V带二级直齿设计机械设计减速器设计说明书.docx

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V带二级直齿设计机械设计减速器设计说明书

V带二级直齿设计-机械设计减速器设计说明书（总50页）

机械设计减速器设计说明书

专业：

姓名：

学号：

指导教师：

第一部分设计任务书..............................................4

第二部分传动装置总体设计方案.....................................5

第三部分电动机的选择............................................5

电动机的选择............................................5

确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6

第四部分计算传动装置的运动和动力参数............................7

第五部分V带的设计..............................................9

V带的设计与计算.........................................9

带轮的结构设计..........................................11

第六部分齿轮传动的设计.........................................13

高速级齿轮传动的设计计算................................13

低速级齿轮传动的设计计算................................19

第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................25

输入轴的设计...........................................25

中间轴的设计...........................................30

输出轴的设计...........................................35

第八部分键联接的选择及校核计算..................................41

输入轴键选择与校核......................................41

中间轴键选择与校核......................................41

输出轴键选择与校核......................................41

第九部分轴承的选择及校核计算....................................42

输入轴的轴承计算与校核..................................42

中间轴的轴承计算与校核...................................43

输出轴的轴承计算与校核...................................43

第十部分联轴器的选择...........................................44

第十一部分减速器的润滑和密封....................................45

减速器的润滑...........................................45

减速器的密封...........................................46

第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................47

设计小结.......................................................49

参考文献.......................................................50

第一部分设计任务书

一、原始数据

设计展开式二级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据：

运输带有效拉力F=2000N，运输带速度V=s，卷筒直径D=260mm，设计年限（寿命）：

10年，每天工作班制（8小时/班）：

2班制，每年工作天数：

300天，三相交流电源,电压380/220V。

方案A2：

要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器及带传动。

二.设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.计算传动装置的运动和动力参数

5.设计V带和带轮

6.齿轮的设计

7.滚动轴承和传动轴的设计

8.键联接设计

9.箱体结构设计

10.润滑密封设计

11.联轴器设计

第二部分传动装置总体设计方案

一.传动方案特点

1.组成：

传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。

2.特点：

齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3.确定传动方案：

考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。

选择V带传动和展开式二级直齿圆柱齿轮减速器。

二．确定设计方案

三.计算传动装置总效率

a=××××=

1为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为工作装置的效率。

第三部分电动机的选择

电动机的选择

皮带速度v:

v=s

工作装置的功率pw:

pw=

电动机所需输出功率为:

pd=

电动机额定功率Pcd约为Pd的倍，由机械设计手册选取电动机额定功率Pcd=3KW

工作装置的转速为:

r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱直齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为ia=16~160，电动机转速的可选范围为nd=I×n=（16×160）×=~14112r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L-2的三相异步电动机。

其相关数据如下：

电动机型号

额定功率Pcd（KW）

电动机转速n/（r/min）

起动转矩（N*m）

最大转矩（N*m）

同步转速

满载转速

额定转矩

Y100L-2

3000

2870

电动机主要外形尺寸：

中心高

外形尺寸

地脚螺栓安装尺寸

地脚螺栓孔直径

电动机轴伸出段尺寸

键尺寸

L×HD

A×B

D×E

F×G

100mm

380×245

160×140

12mm

28×60

8×24

确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比：

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:

ia=nm/n=2870/=

（2）分配传动装置传动比:

ia=i0×i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=，则减速器传动比为:

i=ia/i0==

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:

i12=

则低速级的传动比为:

i23=

（为使浸油深度相等，两大齿轮应相近，所以使i1>i2,通常取i1=（~）i2）

第四部分计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:

输入轴：

nI=nm/i0=2870/=1148r/min

中间轴：

nII=nI/i12=1148/=r/min

输出轴：

nIII=nII/i23==r/min

卷筒轴：

nIV=nIII=r/min

（2）各轴输入功率:

输入轴：

PI=Pd×=×=KW

中间轴：

PII=PI×=××=KW

输出轴：

PIII=PII×=××=KW

卷筒轴轴：

PIV=PIII×=××=KW

则各轴的输出功率：

输入轴：

PI'=PI×=KW

中间轴：

PII'=PII×=KW

输出轴：

PIII'=PIII×=KW

卷筒轴：

PIV'=PIV×=KW

各轴输出功率：

电动机轴的输出转矩:

Td=

N*m输入轴：

TI=

23N*m

中间轴：

TII=

N*m

输出轴：

TIII=

N*m

卷筒轴：

TⅣ=

整理如下表：

名称

功率（KW）

转矩（N*m）

转速（r/min）

传动比

效率

输入

输出

输入

输出

电动机

2870

Ⅰ轴

1148

Ⅱ轴

Ⅲ轴

Ⅳ轴

第五部分V带的设计

V带的设计与计算

1.确定计算功率Pca=KAPd

由工作条件查课本表8-8得工作情况系数KA=，故

Pca=KAPd=×kW=kW

2.选择V带的带型

根据Pca、nm由课本图8-11选用Z型。

3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v

1）初选小带轮的基准直径dd1。

由课本表8-7和表8-9取小带轮的基准直径dd1=80mm。

2）验算带速v。

按课本公式验算带的速度

m/s

因为5m/s

3）计算大带轮的基准直径。

根据课本公式，计算大带轮的基准直径

dd2=i0dd1=×80=200mm

根据课本查表8-9，取标准值为dd2=200mm。

4.确定V带的中心距a和基准长度Ld

1）根据课本公式（dd1+dd2）<=a0<=2（dd1+dd2），初定中心距a0=500mm。

2）由课本公式计算带所需的基准长度

Ld0≈

≈1447mm

由课本表8-2选带的基准长度Ld=1400mm。

3）按课本公式计算实际中心距a0。

a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1400-1447）/2mm≈476mm

按课本公式，中心距变化范围为455~518mm。

5.验算小带轮上的包角

≈180°-（dd2-dd1）×°/a

=180°-（200-80）×°/476≈°>120°则包角符合要求。

6.计算带的根数z

1）计算单根V带的额定功率Pr。

由dd1=80mm和nm=2870r/min，查课本表8-4得P0=kW。

根据nm=2870r/min，i0=和Z型带，查课本表8-5得P0=kW。

查课本表8-6得K=，查课本表8-2得KL=，于是

Pr=（P0+P0）KKL=+××kW=kW

2）计算V带的根数z

z=Pca/Pr==

取5根。

7.计算单根V带的初拉力F0

由表查得Z型带的单位长度质量q=kg/m，所以

F0=

8.计算压轴力FP

FP=2zF0sin（1/2）=2×5××sin2）=N

9.带的主要设计结论

带型

Z型

根数

5根

小带轮基准直径dd1

80mm

大带轮基准直径dd2

200mm

V带中心距a

476mm

带基准长度Ld

1400mm

小带轮包角α1

带速

单根V带初拉力F0

压轴力Fp

带轮结构设计

1.小带轮的结构设计

1）小带轮的结构图

2）小带轮主要尺寸计算

代号名称

计算公式

代入数据

尺寸取值

内孔直径d

电动机轴直径D

D=28mm

28mm

分度圆直径dd1

80mm

dd1+2ha

80+2×2

84mm

~2）d

~2）×28

56mm

（z-1）×e+2×f

（5-1）×12+2×7

62mm

~2）d

~2）×28

56mm

2.大带轮的结构设计

1）大带轮的结构图

2）大带轮主要尺寸计算

代号名称

计算公式

代入数据

尺寸取值

内孔直径d

输入轴最小直径

D=16mm

16mm

分度圆直径dd1

200mm

dd1+2ha

200+2×2

204mm

~2）d

~2）×16

32mm

（z-1）×e+2×f

（5-1）×12+2×7

62mm

~2）d

~2）×16

32mm

第六部分齿轮传动的设计

高速级齿轮传动的设计计算

1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）由传动方案，选择圆柱直齿轮传动，压力角取20度

（2）由课本表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。

（3）一般工作机器，选用8级精度。

（4）选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数z2=25×=，取z2=103。

2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KHt=。

②计算小齿轮传递的转矩

T1=×106×P/nw=N/m

③由课本表10-7选取齿宽系数φd=1。

④由课本图10-20查取区域系数ZH=。

⑤查课本表10-5得材料的弹性影响系数ZE=MPa1/2。

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。

端面压力角：

a1=arccos[z1cos/（z1+2ha*）]=arccos[25×cos20°/（25+2×1）]=°

a2=arccos[z2cos/（z2+2ha*）]=arccos[103×cos20°/（103+2×1）]=°

端面重合度：

=[z1（tana1-tan）+z2（tana2-tan）]/2π

=[25×°-tan20°）+103×°-tan20°）]/2π=

重合度系数：

⑦计算接触疲劳许用应力[H]

由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。

计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N1=60nkth=60×1148×1×10×300×2×8=×109

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=×109/=×108

由课本图10-23查取接触疲劳寿命系数:

KHN1=、KHN2=。

取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[H]1=

=516MPa

[H]2=

=MPa

取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[H]=[H]2=MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

=mm

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v

=m/s

②齿宽b

=mm

2）计算实际载荷系数KH

①由课本表10-2查得使用系数KA=1。

②根据v=m/s、8级精度，由课本图10-8查得动载系数KV=。

③齿轮的圆周力

Ft1=2T1/d1t=2×1000×=N

KAFt1/b=1×=N/mm<100N/mm

查课本表10-3得齿间载荷分配系数KH=。

④由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=。

由此，得到实际载荷系数

KH=KAKVKHKH=1×××=

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

d1=

=×

=mm

及相应的齿轮模数

mn=d1/z1=25=mm

模数取为标准值m=2mm。

3.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d1=z1m=25×2=50mm

d2=z2m=103×2=206mm

（2）计算中心距

a=（d1+d2）/2=（50+206）/2=128mm

（3）计算齿轮宽度

b=φdd1=1×50=50mm

考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm，即取b2=50、b1=55。

4.校核齿根弯曲疲劳强度

（1）齿根弯曲疲劳强度条件

≤[F]

1）确定公式中各参数值

①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y

Y=+=+=

②由齿数，查课本图10-17和图10-18得齿形系数和应力修正系数

YFa1=YFa2=

YSa1=YSa2=

③计算实际载荷系数KF

由课本表10-4查得齿间载荷分配系数KF=

根据KH=，结合b/h=查图10-13得KF

则载荷系数为

KF=KAKvKFKF=1×××=

④计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]

由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。

由图10-22查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=、KFN2=

取安全系数S=，得

[F]1=

=MPa

[F]2=

=MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

F1=

=MPa≤[F]1

F2=

=MPa≤[F]2

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

5.主要设计结论

齿数z1=25、z2=103，模数m=2mm，压力角=20°，中心距a=128mm，齿宽b1=55mm、b2=50mm。

6.齿轮参数总结和计算

代号名称

计算公式

高速级小齿轮

高速级大齿轮

模数m

2mm

齿数z

103

齿宽b

55mm

50mm

分度圆直径d

50mm

206mm

齿顶高系数ha

顶隙系数c

齿顶高ha

m×ha

2mm

齿根高hf

m×（ha+c）

全齿高h

ha+hf

齿顶圆直径da

d+2×ha

54mm

210mm

齿根圆直径df

d-2×hf

45mm

201mm

低速级齿轮传动的设计计算

1.选精度等级、材料及齿数

（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。

（2）一般工作机器，选用8级精度。

（3）选小齿轮齿数z3=26，大齿轮齿数z4=26×=，取z4=83。

（4）压力角=20°。

2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KHt=。

②计算小齿轮传递的转矩

T2=N/m

③选取齿宽系数φd=1。

④由图10-20查取区域系数ZH=。

⑤查表10-5得材料的弹性影响系数ZE=MPa1/2。

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。

端面压力角：

a1=arccos[z3cos/（z3+2ha*）]=arccos[26×cos20°/（26+2×1）]=°

a2=arccos[z4cos/（z4+2ha*）]=arccos[83×cos20°/（83+2×1）]=°

端面重合度：

=[z3（tana1-tan）+z4（tana2-tan）]/2π

=[26×°-tan20°）+83×°-tan20°）]/2π=

重合度系数：

⑦计算接触疲劳许用应力[H]

查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。

计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N3=60nkth=60××1×10×300×2×8=×108

大齿轮应力循环次数：

N4=60nkth=N1/u=×108/=×108

查取接触疲劳寿命系数:

KHN1=、KHN2=。

取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[H]1=

=534MPa

[H]2=

=MPa

取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[H]=[H]2=MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

=mm

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v

=m/s

②齿宽b

=mm

2）计算实际载荷系数KH

①由表查得使用系数KA=1。

②根据v=m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=。

③齿轮的圆周力

Ft3=2T2/d1t=2×1000×=N

KAFt3/b=1×=N/mm<100N/mm

查表得齿间载荷分配系数KH=。

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=。

由此，得到实际载荷系数

KH=KAKVKHKH=1×××=

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

d3=

=×

=mm

及相应的齿轮模数

mn=d3/z3=26=mm

模数取为标准值m=3mm。

3.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d3=z3m=26×3=78mm

d4=z4m=83×3=249mm

（2）计算中心距

a=（d3+d4）/2=（78+249）/2=mm

（3）计算齿轮宽度

b=φdd3=1×78=78mm

取b4=78、b3=83。

4.校核齿根弯曲疲劳强度

（1）齿根弯曲疲劳强度条件

≤[F]

1）确定公式中各参数值

①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y

Y=+=+=

②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

YFa1=YFa2=

YSa1=YSa2=

③计算实际载荷系数KF

由表查得齿间载荷分配系数KF=

根据KH=，结合b/h=查图得KF

则载荷系数为

KF=KAKvKFKF=1×××=

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