机械设计课程设计-V带—单级圆柱齿轮减速器.doc

机械课程设计说明书设计题目：V带单级圆柱齿轮减速器班 级：机电一体化技术0802班设计者：学 号：指导教师：二9年12月28日目录一、传动方案拟定.3二、电动机的选择.3三、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.4五、传动零件的设计计算.6六、滚动轴承的校核计算. 15七、键联接的校核计算. 16八、箱体及附件. 16计算过程及计算说明一、 传动方案拟定选择该传动方案的理由：合理的传动方案除应满足工作机的性能要求和适应工作条件外，还应工作可靠结构简单尺寸紧凑加工方便成本低廉传动效率高和维修方便等. 该方案第一级为带传动，第二级为一级圆柱齿轮减速器。带传动能缓冲吸振，过载时期安全保护作用。但结构和长度尺寸都较大，且带传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境。第二组：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：输送机连续工作，传动不逆转，载荷平稳，空载起动，输送带速度容许误差为+-5%，使用年限10年，两班制工作，输送带效率一般为0.940.96。（2） 原始数据： 输送带工作拉力F 2900N 输送带工作速度V 1.4m/s 滚筒直径D 400mm二、电动机选择1类型选择；电动机类型选择是根据电源种类工作条件及在和特点等条件来选择的。目前广泛采用的Y系列三相异步电动机是全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适合于不易燃不易爆无腐蚀性气体和雾特殊要求的机械上，如金属切削机床，风机，输送机，搅拌机，农业机械和食品机械等。因此，选择Y系列三相异步电动机。2电动机功率的确定；1）工作机所需功率Pw Pw= KW （课程设计P14式2-1）Pw=Twnw/9550 KW (课程设计P14式2-2)式中：Fw-工作及阻力 N Vw-工作机线速度 m/s nw-工作机的转速 r/min -工作机的效率 2）电动机轴的输出功率 PoPo=Pw/ KW （课程设计 P14 式2-3）式中为机械传动装置的总效率 （由电动机至工作机） （课程设计P14式2-4）3）确定电动机的额定功率 Pm通常取Pm=（11.3）.Po (课程设计P18)三传动装置总传动比的计算和分配i=nm/nw （课程设计P19式2-6）当各级传动机械串联时，传动装置的总传动比是各级传动的连乘积，即i=i1i2i3.in (课程设计P14式2-6)四传动装置的运动参数和动力参数的计算1电动机轴的输出功率，转速和转矩分别为；Po=Po KW ,no=n r/min , To=9550Po/no Nm （课程设计P21式2-7）2传动装置中各轴的输入功率，转速和转矩分别为；P1=Po01 kw, n1=n0/i01 r/min, T1=9550P1/n1=Ti0101 NMP2=P102kw, n2=n1/i12 r/min, T2=9550P2/n2=T1i1212 Nm（课程设计P2式2-8）3由原始数据；输送带工作拉力F 2900N 输送带工作速度V 1.4m/s 滚筒直径D 400mm 计算；1)选择电动机容量；Pw=FwVw/1000Dw由原始数据及查课程设计P18表2-4.得带式输送机效率取w=0.94，代入上式得Pw=2900*1.4/1000*0.94=4.319 kw 电动机的输出功率Po=Pw/3=0.99，（球轴承）；联轴器（凸缘）4=0.98.因此：=12324=0.95*0.97*0.99*0.99*0.98=0.885Po=Pw/=4.319/0.885=4.88 kw一般电动机的额定功率 Pm=(11.3)Po=(11.3)*4.88 =4.886.344 kw则由课程设计P15表2-1 取电动机的额定功率Pm=5.5kw 2)确定电动机的转速：滚筒转速为：n=60V/D=60*1.4*1000/3.14*400=66.85 r/min由课程设计P19表2-5 查得：取V带传动比i=24，单级圆柱齿轮传动比i=35,则总传动比的范围为：n=in=(620)*66.85 r/min=4011337 r/min电动机同步转速符合这范围的有750r/min和1000r/min两种。为降低电动机的重量和价格。由课程设计P15表2-1中选取常用的同步转速为1000r/min和Y系列电动机型号为Y132M2-6其满载速n=960r/min 3)计算传动装置的总传动比并分配各级传动比(1)传动装置的总传动比：i=n/n=960/66.85=14.36(2)分配各级传动比：i=i1*i2为使V带传动的轮廓尺寸不致过大，初选传动比i1=3，则齿轮传动比为：i=i/i1=14.36/3=4.79 4)计算传动装置的运动参数和动力参数0轴（电机轴）P0=4.88 kwno=n=960r/minTo=9550*Po/no=9550*4.88/960 NM1轴（高速轴）P1=Po*01=Po1=4.88*0.95=4.636 kwn1=no/i01=n/i1=960/3=320 r/minT1=9550P1/n1=9550*4.636/320=138.36 Nm2轴（低速轴）P2=P112=P123 =4.636*0.97*0.99=4.45 kwn2=n1/i12=n1/i2=320/4.79=66.8 r/minT2=9550P2/n2=9550*4.45/66.8=636.19 NmW轴（滚筒轴）P =P223=P234=4.45*0.98*0.99=4.32 kwn=n2=66.8 r/minT=9550Pn=9550*4.319/66.85=616.99 Nm为便于下一阶段的设计计算传动零件和轴，将上述计算结果列表如下：参数 轴号电机（0轴）1轴2轴滚筒（W）轴功率p/kw4.884.6364.454.32转速n/min96032066.866.8转矩T/Nm48.55138.36636.19616.99传动比 i 3 4.79 1效率 0.95 0.96 0.97五、传动零件的设计计算一带传动的设计计算条件要求：V带传动，电动机额定功率P=5.5kw,转速为n1=960min,输入功率即1轴转速为n2=320r/min.容许误差为+-5%；传动不逆转，载荷平稳，两班制工作。设计项目计算及说明主要结果1 Pc(计算功率)由设计基础P138式11-16：Pc=kP由设计基础P139表11-7：K=1.2 P=5.5kw则Pc=1.2*5.5=6.6kwPc=6.6kw2 V带型号由设计基础图11-8得： B型3 d1,d2由设计基础P139图11-8，P140表11-8：d=125(B型)取d1=125 mmd2=n1/n2*d1P140式11-7=960/320*125=375mmd1=125mmd2=375mm4验算V(m/s)V=d1n1/60000=6.28m/s介于（525m/s之间，合适V=6.28M/S5 a,Ld (先初选，后确定)设计基础P140式11-18：0.7（d1+d2）ao2(d1+d2)350ao120 合适1=165.647， Z(根数)由设计基础P140式11-23;Z=Pc/Po=Pc/（Po+P）/K/L设计基础P137表11-4：（插入法）：（980-800）/（1.67-1.44）=（980-960）/（1.67- Po）Po=1.64由设计基础P137表11-5（插入法）:P=0.294由设计基础P138表11-6（插入法）：K=0.966代入式11-23： Z=3.37 取Z=410合适Z=4V带轮轮槽B=Z(f+e/2)=4*(11.5+19/2)=84mm（设计基础P132表11-3）8 Fo(初拉力)由设计基础P141式11-24：Fo=500Pc/（zv）(2.5/ K-1)+qv2由设计基础P131表11-2： q=0.17kg/m得Fo=500*6.6/4/6.24*（2.5/0.966-1）+0.17*6.28*6.28=215.58NFo=215.58N9 Fy（轴上压力）由设计基础P141式11-25：Fy=2ZFosin1/2 =2*4*215.58*0.97=1672.9NFy=1672.9N10结构d1200mm 可采用实心式 d2400mm， 采用腹板式.二直齿圆柱齿轮的设计计算条件要求：传递功率P=4.636kw，传动比i=4.79，主动轮转速n1=320r/min,载荷平稳，单向运转，齿轮在两支承间对称分布，原动机为电动机.设计项目设计及说明主要结果一传动方式，选材，热处理，精度等级。1 传动方式2材料及热处理3精度等级闭式软齿由设计基础P161表13-1：小齿轮选用：40Cr 调质 硬度241286HBS;大齿轮选用：45 调质 硬度217255HBS齿面粗糙度：Ra=(u+1) 对于减速运动u=i，i=4.79（已知）（对于一般单级减速传动，i=184.61mm取a=185 （初选）u=4.79k=1T1=138355.625Nm=0.4取SH=1.11=609.09 Mpa2=500 Mpa三计算主要尺寸1 Z2 m3 a4 b1 b25 d1 d2Z1=2040(一般) （设计基础P169）当齿轮传动中心距一定时，齿数多模数小，既能增加重合度，改善传动平稳性，又能降低齿高，减小滑动系数，减小磨损和胶合.(=2a/（Z1+Z2）m=2.45由设计基础P49表5-2:取m=2.5a=m（Z1+Z2）/2 =188.75mm=b/a 得： b2=0.4*188.75=75.5 b1=b2+（510）=83.5 （应圆整） （设计基础P169d=mz(设计基础)P50表5-3）d1=2.5*26=65mmd2=2.5*125=312.5mmZ1=26Z2=125m=2.5a=188.75mmda1=70da2=317.5df1=58.75df2=306.25b1=84b2=76d1=65mmd2=312.5mm四校核1 弯曲疲劳强度校核1) Yf2） 速度V由设计基础P168式13-7：=2KT1Yf/（bm2z1）=bb由设计基础P167图13-13：Yf1=2.68 Yf2=2.21由设计基础P168式13-9：bb= bblim/SFbblim1=225Mpa bblim2=185 Mpa(设计基础P168图13-14)由设计基础P167表13-5：SF=1.31.4 取SF=1.4bb1=225/1.4=160.71bb2=185/1.4=132.1454.3160.71 49.52132.14即bb1bb1 bb2bb2强度足够V=d1n1/60000=3.14*65*320/60000=1.09m/s1.09107级精度足够bb1=54.33bb2=49.52bb1=160.71bb2=132.14V=1.09m/s五结构尺寸及润滑方式1， 结构尺寸2 润滑方式 由设计基础P50表5-3：da=m(z+2)da1=70 da2=317.5 da12.5Mn待定） （设计基础P185）200da2500可采用腹板式。v=1.09p=4.636kw n=320r/min(已知)由设计基础p225表16-3：=3040(考虑到既受转矩又受弯矩) 取=32则 d=27.86mm考虑到轴段上有键槽，单键时直径增大3%即d=1.03*27.86=28.69取d=40初选轴承：6008 d=40 D=68 b=15（课程设计p173附表5-1）键初选： b*h=14*9 A型平键（课程设计p170附表4-1）取d=40初选轴承：6008 d=40 D=68 b=15键初选： b*h=14*9L=70A型平键（课程设计P170附表4-1）3结构设计1） 轴类型2） 轴上零件的定位，固定和装配3） 轴长参数V带轮宽度 端盖厚度螺栓df1=（Z-2.5）*m=58.75mm(2.5m齿轮与轴应分离制造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，齿轮左面用套筒定位，右面由轴肩定位。联键以平键做过度配合固定，两轴承分别以轴肩和端盖固定。如图：轴结构1V带轮宽度：B=Z（f+e/2）=4*(11.5+19/2)=84mm(设计基础P132表11-3)端盖厚度：e+m(取箱体壁厚32，轴承里边距箱体内侧5，外侧则为32-5-15=12)端盖螺栓直径取 d3=8 数目=4（课程设计P54表3-17）则e+m=1.2*d3+12=21.6mm螺栓： A级全螺纹K+L=5.45+15=20.45mm取端盖离带轮距离为30mmV带轮宽度 B=84mm端盖厚度=21.6mm4强度校核Ft=2T2/d2， Fr=Ft*tan(设计基础P163式13-1)T1=138355.625Nmm d1=65mm则Ft=2*138355.625/65=4257.09N Fr=1549.16d1=65mmFt=4257.09NFr=1549.16 T=138.36nNmFy=1672.9NK=102L=148轴结构11） 画出轴的空间受力图，如图：a2） 根据水平受力图求水平面支发力，并画出水平面弯矩图，如图：bF1H=F2H=Ft/2=2128.55N水平弯矩：MaH=F1HL/2=2128.55*0.148/2=157.51Nm3） 根据垂直受力图求垂直面支发力，并画出垂直面弯矩图，如图：cF1v=F2v F1v=Fr/2=1549.16*148/2/148=774.58N垂直面弯矩Mav=Mav=F1vL/2=774.58*0.148=57.32Nm4） 求F力在支点所产生的发力，并画出其弯矩图：如图dF1f=FK/L=1672.9*102/148=1152.32NF2f=F+F1f=1672.9+1152.32=2825.22NF力产生的弯矩：M2f=FK=1672.9*0.102=170.64Nm在轴aa截面F力产生的弯矩为：Maf= F1fL/2=1605*0.074=118.7Nm5） 求合成弯矩，并画出合成弯矩图：如图e按F力作用的最不利的情况考虑，把Maf和直接相加，得：Ma=+ Maf=286Nm6)求转矩，并画出转矩图：如图fT=Ft*d/2=4257.09*0.065/2=138.35Nm由图可见 aa截面最危险，求当量弯矩 Me=由于轴的应力为循环应力，取=0.6，则Me=298Nm7)计算危险截面直径，轴的材料选用45刚调质处理，由设计基础P223表16-2得：=650Mpa,由表16-4查-1bb=60Mpa. 则 d=-1bb=36.76mm考虑到键槽对轴的削弱，将d值增大3%故d=1.03*36.76=37.86mm故 该轴强度够用。四输出轴的设计计算设计项目设计及说明主要结果1 选材45 调质45 调质2直径估算按扭矩估算由设计基础P224式16-2：dP=4.45kw n=66.8r/min由设计基础P225表16-3: =3040(考虑到即受转矩又受弯矩) 取 =32则d=46.32考虑到轴段上有键槽，单键时直径增大3%即d=1.03*46.32=47.71轴承初选：6211d=55 D=100 B=21（课程设计P173附表5-1）键初选：A型平键b*h=18*11L=63（课程设计P170附表4-1）3结构设计轴承：螺栓端盖联轴器倒角砂轮越程槽轴肩键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，齿轮右面用套筒定位，昨面由轴肩定位。联键以平键做过度配合固定，两轴承分别以轴肩和端盖固定。如图：轴结构26211， d=55 D=100 B=21（附表5-1）A级：M8 全螺纹 数目:4K=5.45 L=20 总长K+L=25.45mm 取端盖离联轴器距离：38 （附表3-5）e+m e=1.2*d3=1.2*8=9.6mm m=32-21-5=6(取轴承内侧距壁厚5mm，则离外壁m为6) (课程设计P54表3-17)凸缘联轴器：YL10型。TcT (616.99630)nn 66.83600)dmind=-1bb=32.6mm考虑到键槽对轴的削弱，将d值增大3%故d=1.03*32.6=33.57mm故 该轴强度足够。六 轴承的强度校核C=fpP/ft* =Cr (设计基础P253式18-4)1 轴承1选取： 6008. Cr=17 Cor=11.8 （课程设计P173附表5-1）n=320r.min Fr=1549.16 Fa=0 Lh=38400P=xFr=yFa x=1 （设计基础P254式18-5）P=Fr=1549.16Nft=1 (设计基础P253表18-5) =3 （设计基础P253 ） fp=1.1 (设计基础P253表18-6)c=1.1*1549.16*/1000=15.39 17轴承强度够用2 轴承2 选取6211 Cr=43.2 Cor=29.2 (课程设计P173附表5-1)n=66.8r/min Fr=740.974 N Lh=38400h （已知）P=xFr=yFa x=1 （设计基础P254式18-5）ft=1 (设计基础P253表18-5) =3 （设计基础P253 ） fp=1.1 (设计基础P253表18-6) C=1.1*740.974*(6)/1000 =3.97 43.2 轴承强度足够。七键的强度校核1 1号键（输入轴与主动轮的连接） A型平键： b*h=14*9, L=70, T=138.36Nm p=4000T/hbL=p (设计基础P205表15-2) 则p=4000*138.36/（14*9*70）=80.67主动轮： 40Cr, p=1000Mpa （简明机械工人手册P211表5-15）轴： 45， p=600 Mpa（简明机械工人手册P216表5-19）80.67600 该键合适2 2号键（输出轴与从动轮的连接）A型键： b*h=18*11, L=63 T=636.19Nmp=4000T/hbL=p (设计基础P205表15-2)则p=4000*636.19/（18*11*63）=204Mpa 204600 该键合适.33号键：（带轮上的键） A型平键 b*h=12*8 L=63 T=138.36 Nm （课程设计P170附表4-1）p=4000T/hbL=p (设计基础P205表15-2)则p=4000*T/(12*8*63)=91.5Mpa91.5600 该键合适。44号键：（联轴器上用）A型键： b*h=16*10 L=80 T=636.19Nmp=4000T/hbL=p (设计基础P205表15-2)则p=4000*T/(16*10*80)=198.8 Mpa198.8=8mm 取=12=12mm3箱盖壁厚11=0.02a+1=8mm 取1=101=10mm4地脚螺栓直径dfdf=0.036*a+12=20.8mm取M24*60df=20.8mm5地脚螺栓数目nn=(L+B)/(200300)=4 取4n=46箱体结合面处连接螺栓的间距ee=150-2007凸台和凸缘螺栓连接处的结构尺寸C1min=18mm c2min=16mm Do=26mm Romax=5mm rmax=3mm 取M16*120M16*1208凸台高度hh=c1+c2=45mmh=45mm9套杯S1s2=712mm, 取s1=10mm对轴一：Do=D+2S2+2.5d3=108mmD2=Do+2.5d3=128mm对轴