）

d

D

轴承宽度B

安装damin

安装Damax

40mm

90mm

23mm

49mm

81mm

5、键选择与相关数据

选择B型键，全委正常连接

（1）从动轴与齿轮连接键

b（h8）

h（h11）

L（h14）

轴槽深t

外槽深t1

18

11

70

7.0

4.4

（2）联轴器键

b（h8）

h（h11）

L（h14）

轴槽深t

外槽深t1

14

9

100

5.5

3.8

（3）主动轴上皮带轮键

b（h8）

h（h11）

L（h14）

轴槽深t

外槽深t1

10

8

28

5.0

3.3

七、其它部分设计

设计步骤

设计计算与内容

设计结果

1、箱座箱盖

2、轴承盖

1、箱座箱盖：

（1）箱座：

箱座壁厚=10mm

箱座凸缘厚度=9mm

箱座底凸缘厚度=25mm

地角螺钉直径=20mm，螺钉数=4个

大齿轮顶圆与内箱壁距离=14mm

齿轮与内箱壁距离=11mm

箱座筋厚=9mm

（2）箱盖：

箱盖厚度=9mm

箱盖凸缘厚=9mm

窥视孔螺栓M5

箱盖筋厚=9mm

（3）其它

箱盖与箱座连接螺栓M10X80（6个），M10X25螺栓（4个）

定位销孔直径=5mm（四个）

2、轴承盖：

d0=d4+1=11mm

3、底座

4、定位销

5减速器的润滑、密封

D0=D+2.5d4=90+25=115mm

e≧1.2d4取12mm

（d4为轴承盖螺栓直径）

D4=D-（10~15）

b=8mm

h=8mm

查表

轴承孔直径D

轴承盖螺栓直径

螺钉数目

85~100mm

10mm

6个

3、底座：

边缘厚度25mm

底座宽度=248mm，长度=441mm

地角螺钉孔直径=21mm

4、定位销：

（GB/T191/1）

d=5mm

c=1.2

L=12~60mm（取14mm）

5、减速器的润滑、密封及装油量的计算

（1）轴承润滑：

由于齿轮圆周速度

v=3.14d1n1/60X1000=0.90432m/s,采用润滑脂润滑，润滑脂在装配时加入到轴承空间，之后定期添加，添脂时拆去轴承盖，考虑到润滑脂的摩擦阻力和冷却效果差，润滑脂的填入量一般为轴承的1/2-2/3，当转速较高（n=1500—3000r/min）时，不应超过1/3，转速较低（n=300r/min）或润滑脂易于流失时，填入量可适当多一些，但不应超过2/3。

（2）内部密封：

为防止轴承空腔中的润滑脂漏入箱体油池内而影响轴承及齿轮的润滑，同时也为防止箱体内的润滑油浸入润滑腔而冲淡并带走润滑脂。

因此，在轴承向着箱体内部的一面每一个都安装了一个挡油环，随轴旋转，借离心力的作用可甩掉油及杂质。

（3）齿轮润滑：

使用40号，45号机械油进行润滑，由于齿轮速度<12m/s，使用浸浴润滑，将齿轮部分进入箱座的油池中，靠齿轮传动时将润滑油带到轮齿啮合处，同时也将油甩上箱壁籍以散热。

（4）箱体密封：

在输入和输出时的轴承端盖上各增加一个垫片油封保证密封。

八、小结

减速器的结构特点及说明

本设计圆柱直齿轮传动减速器，体积小，机构紧凑，造价低廉，适合项目要求的一系列小型工作机上，减速器采用软齿轮，缓和冲击，噪音小。

，结构简单，更好的适应工作要求。

从选择原始数据开始，不断计算修正，不断查标准查手册，参考机械设计教材，设计选择出众多数据，并从装配草图作手，边画图边修改计算数据，完成减速器装配图，CAD图，编写设计说明。

整个课设过程中，虽然时间短，任务重，在紧张的计算设计过程中学到了许多东西，查资料，查手册，参考教材，计算，检验，每一部都需要谨慎思考，中间环节一步出错，就将从头再计算一次，从中提高了我们各项能力。