V带轮单级齿轮减速器课程设计解读

1、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：分析：| 结果：3/28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分析:|结果: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

2、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。室内工作，有粉尘，计划产量10台，中等规模工厂生产。试设计此带式输送机减速器。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 H、输入轴 川、输出轴选择电动机选用丫系列全 封闭自扇冷式 笼型三相异步 电动机。1 .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。2.电动机的容量电动机所需的工作效率为：Pd 二 Pw工作机所需要功率为：Pw = 2.75kwFv = 2500 1.1 =2.75KW 1000

3、 1000传动装置的总效率为：口1町按表2-3确定各部分效率：V带传动效率3 =0.96 ,滚动轴承传动效率2二0.99 , 闭式齿轮传动效率3 =0.97 , 联轴器效率4二0.99 , 传动滚筒效率厂0.96 ,则= 0.96 0.993 0.970.99 0.96 = 0.86所需电动机功率为:Fv10002500 1.11000 0.86=3.20kwpd =3.20kw电动机的额定功率Ped要略大于Pd ,由Y系列三相异步电动机技术数据选择电动机额定ped为4KW3. 电动机转速 滚筒轴工作转速:60 1000v = 60 1000 1.1D二 D=52.55r/minPed =4k

4、wnw二 52.55r /minV带传动的传动比常用范围h =24 , 单级圆柱齿轮减速器传动比范围i2 = 3 4 ,则传动装置总传动比的合理范围为i = 616 ,故电动机转速的可选范围为：n =i nw=(616) 52.55=315.30 840.76nm = 720r / min选用Y160M1-8型电动机。选用同步转速750r/min ,满载转速nm =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( Kvy同步转速(r/mi n )满载转速(r/min )堵转转矩最大转矩 额定转矩额定转矩Y160M1-8475072022电动机的相关尺

5、寸:中心 高H外形尺寸1L x( AC +AD)x HD2底角安 装尺寸AX B地脚螺 栓孔直径K轴伸 尺寸DX E键公称 尺寸FX h160600X 417.5 X 385254X21015 :42 X 11012X 160三.传动装置的总传动比及分配各级传动比20/281. 总传动比为：ia 二 nm = 720 =13.70nw 52.552. 分配传动装置各级传动比 根据ia =i r取V带传动的传动比i -3.5,则减速器的传动比i为=137=3.91i 3.5ia 二 13.70i = 3.5i=3.91四.计算传动装置的运动和动力参数1. 0轴（电机轴）：功率 Po = Pd =

6、3.20kw 转速 n0 = nm =720r/min转矩 T0 =9550 Po =9550 3.20 -42.44N mn07202. 1轴（高速轴）：功率 p p0 0 p0 1 = 3.20 0.96 二 3.07kw ; 转速厲=n 二 720 =205.71r/min ;r 3.5转矩= 9550旦=9550 汇 3.07 = 142.52N m ； ni205.713. 2轴（低速轴）：功率 P2 = P1 2 3 二 3.07 0.99 0.97 二 2.95kw 转速匕=205.71 =52.61r/mini 3.91转矩 T2 = 9550 P2 =9550 2.95535

7、.50N mn252.614 .3轴（滚筒轴）：功率 p3 = P2 2 4 = 2.95 0.99 0.99 =2.89kw 转速 n3 = n2 = 52.61r /min转矩 Tm = 9550p3=9550 2.89 =524.61N mn352.61将上述计算得到的运动和动力参数列于下表r轴名 参数0轴1轴2轴3轴转速n（r/mi n）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13.53.911效率口0.960.960.98五.窄V带轮的设计和计算1 .确定计算功率Pc由以

8、上计算可知P=4kw,选工作情况系数kA =1.1 ,由 Pca=kAP 则 Pea =1.1咒4 =4.4kW2. 选定V带带型由Pea、no查课本图8-9，选用SPZ型。3. 确定带轮基准直径dd1、dd2取主动轮基准直径dd1 = 125mm从动轮基准直径 dd2 =i3dd1 =3.525mm = 437.5mm , 根据表 8-7，取 dd2 = 450mm。则实际的传动比为i._45=3.6dd1125举的、由 寺兀dd1 n0兀沃125720带的速度 v=4.60m/sY35m/s ,60 汇 100060X000合适。4. 确定V带的基准长度和传动中心距根据 0.7(dd1 +

9、dd2)Ma。M2(dd1 +dd2 )有 402.5mm Ea0 兰1150mm ,初选 a0 = 700mm计算带所需的基准长度：兀 #、(dd2 dd1 jLd2a0+ (dd1+dd2 )+- 2309.94mm24a。选取带的基准长度Ld = 2240mm则丄 Ld -L；_ 丄 2240 -2279.94“a a0 + 700 +- 680mm2 25 .验算主动轮上的包角1些=180 汉 57.3 =154.72 120，合适。aPea = 4.4kwdd1 = 125mmdd2 = 450mm实际i =3.6 =154.726.计算窄V带的根数zPCAz =（Po .：Po）K

10、aKl由 n1 =720r/min、dd1 = 125mm、i = 3.5 , 查表8-5c和表8- 5d得查课本表得p0 二 2.20kw,：Po =0.12kw,8-8查课本表得Ka =0.93，8-24.4Kl =1.05 ,代入上式得：z1.942（2.20 +0.12 $ 0.93X.05取z =2计算预紧力P。查课本表8-4得2 qA 二 0.07kg/m500订2.5 丄 2 !1 +qAV = zv I 丿Fo =咒5蔦953 一1 .。7 4=412.22NF0 =412.22N计算作用在轴上的压轴力F p154 720Fp= 2zFoSin 1 =2 2 412.22 si

11、n1608.92NFp =1608.92.N2 2确定带轮的结构尺寸由dd1 = 125mm： 300mm，采用腹板式结构， d2 = 450mm 300mm，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, ha=2.0mmB = 28mm二 129.0mmda2 = 454.0mm则带轮的宽度为B=z-1e 2f = 2 -112 2 8 = 28mm小带轮的外径dal =ddi 2ha =125 2 2.0=129.0mm 大带轮的外径da2 =dd2 2ha = 450 2 2.0 = 454.0mm六. 齿轮传动设计计算1）根据传动方案，选用直齿圆

12、柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3）材料选择。小齿轮选用 40G，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）。乙二24z2 = 954）选小齿轮齿数乙=24，则大齿轮齿数 z2 “0=3.91 24 =93.84， 取 z2 =955）按齿面接触强度设计根据设计计算公式（1）确定公式内的各计算数值 a）试选载荷系数Kt -1.3b）小齿轮传递的转矩由上面的计算得T1 =142.52 103N mmC）由表10-7 （课本 P201）选取齿宽系数d =1d）由表10-6（课本 R98） 查得材料的弹性影响

13、系数ZE =189.9MPa1/2e）由图 10-21d （课本P2O7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限 H lim 1 = 600MPa， 大齿轮的接触疲劳强度极限叭吩=550MPaf）由式 10-13 （课本P202）计算应力循环次数N1 =60n 1 jLh =60 205.71 1 （8 365 10）=3.60 108 N2 =3.60 108 /3.91 =0.92 108g）由图 10-19（课本P203）查得接触疲劳寿命系数K hn 1 = 0.96，Khn 2 = 0.98。h)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-HK HN1

14、- H lim1S0.96 6001= 576MPa-HK HN2 H lim 2S0.98 5501= 539MPa9h 1 =576MP；bH 】2 = 539MPaa)d1t计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H 1中较小的值3 Ku +17 1XduA 丿22.322189.8 | mm 539 丿d1t = 71.15mmv = 0.77mmb = 77.15mm3-2 32 仁尤也？。迸 3.91+1 ,13.91=71.15mmb) 计算圆周速度v兀d1tn1兀汉 71.15 汉 205.71 .v0.77m/s60 1000 60 1000c) 计算齿宽bb idd1t=1 7

15、1.15 = 71.15mmd）计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt =d1t/z, =71.15 = 2.96mm24齿高 h = 2.25耳=2.25汇2.96 = 6.66mmb/h =71.15/6.66 =10.68e）计算载荷系数根据v=0.77m/s , 7级精度，由图10-8 （课本R92）查得动载荷系数Kv =1.05 ；直齿轮，假设 K AFt/b 100N/mm.由表10-3（课本R93）查得K h =心口 二1-2 ；由表10-2（课本P190）查得使用系数Ka=1 ；由表10-4（课本P194）查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时，心 旷1.12+0.181 十 0傀

16、2 會 +Q231Lb=1.12+Q 18（1+0.6灯泊2 +0.231071. .15=1.42由 b/h=10.68, Kh0=1.42, 查图10-13（课本R95） 得KFp =1.35 ；故载何系数 K = K AKV KhaKHR = 1 x 1.05X 1.2咒 1.42 = 1.7892f）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式10-10a （课本P200）得4 =d1t#k/kt =71.15 汉1.7892/1.3 = 79.14mmg）计算模数mm = d1 / 乙=79.14/ 24 = 3.30mm6）按齿根弯曲强度设计K=1.7892 d1 =79.14m =

17、 3.30由式（10-5 ）（课本R98 ） 得弯曲强度设计公式为（1）确定公式内的各计算数值二 FE1 = 500MPa ，fe2 - 380MPaa）由图 10-20C （课本 p204） 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b）由图 10-18 （课本 P202）查得弯曲疲劳寿命Kfni = 0.90，KfN2 = 0.92C）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 P202） 得FN1 二FE10.90 5001.4二 321.43MPaFKfN2；- FE2S0.92 3801.4= 249.71MPad)计算载荷系数K =

18、KAKvKf：K =1 1.05 1.2 1.35 =1.701e)查取齿形系数由表10-5 (课本 R97)查得YFa1 二 2.65，YFa2 =2.19f）查取应力校正系数 由表10-5可查得YSa1 二 1 .58，YSa2 =1.785g)计算大、小齿轮的丫:丫并加以比较丫Fa1YSa12.65 1.58321.43= 0.01303,丫Fa2丫Sa22.19 1.785249.71= 0.01565大齿轮的数值大（2）设计计算2 1.701 142.52 103仆2420.01565 = 2.362mm（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

19、强度设计的模数， 由于齿轮模数的大小M=2.5mm乙=32z2 = 125实际i=3.90625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=2.5mm 按接触疲劳强度算得的分度圆 a = 79.14mm， 算出小齿轮齿数z = d1 m = 79.14/2.5 = 32，大齿轮齿数 z2 =i1z3.91 32 =125.12， 取 z2 =125。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i =

20、 Z2 = 125二3.90625。Z132自此，实际的总传动比为ia=i 23.90625 3.6 = 14.0625，实际的滚筒转速为nw二门“ =720 =51.2，ia 14.0625误差绝对值为 | 51.2 一52.55 | 00% =2.57% Y 5%，52.55合符要求。7）几何尺寸计算（1）计算分度圆直径di = 80mm d2 二 312.5mmdi =乙口=32 2.5 = 80mm， d2 二 z2m=125 2.5 = 312.5mm（2）计算中心距分析:a 二 dj d2 2 = (80 312.5)/2 二 196.25mm(3)计算齿轮宽度b 二抽=1 80

21、二 80mm 取 B2 = 80mm , B 85mm8)验算Ft =2T, d, =2 142.52 10/80=3563NKAFt b =1 3562.5/80 =44.53N/mm ： 100N/mm, 合适高速齿轮传动的相关数值|结果：a = 196.25mmBj = 85mm B2 = 80mm21/28模数m2.5分度圆直径a =80 d2 =312.5齿顶咼ha = h；m = 1 汉 2.5 = 2.5齿根高hf = (h； + c m = (1 + 0.25 2.5 二 3.125全齿高h=ha +hf =2.5 + 3.125 = 5.625齿顶圆直径da1 = d1 +

22、2ha -85 da2 =d2 +2ha =317.5齿根圆直径df1-2hf =73.75df2 =d2 -2hf =306.25中心距a =196.25齿宽B1 =85B2 =80分析:|结果:七. 轴的设计计算1. 高速轴的设计1) 已知：p1 =3.07kw , m = 20571r/min ,T1 =142.52 103N mm,： =20Ft1 = 3563NFn =1296.83N2) 作用在齿轮上的力由齿轮计算过程得Ft1 -3563NFr1 = Ft1 tan ： =3563 tan 20 =1296.83N3) 初步确定轴的最小直径，先按式(15-2)(课本 )初步估算轴的

23、最小直径。 轴为齿轮轴，45钢，调质处理。由表 15-3 取 a =105,则dmin 二代3 P1 =105 3 307 = 25.85mm,n1 205.71轴的最小直径显然是与带轮的配合处的直径d】，di=28mm为了使所选的轴直径与带轮的孔相适应， 故取 dmin=28mm。4) 轴的结构设计。(1)拟定轴的基本结构25/281IVVVJflF寸hr矶:-138,70N?：14?*Nrt(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度dn_m = 34mma）为了满足带轮的轴向定位要求， I - H轴段右端需制出一轴肩， 故取H -山段直径dnm =34mm； 左端用轴端挡圈定位，Ii

24、n = 62mm选用深沟 球轴承(GB276-896308d m w二d四观-40m m皿=23mmdw- 52mmdw v = 46mm按轴端直径取挡圈直径 D =40mm。 带轮与轴配合的毂孔长度L1 65mm , 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 - H段的长度应比J略短一些， 现取 I二 62mm。b）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 d D B = 40mm 90mm 23mm , 故取卫-d型-40mm , 而I皿型-23mm。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

25、轴肩高h=6mm, 因此取dw - 52mm。C）取小齿轮处的直径dw卫二46mm。齿轮左端与轴承之间米用套筒定位。Lw v 二 80mm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 Lw = 80mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h - 0.07d ,取 h=6mmV -w二 b=10mmln _m = 50 mm则轴环处的直径Iv卫=58mm 轴环宽度 b_1.4h=1.4 6=8.4mm , 取 b=10mm，贝U V 习=b = 10mm。d）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 in-5

26、0mme）取轴承距箱体内壁距离 s=8mm,齿轮距箱体内壁距离 a=16mm|结果：l皿=52mmI旳=14mm分析：已知轴承宽度B=23mm贝 U l 皿=B+s + a+ （85 一 80） =23 +8+16 +5 = 52mm 1可卫=s + a卜卫=8+1610 = 14mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5）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）L2 + L3 = 68.5 + 75.5 = 144mm。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Mh、M

27、v及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FFrbh =2431.22NFrdh =1131.78NFrbV =3468.78NFrdv = -563.03N弯矩mM H =195.71 沃103 N mmM v =-48.98 汉 103 N mm总弯矩M =；M H2 + Mv2 =201.7503N mm扭矩T=142.5203 N mmFrbh =2431.22NFrdh =1131.78NFrbv =3468.78NFrdv = 563.03NMh95.71; Lh合适。九.键的强度校核1.高速轴联轴器的键联接校核1）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），b h

28、 = 8mm 7mm， L=50mm小齿轮处选用圆头普通平键（A型），b h =14mm 9mm， L=80mm2）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 一丄120MPa 键的工作长度，lc 二 L -b/2 =50 -8/2 = 46mm,la = L-b = 80-14 = 66mm。键与联轴器键槽的接触高度，kc =0.5h =0.5 7 = 3.5mm，ka =0.5h =0.5 9 = 4.5mmo由课本式（6-1 ）得-Pc2T1 1032 血52 103 MPa=63.23MPa 一3.5 46 28kcd合适。2T1 1032 142.52 103

29、kaladMPa = 20.86MPaY6，取6 =8mm23箱盖壁厚玄=(0.85 1)6 =8mm箱座凸缘厚度b = 1.56 = 12mm4箱盖凸缘厚度b =1阴=12mm5箱座底凸缘厚度b2 = 2.56 =20mm6地底螺钉直径df =0.036a+12 =19.08，取M207地底螺钉数目因为n拓L*B4，200 300但计算结果n y 4 ,故取n = 48轴承旁联接螺栓直径4 =0.7df =14mm，取M149箱盖与箱座联接螺栓直径d2 = (0.5 0.6)d f = 10mm， 取M1010联接螺栓的间距丨=150mm12窥视孔盖螺钉直径d4 =(0.30.4)df =8mm, 取M813定位销直径d = (0.7 0.8)d2 = 8mm14凸缘上螺栓凸台的中心至外箱壁 的距离G =22mm, C2 =18mm15轴承旁凸台半径R = G = 22mm16凸台高度h = 56mm17箱体外壁至轴承座端面距离h = G +C2 +(5 10) = 48mm19大齿轮顶圆与内箱壁距离街兰 1.26 = 10mm20齿轮端面与内箱壁距离也2 =16mm21箱盖，箱座筋厚m =0.