单级V带圆柱齿轮减速器课程设计说明书.docx

1、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35C。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=3800N；带速V=1

2、.1m/s；滚筒直径D=200mm；滚筒效率滚筒=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总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9920.970.990.96=0.867(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=38001.1/10000.867=4.82KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.1/200mm=105r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传

3、动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=（624）105=6302520r/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

4、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=9.142、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=36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/minn=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=5.5KWP=P带=5.50.96=5.28K

5、WP=P轴承齿轮=5.280.990.97=5.07KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）T=9.55106P/n=9.551065.5/960=54.71NMT=9.55106P/n=9.551065.28/384=131.3125NMT=9.55106P/n=9.551065.07/105=461NM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=1.2PC=KAP=1.25.5=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125140mm则取dd1=

6、140mmdmindd2=n1/n2dd1=960/384140=350mm由课本219表13-9，取dd2=355mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960140/355=378r/min转速误差为：n2-n2/n2=384-378/384=0.01560.05 (允许)带速V：V=dd1n1/601000=140960/601000=7.03m/s在525m/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)a02(dd1+dd2)0.7(100+250)a02(100+250)所以有：346.5mma0990mm由课本P20公式得：L0=2

7、a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0=2500+1.57(140+355)+(355-140)2/4500=1800.26mm根据课本P212表（13-2）取Ld=1800mm根据课本P220式（13-16）得：aa0+（Ld-L0）/2=500+（1800-1800.26）/2=499.86mm(4)验算小带轮包角1=1800-（dd2-dd1）/a57.30=1800-（355-140）/499.8657.30=155.3501200（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P2

8、17表（13-6）K=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)KKL)=6.6/(2.08+0.3) 0.950.95)=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/K-1）+qV2=5006.6/47.03(2.5/0.95-1)+0.17.032N=196.41N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=24196.41sin155.35/2=1535.10N2、齿轮传动的设计计算

9、（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Ra1.63.2m因Flim1=Flim1=370Mpa（图11-10d）Sf=1.5（表11-4），单向传动，故F1= F2=0.7Flim/Sf=0.7370/1.5=173Mpa因Hlim1=Hlim1=1440Mpa(11-10d),SH=1.2(11-4),故H1=H1= Hlim/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

10、（表11-3），齿宽系数a=0.4小齿轮上转矩T=9.55106P/n =9.551065.28/384 =131.3125NM初步选择螺旋角 =15齿数取Z1=20，则Z2=203.65674 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=2.86 YF2=2.23YF1/F1=0.0165YF2/F2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=60mm b2=64mm（3）验算齿面接触强度将各参数代入式（11-12）可得，

11、安全（4）齿轮圆周速度（5）齿轮尺寸计算Mt=3.19148 =19.9484 d1=63.82mm d2=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217255HBS根据课本P230（14-2）式，并查表14-2，取c=120d1120 (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=30.24mm2、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

12、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=50mmh=2c c=1.5mm段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=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=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1

13、.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=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+32）=36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm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求分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知T2=50021.8Nmm求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N求径向力Fr根据课本P127（6-3

14、5）式得Fr=Fttan=1000.436tan200=364.1N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=182.05NFAZ=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=182.0550=9.1Nm(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=500.250=25Nm(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm(5)绘制扭矩图（如图e

15、）转矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm(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=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(148)21/2=54.88Nm(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5MPa -1b=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（217255HBS）根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、轴

16、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求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知T3=271N

17、m求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=1806.70.36379=657.2N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=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=328.649=16.1Nm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm(4)计算合成弯矩

18、MC=（MC12+MC22）1/2=（16.12+44.262）1/2=47.1Nm(5)计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2=275.06Nm(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)=1.36Mpa-1b=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163658=48720小时1、计算输入轴承（1）已知n=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

19、承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知n=76.4r/minFa=0 FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本P265表（11-12）得FS=

20、0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=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、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1y1=0FA2/FR248720h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A 87 GB1096-79 l=L1

21、-b=50-8=42mmT2=48Nm h=7mm根据课本P243（10-5）式得p=4T2/dhl=448000/22742=29.68MpaR(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mm L3=48mm T=271Nm查手册P51 选A型平键键108 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4271000/35838=101.87Mpap(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手册P51 选用A型平键键1610 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm

22、h=10mm据课本P243式（10-5）得p=4T/dhl=46100/511034=60.3MpapF=3800NV=1.1m/sD=200mmn滚筒=105r/min总=0.867P工作=4.82KW电动机型号Y132M2-6i总=9.14据手册得i齿轮=3.656i带=2.5nI =960r/minn=384r/minn=105r/minP=5.5KWP=5.2KWP=5.07KWT=54.71NMT=131.3125NM T=461NMdd2=350mm取标准值dd2=355mmn2=378r/minV=7.03m/s346.5mma0990mm取a0=500LO=1800.26mm取

23、Ld=1800mma0=499.86mmZ=4根F0=196.41NFQ =1535.10Ni齿=3.656Z1=20Z2=74u=3.7T1=131.3125NMZV1=22.192ZV2=82.110H1=1200MpaF1=173Mpad1=63.82mmm=3mmd1=63.82mmd2=236.18mmb=60mmb1=64mma =150mmV =1.26m/sd=22mmd1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt =1000.436NFr=364.1NFAY =182.05NFB

24、Y =182.05NFAZ =500.2NMC1=9.1NmMC2=25NmMC =26.6NmT=48NmMec =99.6Nme =14.5MPa-1bd=35mmFt =1806.7NFAX=FBY =328.6NFAZ=FBZ =903.35NMC1=16.1NmMC2=44.26NmMC =47.1NmMec =275.06Nme =1.36Mpa-1b轴承预计寿命48720hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3NLH=1047500h预期寿命足够FR =903.35NFS1=569.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1355NP2=1355NLh =2488378.6h故轴承合格A型平键87p=29.68MpaA型平键108p=101.87MpaA型平键1610p =60.3Mpa