V带轮单级齿轮减速器课程设计

分析：|结果：分析：|结果：PAGE29/29机械设计课程设计(V带轮单级齿轮减速器) 班级：设计者：指导老师：日期：目录1题目及设计总体分析32选择电动机43传动装置的总传动比及分配各级传动比54计算传动装置的运动和动力参数65窄V带轮的设计和计算76齿轮传动设计计算97轴的设计计算高速轴15低速轴（含连轴器的选择和验算）198滚动轴承的选择和验算239键的强度校核2410减速器的润滑2511减速器箱体结构尺寸2612总结2813参考资料28题目及设计总体分析如图为带式输送机传动简图，已知滚筒直径为400mm，输送带速1.1m/s,运输带工作压力为2500N。由电动机驱动，工作寿命10年，设每天工作8小时，允许3年一大修，带式输送机连续单项运转，载荷平稳。1、电动机2、V带轮3、箱体4、低速齿轮5、高速齿轮6、联轴器7、滚筒Ⅰ、电动机轴Ⅱ、输入轴Ⅲ、输出轴选择电动机选择电动机按工作要求和条件，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。电动机的容量电动机所需的工作效率为：工作机所需要功率为：2.75KW传动装置的总效率为：按表2-3确定各部分效率：V带传动效率，滚动轴承传动效率，闭式齿轮传动效率，联轴器效率，传动滚筒效率，则所需电动机功率为：电动机的额定功率要略大于P，由Y系列三相异步电动机技术数据选择电动机额定为4KW。电动机转速滚筒轴工作转速：52.55r/minr/minr/minr/minV带传动的传动比常用范围，单级圆柱齿轮减速器传动比范围n*n=198，则传动装置总传动比的合理范围为，故电动机转速的可选范围为：315.30～840.76选用同步转速750r/min，满载转速720r/min的Y160M1-8型电动机。其主要技术参数如下：电动机型号额定功率P（KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y160M1-8475072022电动机的相关尺寸：中心高H外形尺寸底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E键公称尺寸F×h160600×417.5×385254×2101542×11012×160传动装置的总传动比及分配各级传动比总传动比为：13.70分配传动装置各级传动比根据取V带传动的传动比，则减速器的传动比i为3.91计算传动装置的运动和动力参数0轴（电机轴）：功率转速转矩1轴（高速轴）：功率；转速；转矩；2轴(低速轴)：功率转速转矩3轴（滚筒轴）：功率转速转矩将上述计算得到的运动和动力参数列于下表轴名参数0轴1轴2轴3轴转速n(r/min)720205.7152.6152.61功率P（kw）3.203.072.952.89转矩T(N.m)42.44142.52535.50524.61传动比I3.53.911效率0.960.960.98窄V带轮的设计和计算确定计算功率由以上计算可知P=4kw，选工作情况系数，由则选定V带带型由、查课本图8－9，选用SPZ型。确定带轮基准直径、取主动轮基准直径从动轮基准直径，根据表8-7，取。则实际的传动比为带的速度，合适。确定V带的基准长度和传动中心距根据有，初选计算带所需的基准长度：选取带的基准长度则验算主动轮上的包角，合适。计算窄V带的根数z由，查表8－5c和表8－5d得，，查课本表8－8得，查课本表8－2得，代入上式得：取z=2计算预紧力查课本表8-4得412.22N计算作用在轴上的压轴力确定带轮的结构尺寸由，采用腹板式结构，，采用轮辐式。由V带设计可知z=2根，则由课本表8-10可得e=12mm,f=8mm,=2.0mm则带轮的宽度为小带轮的外径大带轮的外径齿轮传动设计计算根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。材料选择。小齿轮选用40，调质处理，齿面硬度280HBS（7级），大齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度240HBS（7级）。选小齿轮齿数，则大齿轮齿数，取按齿面接触强度设计根据设计计算公式确定公式内的各计算数值试选载荷系数小齿轮传递的转矩由上面的计算得由表10-7（课本）选取齿宽系数由表10-6(课本)查得材料的弹性影响系数由图10-21d（课本）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限，大齿轮的接触疲劳强度极限由式10-13（课本）计算应力循环次数由图10-19(课本)查得接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1。由式(10-12)(课本)，得计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值计算圆周速度v计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高计算载荷系数根据v=0.77m由图10-8（课本）查得动载荷系数；直齿轮，假设.由表10-3(课本)查得；由表10-2(课本)查得使用系数；由表10-4(课本)查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时，由b/h=10.68,,查图10-13(课本)得；故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式10-10a(课本)得计算模数m按齿根弯曲强度设计由式（10-5）（课本）得弯曲强度设计公式为确定公式内的各计算数值由图10-20c（课本）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由图10-18（课本）查得弯曲疲劳寿命，计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）（课本）得，计算载荷系数K查取齿形系数由表10-5（课本）查得，查取应力校正系数由表10-5可查得，计算大、小齿轮的并加以比较，大齿轮的数值大设计计算（模数越大，齿轮越安全）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度设计的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即m*z）有关，可取弯曲强度算得的模数1.447，并就近圆整为标准值m=2.5按接触疲劳强度算得的分度圆，算出小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。则实际的传动比为。自此，实际的总传动比为，实际的滚筒转速为，误差绝对值为，合符要求。几何尺寸计算计算分度圆直径，计算中心距计算齿轮宽度取，验算，合适高速齿轮传动的相关数值模数m2.5分度圆直径齿顶高齿根高全齿高齿顶圆直径齿根圆直径中心距齿宽轴的设计计算高速轴的设计已知：，，，作用在齿轮上的力由齿轮计算过程得初步确定轴的最小直径，先按式（15-2）（课本）初步估算轴的最小直径。轴为齿轮轴，45钢，调质处理。由表15－3取,则轴的最小直径显然是与带轮的配合处的直径，为了使所选的轴直径与带轮的孔相适应，故取。轴的结构设计。拟定轴的基本结构根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。带轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些，现取。初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力的作用，故选用深沟球轴承（GB276-89）6308，其尺寸为，故取，而。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得6308型轴承的定位轴肩高h=6mm,因此取。取小齿轮处的直径。齿轮左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为85mm，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。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取h=6mm，则轴环处的直径=58mm轴环宽度，取，则。取轴承端盖的总厚度为20mm，端盖的外端面与大V带轮右端面的距离为30mm，故mm。取轴承距箱体内壁距离s=8mm齿轮距箱体内壁距离a=16mm已知轴承宽度B=23mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。求轴上的载荷在计算简图中，作为简支梁的轴的支撑跨距(其中B=23mm)。由计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如上图所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C的、及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15－5）及上表中的数值，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15－1查得，因此，故安全低速轴的设计1.已知：，，，求作用在齿轮上的力,初步确定轴的最小直径轴为齿轮轴，45钢，调质处理，由课本表15－3取,则轴的最小直径显然是与半联轴器的配合处，选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查课本表14－1查得，则,应小于联轴器公称转矩，查标准GB5014－85，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000。半联轴器的孔径，故取。半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度轴的结构设计。拟定轴的基本结构根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅶ-Ⅷ段左端需制出一轴肩，故取Ⅵ-Ⅶ段直径；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度mm，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Ⅶ-Ⅷ段长度应比略短一些，取mm。初步选择滚动轴承。因轴仅承受径向力的作用，故选用深沟球轴承（GB276-89）6308，其尺寸为，故取。而。右端轴承采用轴肩进行轴向定位。取定位轴肩高度h=6mm，因此，取mm。取安装齿轮轴段Ⅱ-Ⅲ的直径mm；齿轮左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm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h=6mm则,轴环宽度，取。取轴承端盖的总厚度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离l=30mm，故取。取轴承距箱体内壁距离s=8mm齿轮距箱体内壁距离a=16已知轴承宽度B=23mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。求轴上的载荷在计算简图中，作为简支梁的轴的支撑跨距(其中B=23mm)由计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如上图所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B出的、及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15－5）及上表中的数值，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15－1查得，因此，故安全滚动轴承的选择和验算高速轴上的轴承选择深沟球轴承（GB276-89），轴承代号为6308，其尺寸为，基本额定载荷。寿命验算按课本表13-6，取。则轴承的当量动载荷因为，所以按轴承B1的受力验算又因为减速器的寿命,，合适。低速轴上的轴承选择深沟球轴承（GB276-89），轴承代号为6308，其尺寸为，基本额定载荷Cr=40.8kN。寿命验算按课本表13-6，取。则轴承的当量动载荷因为，所以按轴承C2的受力验算>，合适。键的强度校核高速轴联轴器的键联接校核选择键联接的类型和尺寸大带轮处选用单圆头普通平键（C型），，L=50mm。小齿轮处选用圆头普通平键（A型），，L=80mm。校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由课本表6-2查得许用挤压应力为。键的工作长度，,。键与联轴器键槽的接触高度，，。由课本式（6-1）得，合适。，合适。低速轴齿轮、联轴器的键联接校核1）选择键联接的类型和尺寸大齿轮处用圆头普通平键（A型），，L=70mm。半联轴器处用单圆头普通平键（C型），，L=70mm。2）校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力。键的工作长度，，。键与联轴器键槽的接触高度，，。由课本式（6-1）得，合适。，合适。减速器的润滑润滑方式的选择齿轮用润滑油润滑，并利用箱内传动件溅起的油润滑轴承。因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，所以轴承用润滑脂润滑。密封方式的选择计算可得，各轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承则选用ZGN－2润滑脂润滑。减速器箱体结构尺寸1箱座壁厚因为，所以，2箱盖壁厚3箱座凸缘厚度4箱盖凸缘厚度5箱座底凸缘厚度6地底螺钉直径，取M207地底螺钉数目因为，但计算结果，故取8轴承旁联接螺栓直径，取M149箱盖与箱座联接螺栓直径，取M1010联接螺栓的间距12窥视孔盖螺钉直径,取M813定位销直径14凸缘上螺栓凸台的中心至外箱壁的距离15轴承旁凸台半径16凸台高度17箱体外壁至轴承座端面距离19大齿轮顶圆与内箱壁距离20齿轮端面与内箱壁距离21箱盖，箱座筋厚，22大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离23箱底至箱底内壁的距离24减速器中心高25箱体内壁至轴承座孔端面的距离26轴承端盖凸缘厚度27轴承端面至箱体内壁的距离28旋转零件间的轴向距离29齿轮顶圆至轴表面的距离总结我经过这次的设计作业，真是感触良多！！我发现原来做好一件以前看似简单的东西真的很不容易。我发现我过往的学习，无论是作业还是考试，都是立足于很片面的单个知识点上的。这根本就无法解决实际问题，因为实际问题都是各种知识的大综合。虽然这次的设计作业也还只是纸上谈兵，并且也只是部分知识的小综合，但也使我认识到学海无涯，必须思勤上进。我坦白，开始设计时，我先参考了师兄师姐的作业，才再自己一步一步的做。但我很不幸的在随后的设计过程中发现他们有许多的错误。有很多简直是原则性的错误，甚至书上的公式都抄错。我想他们是不是有很多东西根本就还没搞懂呢？！当然，我知道我也还有很多不太明白的地方，设计上也存在着许多问题，