V带一级圆柱齿轮减速器[1].doc

机械设计课程设计说明书设计题目：带——单级圆柱齿轮减速器班级：机械系090826班设计者：周彪学号：07号指导教师：魏玉兰陈建清二○一一年十二月八日1目录一、传动方案拟定…………….……………………………….2二、电动机的选择……………………………………….…….2三、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、传动零件的设计及校核计算……………………………..5六、轴的设计及校核计算……………………………………..15七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….….24八、键联接的选择及校核计算………..………………………26九、联轴器、减速器附件的选择及箱体主要结构尺寸…..27十、润滑与密封…………….………………………………….29十一、感想…………….………………………………….……30参考文献另附CAD设计图2计算过程及计算说明一、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）工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷较平稳，工作环境有粉尘，最高温度35摄氏度。（2）原始数据：滚筒圆周力F=3300N；带速V=1.2m/s；滚筒直径D=350mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：（查机械设计课程设计手册表7-1可得）η总=ηV带×η减速器×η有压紧平带×η弹性联轴器=0.96×0.98×0.97×0.993=0.9062(2)电机所需的工作功率：结果：F=3300NV=1.2m/sD=350mmη总=0.90623PW=FV1000总=33001.210000.9062=4.37KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000VD=60×1000×1.2/π×350=65.481r/min查表1-8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’2=4~6，取V带传动比I’1≤7，取I’1=5则总传动比理时范围为I’a=20~30。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（20~30）×65.481r/min=1309.62~1964.43r/min如指导书P167页查表12-1，符合这一范围的同步转速有1500r/min。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Y132S-4。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2。质量68kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/65.481=21.99，由于运输带速度允许PW=4.37KWn滚筒=65.481r/min电动机型号Y132S-44误差：±5%，故取i总=222、分配各级伟动比（1）查机械设计课程设计手册表7-1，取齿轮i齿轮=5.5（单级减速器i=4~6合理）（2）∵i总=i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=22/5.5=4四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=1440r/minnII=nI/i带=1440/4=360(r/min)nIII=nII/i减速机=360/5.5=65.5(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=P工作=5.5KWPII=PI×η带=5.5×0.96=5.28KWPIII=PII×η减速器=5.28×0.98=5.1744KW3、计算各轴扭矩（N·mm）TI=6II9.5510Pn=9.55×106×5.5/1440=36476N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×5.28/360i总=22i齿轮=5.5i带=4nI=1440r/minnII=360r/minnIII=65.5r/minPI=5.5KWPII=5.28KWPIII=5.1744KW5=140067N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×5.1744/65.5=754435N·mm五、传动零件的设计计算1、V带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本P156表8-7得：kA=1.1PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW且小带轮转速为1440r/min查课本P157图8-11得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速查课本图8-11得，推荐的小带轮基准直径为80~100mm则取dd1=100mmdmin=75mmdd2=n1/n2·dd1=1440/360×100=400mm查课本P157表8-8，取dd2=400mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=1440×100/400=360r/min转速误差为：n2-n2’/n2=（360-360）/360=0(允许)TI=36476N·mmTII=140067N·mmTIII=754435N·mmdd1=75mmdd2=400mm取标准值dd2=400mmn2’=360r/min6带速V：V=d11dn601000=π×100×1440/60×1000=7.54m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3）确定V带基准长度Ld和中心矩a根据课本P152式（8-20）得0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(100+400)≤a0≤2×(100+400)所以有：350mm≤a0≤1000mm取a0=500mm由课本P158式（8-22）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+1.57(100+400)+(400-100)2/4×500=1830mm根据课本P146表（8-2）取Ld=1800mm根据课本P158式（8-23）得：a≈a0+Ld-L0/2=500+1800-1830/2=500-15=485mm(4)验算小带轮包角由课本公式（8-25）α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30V=7.54m/s210mm≤a0≤600mm取a0=500mmLd=1800mma=485mm7=1800-（400-100）/485×57.30=1800-35.40=144.601200（适用）（5）确定带的根数根据课本P152表（8-4a）P1=1.32KW根据课本P152表（8-4b）△P1=0.17KW根据课本P155表（8-5）Kα=0.91根据课本P146表（8-2）KL=1.01由课本P158式（8-26）得Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL=6.05/[(1.32+0.17)×0.91×1.01]=4.42故取带的根数为5根由课本查表8-1，A型V带顶宽13mm，13×5=65，带间留一定间隙，故取带轮宽度75mm。(6)计算带的初拉力F0由课本P149表8-3查得q=0.1kg/m，由式（8-3）单根V带的初拉力：F0=500PC（2.5—Kα）/（KαZV）+qV2=[500×6.05×（2.5—0.91）/（0.91×5×7.54）+0.1×7.542]Nα1=144.60Z=5根8=145.88N则作用在轴承的压力FQ，由课本P159式（8-28）Fp=2ZF0sin（α1/2）=2×5×145.88sin（144.6/2）=1389.7N2、齿轮传动的设计计算及校核（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不高，所以齿轮采用软齿面。查课本191表10-1小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra=1.6~3.2μm（2）确定有关参数如下：传动比i齿=5.5取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=5.5×20=110实际传动比I0=110/20=5.5传动比误差：i-i0/I=5.5-5.5/5.5=0%2.5%可用齿数比：u=i0=5.5试选kt=1.6螺旋角β应10≦β≧20，初选螺旋角β=14由课本P205表10-7取φd=1转矩T1F0=145.88NFp=1389.7Ni齿=5.5Z1=20Z2=110u=5.59T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.5/1440=36476N·mm(3)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥[2ktT1(u+1)ZH2ZE2/（φduεα[σH]2）]1/3=76.43[ktT1(u+1)/φdu（σH）2]1/31）查课本P217图10-30，可知ZH=2.4333表10-6，可知ZE=189.8Mpa1/22）查课本P215图10-26，可知εα1=0.75，εα2=0.9则εα=εα1+εα2=1.653）许用接触应力：[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2σH=σHlimKHN/S由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1=600MpaσHlim2=550Mpa由课本10-13式N1=60n1jlhN1=60×1440×1×（2×8×300×8）=3.318×109N2=N1/4=0.829×109由课本图10-19取KHN1=0.9，KHN2=0.95取失效概率为1%，安全系数S=1[σH]1=σHlimZ1KHN1/S=600×0.9=540Mpa[σH]1=σHlimZ2KHN2/S=550×0.95=522.5Mpa[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（540Mpa+522.5Mpa）/2=531.25MpaT1=36476N·mmαHlimZ1=600MpaαHlimZ2=550MpaNL1=3.318×109NL2=0.829×109ZNT1=0.90ZNT2=0.95[σH]1=540Mpa[σH]2=522.5Mpa[σH]=531.25Mpa104）计算d1t≥22t1HE32dH2kTu1ZZu[]=[2×1.6×36476×(4+1)×2.4332×189.82/（1×4×1.65×531.252）]1/3=40.58mm5）计算齿轮的圆周速度VV=πd1tn1/（60×1000）=3.14×40.58×1440/（60×1000）=3.06m/s6）计算齿轮宽度b及模数mntb=φdd1t=1×40.58=40.58mmmnt=d1tcosβ/Z1=40.58×cos14/20=1.97mmh=2.25mnt=2.25×1.97=4.43mmb/h=40.58mm/4.43mm=9.167）计算纵向重合度εβεβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×20×tan14=1.5868）计算载荷系数KKA=1，根据V=3.06m/s7级精度，查表10-8KV=1.13，查表10-4，KHβ与直齿轮相同，取KHβ=1.417据图10-13查得：KFβ=1.35据图10-3查得：KHα=KFα=1.2载荷系数：K=KAKVKHαKHβ=1×1.13×1.2×1.417=1.929）按实际载荷系数校正分度圆直径d1t=40.58mmV=3.06m/sb=40.58mmh=1.97mmK=1.9211d1=d1t3tkk=40.5831.921.6=43.12mm10）计算模数mnmn=d1cosβ/Z1=2.1mm（4）按齿根弯曲强度设计由课本式（10-17）mn≥21FaSa32Fd12kTYcosYY[]Z1）确定计算参数由课本图10-20c查得消除论弯曲疲劳强度σFE1=500MPa，大齿轮弯曲强度极限σFE2=380MPa由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式10-12得：[σF]1=11FNFEKKS=0.85×500/1.4=303.57[σF]2=22FNFEKKS=0.88×380/1.4=238.86大齿轮数值大2）计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1×1.13×1.2×1.35=1.833）纵向重