最新版V带一级齿轮减速器毕业课程设计说明书文档格式.docx

1、 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3kw3）电动机转速的选择选择常用的同步转速为1500 rmin和1000 rmin。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Y100L2-43.0kw1500 rmin1430 rmin17.0228mm60mmY132S-61000 r

2、min960 rmin11.4338mm80mm为了合理分配传动比，使机构紧凑，选用电动机Y132S-62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9602.85828.4313轴2.71581.0263.81轴83.992.607296.4261轴2.556290.627二带传动的设计1

3、.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525ms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438510mm 5.验算小带轮包角，包角合适。6.确定v带根数z1）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8-4

4、a得查课本表8-2得查课本表8-5,并由内插值法得=0.9462）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+210=68mm、小带轮的设计采用材料HT150铸铁D1=100mm3d，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=1.838=69mmL=1.8d=1.8、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=1.8L=1

5、.8d=381.8=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280240=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=3.8123=87.6，去Z2=82、按齿面接触疲劳强度

6、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d=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=0.958）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d1t2）、计算圆周速度V=1.01ms3）、计算齿宽4）计算齿宽和齿高的比模数齿高h=

7、2.25=5.898mm=60.2875.898=10.225）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=

8、1.4，由课本式（10-12）得4）计算载荷系数K5）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

9、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32122分度圆直径64244齿顶高2齿根高2.5齿顶圆直径68248齿根圆直径59239中心距154齿宽7065四轴的设计（一）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:HL

10、3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

11、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=53mm3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

12、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:,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.作用在齿轮上的力求作用于轴上的支反力水平面内支反力:垂直面内支反力: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: