单级V带圆柱齿轮减速器课程设计说明书.docx
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单级V带圆柱齿轮减速器课程设计说明书
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….……………………………….2
二、电动机的选择……………………………………….…….2
三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4
四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5
五、传动零件的设计计算………………………………….….6
六、轴的设计计算………………………………………….....12
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19
八、键联接的选择及计算………..……………………………22
设计题目：
V带——单级圆柱减速器
设计者：
尚小垒
学号：
200810505303号
指导教师：
×××
二○○×年××月××日
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8年，工作为二班工作制，连续单向运转，载荷较平稳，环境灰尘大，室内温度35°C。
（2）原始数据：
滚筒圆周力F=3800N；带速V=1.1m/s；
滚筒直径D=200mm；滚筒效率η滚筒=0.96。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
取V带效率0.96，齿轮效率0.97，轴承效率0.99，滚筒效率0.96，弹性连轴器效率0.99
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96
=0.867
（2）电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=3800×1.1/1000×0.867
=4.82KW
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/∏D
=60×1000×1.1/∏×200mm
=105r/min
按手册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’a=3~6。
取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
n筒=（6~24）×105=630~2520r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：
因此有三种传支比方案：
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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。
4、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Y132M2-6。
其主要性能：
额定功率：
5.5KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。
质量84kg。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：
i总=n电动/n筒=960/105=9.14
2、分配各级传动比
（1）据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=3.656（单级齿轮减速器i=3~6合理）
（2）∵i总=i齿轮×iV带
∴iV带=i总/iV带=9.14/3.656=2.5
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=960r/min
n
=nI/i带=960/2.5=384（r/min）
n
=n
/i齿轮=384/3.656=105.03（r/min）
2、计算各轴的功率（KW）
P
=P工作=5.5KW
P
=P
×η带=5.5×0.96=5.28KW
P
=P
×η轴承×η齿轮=5.28×0.99×0.97
=5.07KW
3、计算各轴扭矩（N·mm）
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×5.5/960
=54.71N·M
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×5.28/384
=131.3125N·M
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×5.07/105
=461N·M
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
（1）选择普通V带截型
由课本P218表13-8得：
kA=1.2
PC=KAP=1.2×5.5=6.6KW
由课本P219图13-15得：
选用B型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
由课本图13-15得，推荐的小带轮基准直径为
125~140mm
则取dd1=140mm>dmin
dd2=n1/n2·dd1=960/384×140=350mm
由课本219表13-9，取dd2=355mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×140/355
=378r/min
转速误差为：
n2-n2’/n2=384-378/384
=0.0156≤0.05（允许）
带速V：
V=∏dd1n1/60×1000
=∏×140×960/60×1000
=7.03m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3）确定带长和中心矩
根据课本P220公式得
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
0.7（100+250）≤a0≤2（100+250）
所以有：
346.5mm≤a0≤990mm
由课本P20公式得：
L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0
=2×500+1.57（140+355）+（355-140）2/4×500
=1800.26mm
根据课本P212表（13-2）取Ld=1800mm
根据课本P220式（13-16）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（1800-1800.26）/2
=499.86mm
（4）验算小带轮包角
α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30
=1800-（355-140）/499.86×57.30
=155.350>1200（适用）
（5）确定带的根数
根据课本P214表（13-3）P1=2.08KW
根据课本P216表（13-5）△P1=0.3KW
根据课本P217表（13-6）Kα=0.95
根据课本P212表（13-2）KL=0.95
由课本P218式（13-15）得
Z=PC/P’=PC/（（P1+△P1）KαKL）
=6.6/（（2.08+0.3）×0.95×0.95）
=3.07
（6）计算轴上压力
由课本P220表13-1查得q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×6.6/4×7.03×（2.5/0.95-1）+0.1×7.032]N
=196.41N
则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×196.41sin155.35/2
=1535.10N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
因为要求结构紧凑故采用硬齿面的闭式组合。
小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度59HRC；大齿轮用20Cr渗碳淬火，齿面硬度59HRC（161页表11-1）。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
因αFlim1=αFlim1=370Mpa（图11-10d）Sf=1.5（表11-4），单向传动，故
[αF1]=[αF2]=0.7αFlim/Sf=0.7×370/1.5=173Mpa
因αHlim1=αHlim1=1440Mpa（11-10d）,SH=1.2（11-4）,故
[αH1]=[αH1]=αHlim/SH=1440/1.2=1200Mpa
（2）按齿面接触疲劳强度设计
齿轮按8级精度制造。
取载荷系数K=1.2（表11-3），齿宽系数Φa=0.4
小齿轮上转矩T=9.55×106P
/n
=9.55×106×5.28/384
=131.3125N·M
初步选择螺旋角β=15°
齿数取Z1=20，则Z2=20×3.656≈74实际传动比i=74/20=3.7
齿形系数ZV1=19/Cos315°=22.192
ZV2=74/Cos315°=82.110
由图11-9查的YF1=2.86YF2=2.23
YF1/αF1=0.0165>YF2/αF2
法向模数Mn≥
=2.17736
取Mn=3
中心距a=
=145.97
取a=150mm
则
=19.9484°
齿宽
取b1=60mmb2=64mm
（3）验算齿面接触强度
将各参数代入式（11-12）可得
，安全
（4）齿轮圆周速度
（5）齿轮尺寸计算
Mt=3.19148β=19.9484°d1=63.82mmd2=236.18mm
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课本P230（14-2）式，并查表14-2，取c=120
d≥1120（p/n）1/3mm=28.80mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=28.80×（1+5%）mm=30.24
∴选d=30.24mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
（2）确定轴各段直径和长度
工段：
d1=22mm长度取L1=50mm
∵h=2cc=1.5mm
段:
d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故
段长：
L2=（2+20+16+55）=93mm
段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得：
c=1.5h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：
（30+3×2）=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
（3）按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=50mm
②求转矩：
已知T2=50021.8N·mm
③求圆周力：
Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=50mm
（1）绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m
（3）绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m
（4）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（9.12+252）1/2=26.6N·m
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m
（6）绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[26.62+（1×48）2]1/2=54.88N·m
（7）校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115
d≥c（P3/n3）1/3=115（2.168/76.4）1/3=35.08mm
取d=35mm
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，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，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
（3）按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d2=300mm
②求转矩：
已知T3=271N·m
③求圆周力Ft：
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m
（3）截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m
（4）计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N·m
（5）计算当量弯矩：
根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[47.12+（1×271）2]1/2
=275.06N·m
（6）校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/（0.1×453）
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×365×8=48720小时
1、计算输入轴承
（1）已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力：
FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1y1=0y2=0
（4）计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表（11-9）取fP=1.5
根据课本P262（11-6）式得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N
P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N
（5）轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本P264（11-10c）式得
LH=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/458.2×（1×23000/750.3）3
=1047500h>48720h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
（1）已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0FR=FAZ=903.35N
试选7207AC型角接触球轴承
根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
（2）计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2Fa=0
∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷：
FA1=FA2=FS1=569.1N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据课本P263表（11-8）得：
e=0.68
∵FA1/FR1y1=0
∵FA2/FR2y2=0
（4）计算当量动载荷P1、P2
根据表（11-9）取fP=1.5
根据式（11-6）得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×903.35）=1355N
P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N
（5）计算轴承寿命LH
∵P1=P2故P=1355ε=3
根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N
根据课本P264表（11-10）得：
ft=1
根据课本P264（11-10c）式得
Lh=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/76.4×（1×30500/1355）3
=2488378.6h>48720h
∴此轴承合格
八、键联接的选择及校核计算
轴径d1=22mm,L1=50mm
查手册得，选用C型平键，得：
键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N·mh=7mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR]（110Mpa）
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mmL3=48mmT=271N·m
查手册P51选A型平键
键10×8GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mmh=8mm
σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
=101.87Mpa<[σp]（110Mpa）
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm
查手册P51选用A型平键
键16×10GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mmh=10mm
据课本P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]
F=3800N
V=1.1m/s
D=200mm
n滚筒=105r/min
η总=0.867
P工作=4.82KW
电动机型号
Y132M2-6
i总=9.14
据手册得
i齿轮=3.656
i带=2.5
nI=960r/min
n
=384r/min
n
=105r/min
P
=5.5KW
P
=5.2KW
P
=5.07KW
T
=54.71N·M
T
=131.3125N·M
T
=461N·M
dd2=350mm
取标准值
dd2=355mm
n2’=378r/min
V=7.03m/s
346.5mm≤a0≤990mm
取a0=500
LO=1800.26mm
取Ld=1800mm
a0=499.86mm
Z=4根
F0=196.41N
FQ=1535.10N
i齿=3.656
Z1=20
Z2=74
u=3.7
T1=131.3125N·M
ZV1=22.192
ZV2=82.110
[σH1]=1200Mpa
[σF1]=173Mpa
d1=63.82mm
m=3mm
d1=63.82mm
d2=236.18mm
b=60mm
b1=64mm
a=150mm
V=1.26m/s
d=22mm
d1=22mm
L1=50mm
d2=28mm
L2=93mm
d3=35mm
L3=48mm
d4=41mm
L4=20mm
d5=30mm
L=100mm
Ft=1000.436N
Fr=364.1N
FAY=182.05N
FBY=182.05N
FAZ=500.2N
MC1=9.1N·m
MC2=25N·m
MC=26.6N·m
T=48N·m
Mec=99.6N·m
σe=14.5MPa
<[σ-1]b
d=35mm
Ft=1806.7N
FAX=FBY=328.6N
FAZ=FBZ=903.35N
MC1=16.1N·m
MC2=44.26N·m
MC=47.1N·m
Mec=275.06N·m
σe=1.36Mpa
<[σ-1]b
轴承预计寿命48720h
FS1=FS2=315.1N
x1=1
y1=0
x2=1
y2=0
P1=750.3N
P2=750.3N
LH=1047500h
∴预期寿命足够
FR=903.35N
FS1=569.1N
x1=1
y1=0
x2=1
y2=0
P1=1355N
P2=1355N
Lh=2488378.6h
故轴承合格
A型平键8×7
σp=29.68Mpa
A型平键
10×8
σp=101.87Mpa
A型平键
16×10
σp=60.3Mpa
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