V带一级圆柱齿轮减速器的设计.docx

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V带一级圆柱齿轮减速器的设计

湖南电子科技职业学院

课程设计说明书

姓名：

班级：

学号：

系部：

机电工程系

专业：

机电一体化

题目：

单级圆柱齿轮减速器

指导教师：

昕职称:

老师

时间：

2011年12月7日

1、传动方案拟定…………….……………………………….3

2、电动机的选择……………………………………….…….3

3、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….5

4、运动参数及动力参数计算………………………….…….6

5、传动零件的设计计算………………………………….….7

6、轴的设计计算………………………………………….....13

7、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…20

8、键联接的选择及计算………..……………………………23

9、设计参考资料目录………..………………………………23

10、结束语……..……………………………………..………25

计算过程及计算说明

结果

1、传动方案拟定

第三组：

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

1.1工作条件：

使用年限10年，一年工作300天，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。

1.2原始数据：

滚筒圆周力F=1500N；带速V=1.1m/s；

滚筒直径D=300mm。

1.3传动简图（图1）

2、电动机选择

2.1电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

2.2电动机功率选择：

2.2.1传动装置的总功率：

η总=η带×η4轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

×η凸缘联轴器

=0.96×0.984×0.97×0.99×0.96×0.98

=0.80

2.2.2电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=1500×1.1/1000×0.80

=2.1KW

图1

2.2.3确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×1.1/π×300

=70r/min

按手册表12-6推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×

n筒=（6~24）×70=420~1680r/min

符合这一范围的同步转速有710、940、和1420r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：

因此有三种传支比方案：

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=940r/min 。

2.2.4确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-6。

其主要性能：

额定功率：

2.2KW，满载转速940r/min，额定转矩2.0Nm。

3计算总传动比及分配各级的传动比

3.1总传动比：

i总=n电动/n筒=940/70=13.42

3.2分配各级传动比

据指导书12-6，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=3~6合理）

∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=13.42/5=2.68

4运动参数及动力参数计算

4.1计算各轴转速（r/min）

nI=n电机=940r/min

n

=nI/i带=960/2.68=348.1（r/min）

n

=n

/i齿轮=348.1/5=69.6（r/min）

nⅣ=n

=69.6（r/min）

4.2计算各轴的功率（KW）

P

=P工作=2.2KW

P

=P

×η轴承×η联轴器×η带=2.2×0.99×0.96×0.98=2.04KW

P

=P

×η轴承×η齿轮=2.04×0.97×0.98

=1.94KW

PⅣ=P

×η轴承×η凸联=1.86KW

4.3计算各轴扭矩（N·m）

T

=9550P

/n

=9550×2.2/940

=22.35N·m

T

=9550P

/n

=9550×2.04/348.1

=55.96N·m

T

=9550P

/n

=9550×1.94/69.6

=266.08N·m

TⅣ=9550PⅣ/nⅣ=9550×1.86/69.6

=255.1N·m

电动机轴高速轴低速轴滚筒轴

功率/KW2.22.041.941.86

转速/r/min940348.1469.6369.63

转矩/N·m22.3555.96266.08255.11

传动比/I2.751

效率/η0.930.950.96

5传动零件的设计计算

5.1皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V带截型

由课本P189表7-5得：

kA=1.1

PC=KAP电=1.1×2.2=2.42KW

由课本图7.14得：

选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由课本图7-5得，推荐的小带轮基准直径为

75~100mm则取dd1=100mmdd2=n1/n2·dd1=940/348.1×100=270mm

由课本表7-5，取dd2=265mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=940×100/265

=354.7r/min

转速误差为：

（n2-n2’）/n2=（384.1-354.7）/384.1

=0.047<0.05（允许）

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×100×940/60×1000

=5m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心矩

1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

1.7（100+270）≤a0≤2×（100+270）

所以有：

259mm≤a0≤740mm

L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0

=2×500+1.57（100+270）+（270-100）2/4×500

=1586.66mm

根据课本表7-2取Ld=1600mm

实际中心距：

a≈a0+Ld-L0/2=500+1600-1586.66/2

=506.67mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×57.30

=1800-270-100/506.67×57.30

=1800-12.40

=162.510>1200（适用）

（5）确定V带的根数

根据课本表（7-6）P1=0.97KW

根据课本表（7-8）△P1=0.11KW

根据课本表（7-7）Kα=0.95

根据课本表（7-2）KL=0.99

Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL

=2.42/[（0.97+0.11）×0.95×0.99]

=2.38

取Z为2.

（6）计算轴上压力

由课本表7-1查得q=0.1kg/m，由单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×2.42/4×5.03×（2.5/0.95-1）+0.1×52]N

=200.17N

则作用在轴承的压力：

FQ=2ZF0sinα1/2=2×2×200.17sin80.34/2

=784.67N

5.2齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

小、大齿轮选用45钢，大齿轮调质齿面硬度210~230HBS；小齿轮表面淬火吃面硬度40~50HRC根据课本表9-5初选齿轮7级精度。

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

确定有关参数如下：

传动比i=2.7

取小齿轮齿数Z1=25。

则大齿轮数Z2=iZ1=67.5≈68

齿数比：

u=i=2.7

（3）小齿轮名义转矩T1

T1=9550×P/n1=9550×2.2/940

=22.35N·m

（4）载荷系数k

根据齿轮传动的工作状况为平稳，查课本表（9-7）取k=1.2

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZNT/SH由课本图9.34查得：

σHlimZ1=1100MpaσHlimZ2=550Mpa

根据给定条件计算应力循环次数NL

NL1=60nat=60×940×1×（10×300×8）

=1.35×109

NL2=NL1/i=1.35×109/2.7=5.01×108

由课本图9.32，查得接触疲劳的寿命系数：

ZNT1=1.0ZNT2=1.05

由课本图9.33，查的许应弯曲力系数：

YNT1=1.0YNT2=1.0

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度较高要求选取安全系数SH=1.1SF=1.4

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=1100×1.0/1.1Mpa

=1000Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=550×1.05/1.2Mpa

=481.3Mpa

[σF]1=σHlim1YNT1/SF=310×1.0/1.4

=221.4MPa

[σF]2=σHlim2YNT2/SF=220×1.0/1.4

=157.1MPa

齿轮相对于轴承为对称布置查表9-9，确定齿宽系数φd=1

配对齿轮均为锻钢查表9-8，齿轮的材料系数ZH=189.8（MPa）1/2

标准直齿圆柱齿轮啮合，查图9.31，齿轮的传动节点区域系数ZE=2.5；

d1≥[（2kT1（u+1）/φdu][ZHZE/σH]2）1/3=[2×1.2x22.35×（2.7+1）/（1x2.7）][2.5x189.8/481.32]1/3mm

=41.5mm

模数：

m=d1/Z1=41.5/25=1.66mm

根据课本表9-1取标准模数：

m=2

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本图9.36，得齿轮的复合齿形系数为：

YFS1=4.3YFS2=3.95

σF=2KT1YFS1/（b1m2z1）

=2×1.2×22.35×4.3×103/56×22×25

=41.19MPa≤221.4MPa=[σF1]

小齿轮合格

σF=2KT2YFS2/（b2m2z）

=2×1.2×22.35×3.95×103/50×22×68

=15.58MPa≤157.1MPa=[σF2]

大齿轮合格

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2×25mm=50mm

d2=mZ2=2×68mm=136mm

齿顶圆直径：

da1=m（Z1+2）=2（25+2）=54

da2=m（Z2+2）=2（68+2）=140

齿根圆直径：

df1=m（Z1-2.5）=2（25-2.5）=45

Df2=m（Z2-2.5）=2（68-2.5）=131

齿宽：

b2=φdd1=1×50mm=50mm

取b2=50mm

b1=b2+（5~10）=55~60取b1=56mm

（9）计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2（Z1+Z2）=2/2（25+68）=93mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×41.50×940/60×1000

=2.04m/s

6轴的设计计算

6.1输入轴的设计计算

6.1.1按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据课本P294（12-2）式，并查表12-2，取c=112

d≥112（2.04/348.1）1/3mm=20.7mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=20.7×（1+5%）mm=21.73

∴选d=22mm

6.1.2轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

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，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

工段：

d1=22mm长度取L1=58mm

∵h=2cc=2mm

段:

d2=d1+2h=22+2×4=30mm

∴d2=30mm

初选用6206型深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度取14mm，考虑螺钉的长度取8mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故

段长：

L2=（16+20+14+8+2）=60mm

段直径d3=36mm

L3=20mm

Ⅳ段直径d4=da1=54mm

L4=b1=56mm

Ⅴ段直径d5=d3=36mm

L5=L3=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为30mm，长度取30mm。

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

（3）绘制轴结构图

6.1.3按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=50mm

②求转矩：

已知T2=55.86N·m

③求圆周力：

Ft

Ft=2T2/d2=2x55.86x1000/50=2234.4N

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=2234.4×tan200=813.3N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=48mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=406.63N

FAZ=FBZ=Ft/2=1117.2N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=406.63x48/1000=19.5N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1117.2×48/2×1000=58.1N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（19.52+58.12）1/2=61.8N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9550×（P2/n2）=56.0N·m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[61.82+（1×56.0）2]1/2=83.4N·m

（7）校核危险截面C的强度

σe=Mec/0.1d23=83.4x1000/0.1×303

=30.9MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

6.2输出轴的设计计算

6.2.1按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P294页式（12-2），表（12-2）取c=112

d≥c（P3/n3）1/3=112（1.94/69.6）1/3=33.95mm

取d=38mm

6.2.2轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

d1=38mmL1=80mm

d2=40mmL2=（20++8+2）=30mm

初选6209型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度为19mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离取5mm，取套筒长为12mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

d3=d6=45mmL3=19+5+12+2=38mm

L6=L3-L5=26mm

d4=48mmL4=b2-2=48mm

d5=50mmL5=12mm

L=96mm

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=136mm

②求转矩：

已知T3=266.08N·m

③求圆周力Ft：

Ft=2T3/d2=2×266.08×103/136=3912.9N

④求径向力Fr：

Fr=Ft·tanα=3912.9x0.36=1408.7N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=48mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=1408.7/2=704.4N

FAZ=FBZ=Ft/2=3912.9/2=1956.5N

（2）由两边对称，截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=704.4×48/1000=39.6N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1956.5×44/1000=101.7N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（39.62+101.72）1/2

=108.1N·m

（5）计算当量弯矩：

根据课本得α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[108.12+（1×266.08）2]1/2

=287.2N·m

（6）校核危险截面C的强度

σe=Mec/（0.1d）=287.2x1000/（0.1×303）

=54.8Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

7滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

10×300×8=24000小时

7.1计算输入轴承

（1）已知nⅡ=348.1r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=813.3N

初先两轴承为深沟球轴承6206型

根据课本表15-1得轴承内部轴向力

FS=0.6FR则FS1=FS2=0.6FR1=488.0N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=488NFA2=FS2=488N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=488N/813.3N=0.6

FA2/FR2=488N/813.3N=0.6

根据课本P176表（15-1）得e=0.44

FA1/FR1＞ex1=1FA2/FR2＞ex2=1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本取fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×813.3+0）=1220.0N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×813.3+0）=1220.0N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=1220.0N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/348.1×（1×19500/1220.0）3

=195960h>24000h

∴预期寿命足够

7.2计算输出轴承

（1）已知nⅢ=69.6r/min

Fa=0FR=FAZ=1408.7N

试选6209型深沟球轴承

根据课本表（15-1）得FS=0.06FR,则

FS1=FS2=0.6FR=0.6×1408.7=845.2N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FA1=FA2=FS1=845.2N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=845.2/1408.7=0.6

FA2/FR2=845.2/1408.7=0.6

根据课本P176表（15-1）得：

e=0.44

∵FA1/FR1＞e∴x1=1

y1=0

∵FA2/FR2＞e∴x2=1

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

根据表（11-9）取fP=1.5

根据式（11-6）得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×1408.7）=2104.1N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×1408.7）=2104.1N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=2104.1Nε=3

根据课本P176（15-1）6209型轴承Cr=31500N

取ft=1

Lh=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/69.6×（1×31500/2104.1）3

=803596.5h>24000h

∴此轴承合格

8键联接的选择及校核计算

8.1输入轴与带轮联接采用平键联接

轴径d1=22mm,L1=58mm

查课本P155（14-35）得，选用A型平键，

得：

键A6×6GB/T1096-2003

l=L1-b=58-6=52mm

T2=56.0N·mh=6mm

根据课本公式得

σp=4T2/dhl=4×56000/22×6×52

=32.63Mpa<[σR]（110Mpa）

8.2输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d4=48mmL4=50mmT=266.08Nm

查课本155表（14-35）选用A型平键

键14×9GB/T1096-2003

l=L4-b=50-14=36mmh=9mm

据课本公式得

σp=4T/d4hl=4×266080/48×9×36

=68.44Mpa<[σp]

9设计参考资料目录

所用到的参考资料都可以列出，如：

[1]机械设计基础课程设计：

孟玲琴、王志伟主编，北京理工大学出版社，2011.07

[2]机械设计基础：

刘红宇主编，北京理工大学出版社，2010.08

[3]机械制图：

金大鹰主编，机械工业出版社，2010.08

10结束语

说明自己在课程设计中的心得体会，分析设计的优缺点及改进意见等。

F=1500N

V=1.1m/s

D=300mm

n滚筒=70r/min

η总=0.80

P工作=2.1KW

电动机型号

Y112M-6

i总=13.42

据手册得

i齿轮=5

i带=2.68

nI=940r/min

n

=348.1r/min

n

=69.6r/min

P

=2.2KW

P

=2.04KW

P

=1.94KW

PⅣ=1.86KW

T

=22.35N·m

T

=55.96N·m

T

=266.08N·m

TⅣ=255.1N·m

dd2=270mm

取标准值

dd2=265mm

n2’=354.7r/min

V=5m/s

259mm≤a0≤740mm

取a0=500

Ld=1600mm

a0=506.67mm

Z=2根

F0=200.17N

FQ=784.67N

i=2.7

Z1=25

Z2=68

u=2.7

T1=22.35N·m

αHlimZ1=1100Mpa

αHlimZ2=550Mpa

NL1=1.35×109

NL2=5.01×108

ZNT1=1.0

ZNT2=1.05

[σH]1=1000Mpa

[σH]2=481.3Mpa

[σF]1=221.4MPa

[σF]2=157.1MPa

d1=41.5mm

m=2

d1=50mm

d2=136mm

b2=50mm

b1=56mm

a=93mm

V=2.04mm

a=175mm

V=1.2m/s

d=22mm

d