V带-一级圆柱齿轮减速器设计说明书Ⅰ.doc

V带-一级圆柱齿轮减速器设计说明书 作者： 日期：2 个人收集整理 勿做商业用途机械课程设计任务书班级姓名学号题目：皮带运输机的 级齿圆柱齿轮减速器设计一、传动简图 滚筒输送带 联轴器一级圆柱齿轮减速器电动机带传动二、原始数据：输送带工作拉力FN，滚筒直径Dmm,输送带速度Vm/s。三、工作条件：单班制，连续单向运转，有轻度冲击，环境温度 C。四、使用年限：寿命 .五、输送带速度：允许误差5.六、设计工作量1、减速器装配图1张（A1）。2、零件图13张（A2）.3、设计说明书1份。目录1、传动方案拟定。22、电动机的选择。23、计算总传动比及分配各级的传动比。44、运动参数及动力参数计算.55、传动零件的设计计算。.66、轴的设计计算。.。.。127、滚动轴承的选择及校核计算.198、键联接的选择及计算.229、设计参考资料目录10、结束语计算过程及计算说明结果1、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动1。1工作条件：使用年限8年,工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。1.2原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2。0m/s；滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。1。3传动简图（图1）2、电动机选择2。1电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2。2电动机功率选择：2.2.1传动装置的总功率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0。960。9820.970.990.96=0。852.2。2电机所需的工作功率:P工作=FV/1000总=10002/10000。8412=2。4KW图12。2.3确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010002.0/50=76.43r/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）76.43=4591834r/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.2.2.4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Y132S6。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min,额定转矩2.0。质量63kg。3计算总传动比及分配各级的伟动比3.1总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.573.2分配各级伟动比据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=36合理）i总=i齿轮I带i带=i总/i齿轮=12.57/6=2。0954运动参数及动力参数计算4.1计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.095=458。2(r/min）nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min）4。2计算各轴的功率（KW)PI=P工作=2.4KWPII=PI带=2。40。96=2。304KWPIII=PII轴承齿轮=2。3040。980。96 =2.168KW4。3计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/960=23875NmmTII=9。55106PII/nII=9.551062。304/458。2 =48020。9NmmTIII=9。55106PIII/nIII=9。551062.168/76.4 =271000Nmm 5传动零件的设计计算5。1皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P83表5-9得:kA=1。2PC=KAP=1.23=3。9KW由课本P82图510得:选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75100mm 则取dd1=100mmdmin=75 dd2=n1/n2dd1=960/458.2100=209.5mm由课本P74表5-4，取dd2=200mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960100/200 =480r/min转速误差为：n2-n2/n2=458.2480/458。2 =-0。0480。05（允许）带速V:V=dd1n1/601000=100960/601000 =5。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P84式（5-14）得0. 7（dd1+dd2）a02(dd1+dd2)0. 7(100+200)a02（100+200) 所以有：210mma0600mm 由课本P84式（515）得：L0=2a0+1。57（dd1+dd2)+（dd2-dd1）/4a0 =2500+1。57(100+200)+(200-100)2/4500 =1476mm根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm根据课本P84式（516）得:aa0+Ld-L0/2=500+14001476/2 =500-38 =462mm(4)验算小带轮包角1=1800-dd2dd1/a57.30 =1800-200-100/46257。30=1800-12.40 =167。601200（适用)（5）确定带的根数根据课本P78表(5-5)P1=0.95KW根据课本P79表（56）P1=0。11KW根据课本P81表（5-7）K=0.96根据课本P81表（58）KL=0.96 由课本P83式（5-12)得Z=PC/P=PC/（P1+P1）KKL =3.9/（0。95+0.11） 0.960.96 =3.99(6）计算轴上压力由课本P70表51查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力:F0=500PC/ZV（2。5/K-1）+qV2=5003。9/45。03(2。5/0。961)+0。15。032N =158。01N则作用在轴承的压力FQ,由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256。7N5.2齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面.小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢,调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1。63。2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176。43(kT1(u+1)/duH2）1/3 由式（615）确定有关参数如下:传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=620=120 实际传动比I0=120/2=60传动比误差：i-i0/I=6-6/6=02.5 可用齿数比：u=i0=6由课本P138表610取d=0。9 （3)转矩T1T1=9.55106P/n1=9。551062.4/458.2 =50021。8Nmm （4)载荷系数k 由课本P128表67取k=1 （5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P134图633查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60458.21（163658）=1。28109NL2=NL1/i=1。28109/6=2。14108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0。98通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1。0Mpa=524。4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176。43(kT1(u+1）/duH2）1/3=76。43150021。8（6+1)/0.9634321/3mm=48。97mm模数：m=d1/Z1=48.97/20=2。45mm根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm（6）校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132(6-48)式 F=(2kT1/bm2Z1）YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径:d1=mZ1=2。520mm=50mmd2=mZ2=2。5120mm=300mm齿宽：b=dd1=0。950mm=45mm取b=45mm b1=50mm（7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表69相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2。14 YSa2=1.83 （8）许用弯曲应力F根据课本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图6-35C查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由图6-36查得：YNT1=0。88 YNT2=0。9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020。88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020。9/1。25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49)F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2150021.8/452。5220) 2.801。55Mpa=77。2Mpa F1F2=（2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2150021.8/452.52120) 2。141.83Mpa=11.6Mpa F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9）计算齿轮传动的中心矩aa=m/2（Z1+Z2)=2。5/2（20+120)=175mm (10）计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3。1450458.2/601000=1。2m/s6轴的设计计算 6.1 输入轴的设计计算6。1。1按扭矩初算轴径选用45#调质,硬度217255HBS根据课本P235（10-2)式，并查表10-2，取c=115d115 （2。304/458。2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5，则d=19.7（1+5)mm=20。69选d=22mm6.1.2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=50mmh=2c c=1.5mmII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II段长:L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=502=48mm段直径d4=45mm由手册得:c=1.5 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)绘制轴结构图6.1.3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（634）式得Ft=2T2/d2=50021。8/50=1000.436N求径向力Fr根据课本P127（6-35）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）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. 6。2 输出轴的设计计算6。2.1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=35mm6.2。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求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知T3=271Nm求圆周力Ft:根据课本P127(634）式得Ft=2T3/d2=2271103/300=1806。7N求径向力Fr根据课本P127（635）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（103）e=Mec/（0.1d）=275.06/（0。1453)=1.36Mpa1b=60Mpa此轴强度足够7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7。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/FR2e x2=1 y1=0 y2=0 (4）计算当量载荷P1、P2根据课本P263表(11-9）取f P=1。5根据课本P262（116）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1）=1.5(1500.2+0）=750。3NP2=fp（x2FR1+y2FA2）=1。5(1500.2+0）=750.3N （5）轴承寿命计算P1=P2 故取P=750。3N角接触球轴承=3根据手册得7206AC型的Cr=23000N由课本P264（1110c)式得LH=16670/n（ftCr/P）=16670/458.2(123000/750.3)3=1047500h48720h预期寿命足够7.2计算输出轴承 （1)已知n=76。4r/min Fa=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=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（118）得:e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR2e x2=1 y2=0 (4)计算当量动载荷P1、P2根据表（119）取fP=1.5根据式（11-6）得P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1。5（1903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2）=1.5（1903.35)=1355N (5）计算轴承寿命LHP1=P2 故P=1355 =3根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N根据课本P264 表（1110）得:ft=1根据课本P264 （1110c)式得Lh=16670/n(ftCr/P） =16670/76。4(130500/1355）3 =2488378。6h48720h此轴承合格8键联接的选择及校核计算8。1输入轴与带轮联接采用平键联接轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得，选用A型平键,得：键A 87 GB109679 l=L1-b=50-8=42mmT2=48Nm h=7mm根据课本P243（105）式得p=4T2/dhl=448000/22742 =29.68MpaR(110Mpa）8。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）8.3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=5016=34mm h=10mm据课本P243式（10-5）得p=4T/dhl=46100/511034=60.3Mpap9设计参考资料目录所用到的参考资料都可以列出，如：1机械设计基础课程设计：张建中主编，徐州：中国矿业大学出版社，1999。6210结束语说明自己在课程设计中的心得体会，分析设计的优缺点及改进意见等。F=1000NV=2.0m/sD=500mmL=500mmn滚筒=76。4r/min总=0.8412P工作=2.4KW电动机型号Y132S-6i总=12.57据手册得i齿轮=6i带=2。095nI =960r/minnII=458。2r/minnIII=76。4r/minPI=2.4KWPII=2。304KWPIII=2.168KWTI=23875NmmTII=48020NmmTIII=271000Nmmdd2=209。5mm取标准值dd2=200mmn2=480r/minV=5。03m/s210mma0600mm取a0=500Ld=1400mma0=462mmZ=4根F0=158.01NFQ =1256。7Ni齿=6Z1=20Z2=120u=6T1=50021.8NmmHlimZ1=570MpaHlimZ2=350MpaNL1=1。28109NL2=2.14108ZNT1=0。92ZNT2=0.98H1=524。4MpaH2=343Mpad1=48.97mmm=2。5mmd1=50mmd2=300mmb=45mmb1=50mmYFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83Flim1=290MpaFlim2 =210MpaYNT1=0。88YNT2=0。9YST=2SF=1.25F1=77。2MpaF2=11。6Mpaa =175mmV =1.2m/sd=22mmd1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt =1000.436NFr=364。1NFAY =182。05NFBY =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 =1.36Mpa1b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。3Mpa27