最新版V带一级齿轮减速器毕业课程设计说明书.docx
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最新版V带一级齿轮减速器毕业课程设计说明书
机械设计课程设计计算说明书
设计题目减速器的设计
专业
班级
设计人
完成日期
设计要求：
含有单级圆柱齿轮减速器及带传动的传动系统
运输带工作拉力F=2300N
运输带工作速度v=1.1ms
卷筒直径D=250mm
工作条件：
两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300天，减速器设计寿命10年，电压为三相交流电（220V380V）.
目录
一、运动参数的计算………………………………………4
二、带传动的设计………………………………………6
三、齿轮的设计…………………………………………8
四、轴的设计……………………………………………12
五、齿轮结构设计…………………………………………18
六、轴承的选择及计算……………………………………19
七、键连接的选择和校核…………………………………23
一．运动参数的计算
1．电动机的选型
1）电动机类型的选择
按工作要求选择Y系列三相异步电机，电压为380V。
2）电动机功率的选择
滚筒转速：
负载功率:
KW
电动机所需的功率为：
（其中：
为电动机功率，为负载功率，为总效率。
）
为了计算电动机所需功率，先确定从电动机到工作机只见得总效率，设、、、分别为V带传动、闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承和联轴器的效率
查《机械设计课程设计》表2-2得=0.95=0.97=0.99=0.99
折算到电动机的功率为:
选取额定功率未3kw
3）电动机转速的选择
选择常用的同步转速为1500rmin和1000rmin。
4）电动机型号的选择
电动机型号
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
轴外伸轴径
轴外伸长度
Y100L2-4
3.0kw
1500rmin
1430rmin
17.02
28mm
60mm
Y132S-6
3.0kw
1000rmin
960rmin
11.43
38mm
80mm
为了合理分配传动比，使机构紧凑，选用电动机Y132S-6
2．计算传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比:
（2）选择带传动的传动比
（3）齿轮的传动比
3．计算传动装置的运动和动力参数：
（1）计算各轴的转速:
I轴转速：
（2）各轴的输入功率
I轴上齿轮的输入功率:
II轴输入功率：
III轴输入功率：
（3）各轴的转矩
电动机的输出转矩：
运动和动力参数如下表
轴号
转速n（rmin）
输入功率P（kW）
转矩T（）
传动比i
电动机轴
960
2.858
28.431
3
Ⅰ轴
960
2.715
81.026
3.81
Ⅱ轴
83.99
2.607
296.426
1
Ⅲ轴
83.99
2.556
290.627
二．带传动的设计
1. 确定计算功率
查课本表8-7得：
式中为工作情况系数，为传递的额定功率,即电机的额定功率.
2. 选择带型号
根据，,查课本图8-11选用带型为A型带．
3. 选取带轮基准直径
1）初选小带轮基准直径
查课本表8-6和表8-8取小带轮基准直径
2）验算带速v
在5～25ms范围内，故V带合适
3）计算大带轮基准直径
查课本表8-8后取
4. 确定中心距a和带的基准长度
根据课本式8-20，初步选取中心距
所以带长,=
查课本表8-2选取基准长度得实际中心距
由8-24式得中心距地变化范围为438~510mm
5. 验算小带轮包角
，包角合适。
6. 确定v带根数z
1）计算单根V带额定功率
由和查课本表8-4a得
转速，传动比,查课本8-4a得
查课本表8-2得
查课本表8-5,并由内插值法得=0.946
2）带的根数
故选Z=4根带。
7.计算初拉力
由8-3得q=0.1kgm，
单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为
8.计算作用在轴上的压轴力
9.V带轮的结构设计
（1）B=（Z-1）t+2s=（4-1）×16+2×10=68mm
⑵、小带轮的设计
采用材料HT150铸铁
∵D1=100mm＞3d，
d为电机轴的直径d=38mm，
且＜300mm，故采用腹板式。
腹板上不开孔。
a）、部分结构尺寸确定：
d1=1.8d=1.8×38=69mm
L=1.8d=1.8×38=69mm
⑶、大带轮的设计
由于D2=300mm，故采用孔板式。
a）、有关结构尺寸如下：
d=38mm;第I轴直径
d1=1.8×38=69mm
L=1.8d=38×1.8=69mm
三.齿轮的设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
（2）运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择8级精度。
（3）材料选择
根据课本表10-1：
小齿轮材料为40Cr（调质），硬度280HBS
大齿轮材料为45＃钢（调质）HB2=240
大小齿轮齿面的硬度差为280－240=40，是合理的。
当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。
（4）选小齿轮的齿数Z1=23；
则大齿轮齿数Z2=Z1=3.81×23=87.6，去Z2=8
2、按齿面接触疲劳强度设计
由由设计公式（10-9a）进行试算，即
（1）确定公式内的各计算数据
1）、试选Kt=1.3；
2）、；
3）、由课本表10-7选取Фd=1；
4）、由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极限
大齿轮的解除疲劳强度极限
6）由课本式10-13计算应力循环次数
7）由课本图10-19取接触疲劳寿命系数KNH1=0.90，KNH2=0.95
8）计算接触疲劳许用应力
去失效概率1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径d1t
2）、计算圆周速度
V===1.01ms
3）、计算齿宽
4）计算齿宽和齿高的比
模数
齿高h=2.25=5.898mm
=60.2875.898=10.22
5）计算载荷系数
根据v=1.01ms，8级精度，由课本图10-8查得动载荷系数KV=1.10
直齿轮
由课本表10-2查得使用系数
由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时
由，查得
故载荷系数
6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
7）计算模数
3、按齿根弯曲强度设计
由课本式（10-5）得弯曲强度计算公式
（1）确定公式内的各个计算数值
1）由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数,
3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得
4）计算载荷系数K
5）查取齿形系数
由表10-5查得，
6）查取应力校正系数
由表10-5查得,
7）计算大、小齿轮的
大齿轮的数值大
（2）设计计算
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模式m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大少主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径（即模数）与齿轮的乘积有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.90并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度计算分度圆直径=63.007mm，算出小齿轮齿数
，取=32
大齿轮齿数：
这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
（2）计算中心距
（3）计算齿宽
取，
名称
符号
公式
齿1
齿2
齿数
32
122
分度圆直径
64
244
齿顶高
2
2
齿根高
2.5
2.5
齿顶圆直径
68
248
齿根圆直径
59
239
中心距
154
齿宽
70
65
四．轴的设计
（一）Ⅱ轴的设计
1.轴上的功率、转速和转矩
2.作用在齿轮上的力
切向力
径向力
3.初定轴的最小直径
先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。
材料为45钢，调质处理。
根据课本表15-3，取
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，故先选联轴器。
联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩的变化很小，故=1.3,，则：
选择弹性柱销联轴器,型号为:
HL3型联轴器,其公称转矩为:
半联轴器的孔径:
故取:
.半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:
.
4、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.
（2）确定轴各段直径和长度
<1>为了满足半联轴器的轴向定位要求,轴段右端需制出一轴肩,故取段的直径,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径,半联轴器与轴配合的毂孔长度:
为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取:
.
<2>初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据:
.
由《机械设计课程设计》表12-5，选取6209型轴承,尺寸:
，轴肩
故，左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位,右端滚动轴承采用轴肩定位.取=53mm
<3>取安装齿轮处轴段的直径：
，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取：
齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度,取,则轴环处的直径：
，轴环宽度：
取。
<4>轴承端盖的总宽度为：
取：
.
<5>取齿轮距箱体内壁距离为:
，s=8mm,T=19mm
由于这是对称结构，算出.
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.
（3）轴上零件的周向定位
齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接
1）齿轮与轴的连接
按查课本表6-1,得:
平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为:
.
为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;
2）半联轴器与轴的联接,查课本表6-1，选用平键为:
半联轴器与轴的配合为:
.
滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:
.
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参照课本表15-2,取轴端倒角为:
Ⅵ处圆角取R2，各轴肩处圆角半径取
（5）求轴上的载荷
在确定轴承的支点位置时,深沟球轴承的作用点在对称中心处，作为简支梁的轴的支撑跨距,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大,是轴的危险截面.
（6）按弯扭合成应力校核轴的强度.
<1>作用在齿轮上的力
切向力
径向力
<2>求作用于轴上的支反力
水平面内支反力:
垂直面内支反力:
<3>作出弯矩图
分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.
计算总弯矩:
<
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