V带一级圆柱齿轮减速器设计说明书

1、机械设计基础课程设计说明书目录机械课程设计任务书3一、 电动机的选择5二、 计算传动装置的总传动比7三、 计算传动装置的运动参数和动力参数8四、 带传动设计9五、 齿轮传动设计13六、 轴的设计17七、 键的设计与校核23八、 轴承的选择与校核25九、 联轴器的选择27十、 减速器的箱体设计28十一、 减速器的润滑、密封和润滑油牌号的选择30十二、 参考资料31机械零件课程设计任务书设计题目：带式传动机装置的一级圆柱齿轮减速器。运动简图:工作条件：传动平稳，传动带单向工作，每天工作24小时，使用年限5年，输送带允许误差为5.原始数据：已知条件数据传送带工作拉力FKN3.4传送带工作速度v(ms

2、)2.2滚筒直径Dmm450设计工作量：设计说明书一份；减速器装配图一张；减速器零件大齿轮图一张；轴一张。一、电动机的选择设计项目计算及说明主要结果（1）选电动机类型按已知工作要求和条件，选用Y型全封闭型笼型三相异步电机（2）选择电动机功率（3）确定电动机的转速工作机所需的电动机输出功率为： 所以由电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率)为：之中分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的效率。所以 =7。01kw卷筒轴的工作转速为： = =80.68r/min按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比,单级齿轮传动比，则合理总传动比的范围，故电动机转速的可选范围为: 符合这一范围的同步转

3、速电动机有和Y160m2-8和Y132s-4三种。 综合考虑选择Y160M-6型电动机，其额定功率是5.5kw；同步转速是1000r/min;满载转速是970r/min;总传动比是12.02。方案电动机型号额定功率电动机转速/传动装置的总传动比同步转速满载转速1Y160M-67.5100097012.022Y132M-47.51500140017.853Y160L-87.57507208.92Pd=7。01kwnw=80.68r/min选择Y160M-6电动机二、计算总传动比和分配传动比设计项目计算及说明主要结果（1）计算总传动比 由选定电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可得传动装置的总传动

4、比为：对于一级传动有： 把总传动比合理地分配给各级传动比，限制传动件的圆周速度以减小动载荷，降低传动精度等级，在满足使传动装置结构尺寸较小、重量较轻和使各传动件的尺寸协调，结构匀称、合理、避免相互干涉碰撞的条件下取： 三、计算传动装置的运动和动力差数设计项目计算及说明主要结果（1）各轴的转速 由式（9.8）式(9.10)得出：（2）各轴的输入功率由式（9.119.13）得出：（3）各轴的转矩运动和动力参数的计算结果列与下表：轴参数电动机轴1轴2轴滚筒轴功率p/kw7.016.736.66.21转速n/r/min970323.3380.8380.83转矩T/N.m69.0218.78787.16

5、7337传动比i341效率0.960.970.99四、带传动设计设计项目计算过程及计算说明主要结果（1）确定计算功率查参考资料 ，查表9.21有 则11.22kw(2)选择V带的型号根据使用要求，选择普通B型V带普通B型V带(3)确定带轮基准值 取所以大带轮取大带轮的标准值则实际传动比 所以从动轮与转速相对误差为：在允许范围内。（4）验算带速（5）初定中心距a和基准带长初定中心距为a=750mm=2414.13mm取标准值为由式（9.20）得实际中心距a为：中心距a的变动范围为：（6）校验小带轮包角（7）确定V带根数Z由式得根据查表9.10用内插法得：由表9.18查得根据传动比表9.19 得由

6、表9.4差的带长度修正系数由图9.12查得包角系数得普通带根数圆整得Z=6根Z=6（8）单根V带的初拉力由参考资料1表9.1得q=0.1kg/m（9）带轮轴上的压边力（10）设计结果选用6根A-4000GB/T 11544_1997V带;带基准长度2500mm；轴上压力；6根A-4000GB/T 11544_1997V带综上结果各参数列表如下：参数电动机轴1轴2轴滚筒轴功率p/kw7.014.84.474.29转速n/r/min970315.7993.9893.98转矩T/N.m59.24183.73779.78732.3传动比i3.043.951效率0.960.970.99五、齿轮设计设计项

7、目计算过程及计算说明主要结果（1）选择齿轮材料及精度等级因传递功率不大，选用软齿面齿轮组合，小齿轮用45钢正火，硬度为169217HBS,大齿轮选用45钢调质。硬度为217255，选齿轮精度等级为级，要求粗糙度。（）按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（11.23）：确定相关参数：转矩：载荷系数K：查表11.10取 K=1.1齿数和齿宽系数：小齿轮的齿数取27，则大齿轮的齿数圆整取7实际齿数比为齿数比的误差为因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿面，由表11.19选取.许用接触应力：由图11.25查得由表11.9查得查图11.28得由表11.9查得确定模数：由表.查得

8、由表11.3取标准模数确定中心距和螺旋角：圆整后去中心距为此值与初选值相差不大，不必重新计算。 K=1.1d（3）主要尺寸计算：综合选择取（5）按齿根弯曲疲劳强度校核（6）验算齿轮的圆周速度由式（11.37出，如则校核合格。确定有关参数与系数：（1） 当量齿数查表（11.12）得查表11.13得由图11.26查得由表11.9查得 由图11.27查得1由式（11.16）可得： 故 齿根弯曲强度校核合格。由表11.21可知，选8级精度是合适的。齿轮的齿顶圆直径为由于200mm所以采用腹板式结构。由表11.21可知，选9级精度是合适的。30117六轴的设计高速轴设计设计项目计算及说明主要结果（1）选

9、择轴的材料，确定许用应力。(2)按扭矩强度估算轴径。（最小直径）（3）设计轴的结构并绘制草图确定轴上零件的位置和固定方式确定各轴段的直径由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选45钢并经调质处理。由参考资料1第273页表14.4查得强度极限B= 637MPa。由表16.3得. 根据表16.2得C=118107。又由式（16.2）得dC=（118107）=29.9633.04考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大3%5%,，取为，30.8634.69mm。由设计手册取标准直径d1=30mm由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央

10、，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。轴段（外伸端）直径最小，d1=30mm;考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩，同时为能顺利在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，因为齿轮为斜齿，所以选角接触轴承，查参考资料2第87页附表7.2选6008型深沟型轴承。故取轴段直径为d2=40mm;用相同方法确定轴段的直径d3=47mm;d4=53mm;为了便于拆卸左轴承，可查出6008型深沟型轴承的安装高度为2.5mm。 齿轮轮毂宽度为75mm。齿

11、轮轴段长度应略短于从动齿毂宽度，取为173mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距为15mm,为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 18mm）,并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm。 d1=30mmd2=40d3=47d4=53d5=40低速轴设计（1）选择轴的材料，确定许用应力。(2)按扭矩强度估算轴径。（最小直径）（3）设计轴的结构并绘制草图确定轴上零件的位置和固定方式确定各轴段的直径确定各轴段的长度选定轴的结构细节(4)按弯扭合成强度校核轴直径画出轴的受力图（见图1b）。作水平面的弯矩图（见图图1c）。支点反力为：作垂直内

12、的弯矩图d，支点反力为：作合成弯矩图e作转矩图f:求当量转矩确定危险截面及校核强度(5)修改轴的结构由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选45钢并经调质处理。由参考资料1第273页表14.4查得强度极限B= 637MPa。由表16.3得6.16=58.7Mpa. 根据表16.2得C=118107。又由式（16.2）得dC=（118107）=42.451.2考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大3%5%,，取为，43.6753.76mm。由设计手册取标准直径d1=48mm由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装

13、在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考资料1第267页图14.8，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向定位采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。如图1：轴段（外伸端）直径最小，d1=48mm;考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩，同时为能顺利在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，因为齿轮为斜齿，所以选角接触轴承，查参考资料2第87页附表7.2选7011AC型角接触轴承。故取轴段直径为d2=

14、55mm;用相同方法确定轴段的直径d3=60mm;d4=69mm;为了便于拆卸左轴承，可查出7011AC型角接触的安装高度为 2.5mm，取d5=60mm. 齿轮轮毂宽度为70mm。轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为68mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距为15mm,为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 18mm）,并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段的长度取为20mm，轴承支点距离L=132mm;根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离要求，取L1=92mm;查阅有关的联轴器手册；L2=84mm;在轴段，上分别

15、加工出键槽，使两键槽处于同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm,查参考资料1第279页表14.5有轴段上的键槽键宽b=14mm,键高h=9mm，键长L=36160mm轴段上的键槽键宽b=18mm,键高h=11mm，键长L=50200mm。圆角r=2。轴环宽b=1.4，h=1.42.5=3.5mm.按计算结果画出轴的结构草图见（图1a）.查参考资料1第199页公式（10.34）有：Ft2=8282.5NFr2= Ft2=3123.92NFa2= Ft2tan14=848.46NFHA=FHB=4141.25NI-I截面的弯矩为： MHI=4141.25=.5N.mmII-II截

16、面处的弯矩为： MHII=4141.2536.5=.63N.mmFVA=1385.18NFVB=Fr2FVA=6881.23NI-I截面左侧弯矩为： MVI左= FVA=91421.68N.mm I-I截面右侧弯矩为：MVI右=FVB=.18N.mmII-II截面处的弯矩为：MVII= FVB36.5=.9 N.mmM=I-I截面: MI左=.1 N.mm MI右=.74 N.mm II-II截面: MII=.32 N.mm T=9.55106=9.55=20116.28 N.mm因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。I-I截面: MeI=.14 N.mmII-II

17、截面: MEII=.34 N.mm由图1可以看出，截面I-I, II-II所受转矩相同，但弯矩MeIMEII，且轴上还有键槽，故截面I-I可能为危险截面。但由于轴径d3d2,故也应对截面II-II进行校核。I-I截面: eI=31.86MpaII-II截面: eII=23.45 Mpa查表14.2得-1b=65Mpa,满足e-1b的条件故设计轴有足够的强度，并有一定裕量。因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改。 d1=48mmd2=55mmd3=60mmd4=69mmd5=60mmL=132mmL1=92mmL2=84mmFt2=8282.5NFr2=3123.92NFa2=848.46N

18、FHA=4141.25NMHI=.5N.mmMHII=.63N.mmFVA=1385.18NMVI左=91421.68N.mmMVI=.18N.mmMVII=.9 N.mmMI左=.1 N.mmMI右=.74N.mmMII=.32 N.mmT=20116.28 N.mmMeI=.14 N.mmMEII=.34N.mmeI=31.86MpaeII=23.45 Mpa七、键的校核设计项目计算及说明主要结果（1）齿轮处的键低速轴 选择键的型号 A型确定键的基本尺寸 轴径 d=60mm由参考资料1第121页表8.1查得: b=18mm h=11mm、L=50200mm由表 8.2查得许用应力:jy=1

19、50MPa jy=jy =jy =140MPajy （满足）写出键的型号： A1850 GB/1096-2003 d=60mmjy =140MPa 低速轴A1850 GB/1096-2003（2）联轴器处的键 选择键的型号 C型确定键的基本尺寸 轴径 d=48mm由参考资料1第121页表8.1查得: b=14mm h=9mm、L=36160mm由表 8.2查得许用应力:jy=150MPa jy=jy =jy =107.83MPajy （满足）写出键的型号： C1470 GB/T1096-2003jy =107.83MPaC1470 GB/T1096-2003（3）带轮处的键 选择键的型号 C型

20、确定键的基本尺寸 轴径 d=30mm由参考资料1第121页表8.1查得: b=10mm h=8mm、L=22110mm由表 8.2查得许用应力:jy=150MPa jy=jy =jy =60MPajy （满足）写出键的型号： C870 GB/T1096-2003C870 GB/T1096-2003八、滚动轴承的校核设计项目计算及说明主要结果（1）轴承的选择低速轴：初选轴承用角接触球轴承7011AC型号高速轴：初选轴承用深沟球轴承6008型号(2)计算轴承的轴向力Fr Fa低速轴Fr=3123.92NFa=848.46N高速轴Fr=2168.97NFa=558.68N低速轴：Fr=3123.92NFa=848.46N高速轴：Fr=2168.97NFa=558.68N（3）轴承的寿命计算的校核由参考资料1第349页表17.8得X=0.4由参考资料1第350页表17.9得fp=1.2由参考资料1第351页表17.10得fT=1由参考资料2 第315页附表4.4得Cr=37.2KN Y=1.5低速轴P=fp(X Fr+ Y Fa)P=1.2(0.43123.9+1.5848.46)=2727.17 N轴承的工作时间为：=536524=43800hC=2467.23NCCr高速轴P=fp(X Fr+ Y Fa)P=1.