(完整word版)V带轮斜齿轮一级减速器要点.doc

1、JIANGXIAGRICULTURALUNIVERSITY机械设计课程设计说明书题目 ：V 带轮斜齿轮一级减速器(题号 IV-1)学院：工学院姓名：刘译文学号：20124319专业：机械设计制造及其自动化班级：1202指导教师：杨红飞 职 称： 讲师二一四年十二月摘要我们在生活中看过许多带式运输机， 目前大多数带式运输机都为多级减速, 带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。应用它可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相

2、配合，形成有节奏的流水作业运输线。所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。而现在我们则需设计一个普通的V 带轮斜齿轮带式减速器，来完成预期要求。关键词： 带式运输机、 V 带、斜齿轮、减速器- 2 -目录摘要.- 3 -1传动方案的拟定.- 4 -1.1设计要求 .- 4 -1.2设计数据 .- 4 -2电机及基本参数计算 .- 5 -2.1电机的额定功率选择 .- 5 -2.2确定电动机转速 .- 6 -2.3计算传动装置的总传动比 .- 7 -2.4计算传动装置运动参数和动力参数 .- 7 -3V带轮设计

3、及校核 .- 8 -4斜齿圆柱齿轮设计及校核 .-10-5轴的设计及校核 .-16-5.1输出轴的设计及校核.-16-5.2输入轴的设计计算 .-19-6滚动轴承寿命校核 .-21-7键的强度计算 .-22-8联轴器强度校核 .-23-9箱体的设计 .-24-结论与体会 .-25-参考文献 .-26-附录.-27-致谢.-38- 3 -1 传动方案的拟定1. 1 设计要求设计一带式运输机上用的皮带斜齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转，有轻微振动、空载起动。运输带速度允许误差为，减速器小批量生产，使用期限年，三班制工作，如图所示。1. 2设计数据题号IV-1运输带拉力 F(KN)1.8卷筒直径

4、 D(mm)330带速 V(m/s)0.8- 4 -2 电机及基本参数计算2. 1 电机的额定功率选择F w v wPw1000ww 取 0 .95工作机所需功率18000 .81 .516 kwPw0.951000电动机功率PwP03带轴承斜齿轮联轴器由第十一章查得带 0.94 0.97，取 0.9。轴承因为是斜齿轮传动，所以应选圆锥滚子轴承，故取。0.98斜齿轮，级精度，故取0.98。7联轴器0.99 0.995，弹性联轴器，取较小值 0.99。P01.5161 .748 kw0.950.930 .980 .99Pm(1 1.3)P01 .748 2 .2724Pm2.2kw- 5 -2.

5、 2 确定电动机转速工作机卷筒转速601000v6010000.8nwD33046.3r / minV带传动比 i1 2 4圆柱齿轮传动比 i 23 6总传动比 i i1 i2620电动机额定转速 nmi nw 277.8 926r / min查表得型号额定转速电 流效率功 率堵转转堵转转噪声净重功 率r/minA%因 素矩/额定矩 /额定dBkgP/kwcos转矩电流Y112M-62.29405.6180.50.742.06.06745Y132S-82.27105.81810.712.05.56670传动装置传动比Y112M6i20.3, i14, i25.075Y132S8i15.3, i

6、13, i25.1故选择 Y112M6- 6 -2. 3 计算传动装置的总传动比inm940nw20.346.3ii1 i220.3i1i 带轮4i 2i 减速器5.0752. 4 计算传动装置运动参数和动力参数令：带轮通过轴I 连接，轴 II 输出，卷筒轴III 。计算各轴转速nm940235r / minI 轴： nI4i带轮nI23546.3r / minII 轴： nIIi齿轮5.075III 轴： nIII nII46.3r/ min计算各轴功率I轴： PIP0带轮1.7480.951.6606kwII 轴： PIIPI轴承齿轮 1.66060.980.981.595kwIII 轴：

7、 PIIIPII轴承联轴器1.595 0.980.991.547kw计算各轴转矩I轴： TI9550 10 3PI9550 103 1.66066.748104 NmmnI235II 轴： TII9550103PII9550 10 3 1.5953.2899105 NmmnII46.3III 轴： TIII9550103PIII9550 10 3 1.5473.1909 105 N mmnIII46.3- 7 -3 V 带轮设计及校核1、确定计算功率 Pca由表8-8KA1.1PcaK APm1.12.22.42kw2、选择 V带的带型根据 Pca、nI ，由图 8 - 11，选用 A型带。3

8、、确定带轮基准直径 dd，并验算带速 v小带轮最小基准直径由表 8 - 7，d d175mm由表 8 - 9，取小带轮基准直径 dd 1106mm验算带速 vvdd 1nI106 9405.2m/ s1000601000605m/ sv，故带速合适30m / s同时可以计算出大带轮 基准直径dd 2i 带轮dd 14 106 424mm由表 8 - 9，取标准值，故大带轮 dd 2450mm4、确定 V带中心距 a及基准长度 Ld根据式 8- 200.7(dd 1dd 2 )a02(dd 1dd 2 )389.2mma01112mm初定中心距 a0750mm由式计算带基准长度8- 22Ld 0

9、2a0( dd1dd 2 ) (dd 2dd 1) 224a02750(106450)(450106)2247502412.8mm由表选择基准长度，故Ld2300mm8 - 2按式8- 23计算实际中心距aLd - Ld 02300- 2412.8700mma a027502按中心距变化范围为665.5mm 769mm8- 24- 8 -5、验算小带轮上的包角11 180- (dd 2dd 1)57.3180（） 57.3152 120a- 450 -1067006、计算带的根数 z计算单根 V带额定功率 Pr由 dd 1106mm， nI940r / min 查表 8 - 4P0 1.04k

10、w根据 nI940r / min ， i带轮4，A型带查表 8 - 5P0 0.11kw查表 8 - 6得 K a0.93查表 8-2得KL1.07于是 Pr（ P0P0） K aK L （1.040.11） 0.931.071.144kwPca2.422.12，故取 3根z1.144Pr7、计算单根 V带的初拉力 F0由表 8 - 3得 A型带单根长度质量 q0.105kg / mF0 500(2.5K a )Pcaqv 2500(2.5 0.93)2.420.105 5.22134NKazv0.93 35.28、计算压轴力 FP23 134 sin 152780NFP 2zF0 sin 1

11、229、带轮结构设计及结论V带轮结构形式与基准直径有关已知 dd1 106mm， dd 2 450mm，再根据设计手册 16 -1 小带轮孔内径可取 20、22、24、25、28、30、32、35、38、40mm结构形式为实心式，带轮宽 54mm大带轮孔内径可取42、45mm结构形式为四椭圆辐轮，带轮宽 54mmA型普通 V带3根中心距控制在665.5mm 769mm单根带初拉力 134N- 9 -4 斜齿圆柱齿轮设计及校核、材料及热处理1带式输送机为一般工作 机，由表，选用 级精度10- 67材料选择由表，大齿轮初选钢，调质处理，大齿轮 齿面硬度240HBS10-145小齿轮初选 40Cr

12、，调质处理，小齿轮齿 面硬度 280HBS初定小齿轮齿数z1，则大齿轮齿数z2 i齿轮 z1 5.075，2424 121.8因为齿数互为质数，故z2，初选螺旋角 14，压力角 20123、按齿面接触疲劳强度 设计2由试算小齿轮分度圆直径10- 242KTi 1Z H Z E ZZ 2d1t3Ht 1()iH d确定公式中各参数值试选载荷系数 K Ht1.3由图，2.43310- 20 ZH由图，计算接触疲劳强度， 求重合度系数Z10- 21atarctan(tanan / cos)arctan(tan20/ cos14 )20.152aat 1arccosz1 cosat /( z12han

13、* cos )29.974aat 2arccosz2 cosat /( z22han* cos ) 22.817z1 (tan aat1tan at )z2 (tan aat2 tan at )1.663a2由表选取齿宽系数，两支承相对于小齿轮 作对称布置10- 7d 1d z1 tan 124 tan141.9054 Z)0.664a (1a3由图可得螺旋角系数Z10- 23Zcoscos140.9851由图10 - 5查得材料弹性影响系数 Z E189.8MPa 2计算接触疲劳许用应力 H由图10 - 25d查得小齿轮接触疲劳强度极 限 600MPaHlim1大齿轮接触疲劳强度极 限 55

14、0MPaHlim2-10-由式计算应力循环次数N10-15N160nIjLh60235 1(3 830010)1.015 109N260nIIjL h6046.31 (38300 10)2 108由图查得接触疲劳寿命系数K HN10- 23KHN1，KHN20.970.93取失效概率为，安全系数S11%由式得10-140.93600 H 1KHN1Hlim1558MPaS1K HN 2Hlim20.97550533.5MPa H 2S1取较小值，所以 H 533.5MPa计算小齿轮分度圆直径d1t2K HtT1i 1Z H Z E ZZ23i()dH 123236.748104241（2.43

15、3189.80.6640.985240.656mm31123533.5)24调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的 数据准备圆周速度： vd1t n140.6562350.5m / s601000601000齿宽： Bd d1t40.656mm计算实际载荷系数 K H由表10 - 2查得使用系数 K A1.25由图10 - 8查得动载荷系数 K v1.04齿轮的圆周力： Ft12T13320Nd1t根据 K A Ft 11.253320102N，查表得齿间载荷分配系数K Ha1.2B40.65610-3由表查得 级精度，小齿轮相对支 承对称布置时，K H 1.30910- 47则载荷系数 K

16、 H K A Kv K Ha K H 1.25 1.04 1.2 1.3092.042由式可得按实际载荷系数算 得分度圆直径10-12d1K H47.260mmd1t 3K Ht以及相应的齿轮模数 mnd1 cosz11.911-11-3、按齿根弯曲疲劳强度设计由式 10 - 20试算出齿轮模数mnt2K H T1YYcos2 YFaYSa)32( F d z1确定公式中的各参数值试选载荷系数 K Ft1.3由式 10 -18可得计算弯曲疲劳强度的重合系数 Ybarctan(tan cosa)tarctan(tan14 cos 20.562 ) 13.1401.663a1.754avcos2

17、2bcos 13.140Y0.250.750.678av由式 10 -19可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YY1- 0.778120计算 YFa YSaF 由当量齿数 zv1z226.27， zv2z2134.65cos3 cos3查图 10 - 17得出齿形系数 YFa12.62， YFa 22.18由图 10 - 18查得应力修正系数YSa11.6， YSa2 1.82由图 10 - 24c查得小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为 Flim1500MPa， Flim2 380 MPa由图 10 - 22查得弯曲疲劳寿命系数K FH1 0.85，K FH2 0.88取弯曲疲劳安全系数 S1

18、.4K FH1 Flim1303.57MPa F 1SKFH2 F 2Flim2238.86 MPaSYFa 1YSa10.0138 F1YFa 2YSa2 F20.0166故取较小的 YFa YSa0.0166 F 2 cos2YFa YSa试算齿轮模数 mntKHT1YY)3d z12( F 32 1.3 6.74810 40.678 0.778cos2 140.01661.359mm24 21-12-调整齿轮模数计算实际载荷系数mnt z11.35924圆周速度： d1cos33.614mmcos14vd1n133.614 2350.41m / s601000601000齿宽：B d1

19、33.614 33.614mmd 1齿宽及齿高比h( 2han*cn* )mnt(21 0.25)1.359 3.058mmb33.61410.99h 3.058计算实际载荷系数 K F根据 v0.41m / s，7级精度由图 10 - 8查得动载荷系数Kv1.03由 Ft12T14.015103 Nd1K A Ft11.254.015103b33.614149.31N100N查10 - 3齿间载荷分配系数 K Fa1.2由表 10 - 4查得 K H1.307，结合 b10.99, K F 1.27h则载荷系数 K F K A K v K Fa K F1.962由式 10 -13可得按实际载

20、荷系数算的齿轮模数K F1.559mn mnt 3K Ft对比计算，由齿面接触 疲劳强度计算的法面模计算的法面模数从满足 弯曲疲劳出发，从标准足接触疲劳强度，需按 接触疲劳强度算得分度数 mn大于由齿根弯曲疲劳强 度模数中就近取 2，为了同时满圆直径 d1 47.260mm来计算小齿轮齿数 zd cos/m22.9，故取 z23，则 zi 齿轮 z5.07523116.7，11n121故取 z2117，符合 z1、 z2互为质数。-13-、计算中心距4( z1 z2 )mn(23117) 2a2144.256mm2coscos14考虑模数从 1.559增大为 2，调整中心距 145mm按圆整后

21、中心距修正螺 旋角 arccos( z1 z2 )mn 15.090 2a计算齿轮的分度圆直径小齿轮： d1z1mn47.64mmcos大齿轮： d2z2mn242.36mmcos计算齿轮宽度 Bd47.64mmd1因为小齿轮磨损的更多 ，所以小齿轮要设计得 比大齿轮更宽 B1 55mm，B2 50mm、圆整中心距后强度校 核5齿轮副的中心局在圆整 之后K H、等均发生变化，应重新 校核齿轮强ZK FY Y度，以明确工作能力。齿面接触疲劳强度校核K HKv K A K Ha K H按照前面做法，算得K A、K H1.3111.25K v1.04K Ha1.4K H2.386由数据T16.748

22、 103N、d、齿轮、2.42mm1d147.64mm i5.075 ZH1ZE189.8MPa 2、Z0.66、Z0.983代入式 10 - 222K HT1i 1Z H ZE ZZH3id d22.3866.7481045.07512.42189.80.660.983523MPa147.6435.075 H满足齿面接触疲劳强度-14-齿根弯曲疲劳强度校核K FK A K v K Fa K F按照前面计算方法得K A、1.261.25K v1.04K Fa1.4 KF 所以 KF2.293由数据T16.748104N、YFa 1、YFa 2、YSa1、mm2.652.171.58 YSa21

23、.81Y、Y、mn、代入式10-170.6790.752 15.09d 12 z1232K F T1YFa 1YSa1YYcos2 146MPaF 1F1dmn3 z122K F T1YFa 2YSa2YYcos2 137MPaF 2F2dm3n z12所以齿根弯曲疲劳强度 满足要求，同时符合小 齿轮抵抗弯曲疲劳破坏 能力大于大齿轮。6、主要设计结论齿轮按 7级精度设计小齿轮选用40Cr（调质）、大齿轮选用钢（调质）45小齿轮齿数z1、分度圆直径d1、齿宽B155mm2347.64mm大齿轮齿数 z2117、分度圆直径 d2242.36mm、齿宽 B2 50mm法面模数mn、端面模数mt2.0

24、71mm2mm压力角 20、螺旋角 15.09变位系数 x1x2 0中心距 a145mm-15-5 轴的设计及校核5. 1 输出轴的设计及校核1、求输出轴上的基本参数经前面计算得PII1.595kw、 nII46.3r / min 、 TII3.2899105 Nmm2、求作用在齿轮上的力圆周力： Ft2T223.2899105d2242.362715N径向力： FrFttan an2715tan 201023 Ncoscos15.09轴向力： FaFttan 2715tan15.09732N3、初步确定轴最小直径先按 15 -1估算最小直径，轴的材 料选取 45钢,调质热处理。根据表 15

25、- 3，取 A0105PII34.2mmdmin A0 3nII输出轴最小直径是安装联轴器处轴直径 dI（II图见附录），为了使所选轴直径 d I II 与联轴器的孔径适应，选取联轴器型号应注意。联轴器计算转矩，TcaK ATII由表 14 -1，带式运输机，有轻微 振动， K A1.5， Tca 4.93485105按照计算转矩 Tca小于联轴器公称转矩的前提查阅 GB / 50142003，选择较为合适的LX 2型弹性柱销联轴器其公称转矩为 5.6105因为半联轴器的孔径dI35mm，所以 dI II35mm又因为半联轴器长度L82mm, 所以半联轴器与轴配合 的毂孔长度 L1 60mm4

26、、输出轴的机构设计根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度初定 dII III40mm，左端用轴端挡圈，D45mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 L160mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上， LI II 应小于 L1故 LI II58mm-16-初步选择滚动轴承，因 为既有径向力，又有轴 向力较为适合的为单列圆锥 滚子轴承由轴承产品目录初步选 取0基本游隙组标准精度级 的单列圆锥滚子轴承 30209 尺寸为 d D T 45mm 85mm 20.75mm所以 dIII IVdVII VIII45mm、 LVII VIII20.75mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位查得 30209型轴承最小安装尺