V带传动单级直齿圆柱齿轮减速器

工程技术学院课程设计题 目： V带传动单级直齿圆柱齿轮减速器 专 业： 机械设计制造及其自动化 年 级： 学 号： 姓 名： 指导教师： 日 期： 2010、07、07 云南农业大学工程技术学院 目录一 课程设计任务书 3二 电动机的选择 4三、确定传动装置的总传动比及各级传动比 5四、计算传动装置的运动和动力参数 5五、V带传动的设计 6六、齿轮传动的设计 8七、轴的设计计算 11八、滚动轴承的设计 20九、键联接设计 21十、箱体结构设计 22十一、润滑和密封设计 25十二、联轴器的设计 26十三、设计小结 26十四、参考资料27一、课程设计任务书1. 设计题目 用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器传动装置简图如右图所示。(1)带式运输机数据见数据表格。(2)工作条件两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳。运输带速度允许速度误差为5%。(3)使用期限 工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。(4)生产批量 小批量生产。2.设计任务1)选择电动机型号；2)确定带传动的主要参数及尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。3.具体作业1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3)设计说明书一份。运输带工作拉力F/N1100115012001250130013501450150015001600运输带工作速度v/(m/s)1.61.61.71.51.551.61.551.651.71.8运输带滚筒直径D/mm250260270240250260250260280300二、电动机的选择；1、传动装置的总效率；0.960.990.960.849；其中：为V带的传动效率,为每一对轴承的效率，为齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。为联轴器的效率，为运输带的效率。2、求电动机所需的工作功率P取运输带工作拉力F=1500N，工作速度V=1.7m/s, 运输带滚筒直径D=280mm.则PP/1500/10001.7/0.8493.003kW；执行机构的转速为n=116.01r/min，3、确定电动机型号经查机械设计课程设计P14页表3-2按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，一级圆柱齿轮减速器传动比i35，则总传动比合理范围为i620，电动机转速的可选范围为nin（620）116.01696.062320.2r/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，经查机械设计课程设计P178页表17-7，选定型号为Y112M4的三相异步电动机，额定功率为4.0kW，满载转速1440 r/min，同步转速为1500r/min。三、确定传动装置的总传动比及各级传动比（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n/n1440/116.0112.41（2）分配各传动装置传动比=12.41式中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2.3，则减速器传动比为12.41/2.35.39四、计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速1440/2.3626.09r/min626.09/5.39116.15r/min116.15r/min（2）各轴输入功率3.0030.962.88kW22.880.990.952.70kW22.700.990.992.64kW则各轴的输出功率：22.880.992.85kW2=2.700.99=2.67 kW2=2.640.992.61kW（3） 各轴的输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95503.003/1440=19.91 Nm所以: =19.912.30.96=43.96Nm=43.965.390.990.95=222.84 Nm=222.840.990.99=218.40Nm则各轴的输出转矩：2=43.960.99=43.52 Nm2=222.840.99= 220.61Nm2=218.400.99=216.21Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机3.00319.9114401轴2.882.8543.9643.52626.092轴2.702.67222.84220.61116.153轴2.642.61218.40216.21113.15五、V带传动的设计1、确定计算功率；查课本156页表87取工作情况系数=1.2，故=P=1.24.0kW=4.8kW。2、选择V带的带型；小带论转速=1440r/min，根据和查课本157页图811，选择A型。3、确定带轮的基准直径并验算带速v（1）初选小带轮的基准直径；由课本155页表86和157页表88，取小带轮的基准直径=90mm。（2）验算带速v；v=因5m/sv30m/s，故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径；=i=2.390=207mm根据课本157页表88，圆整为=224 mm。4、 确定V带的中心距a和基准长度（1）因为，初定中心距。（2）计算带所需的基准长度； = 1502mm查课本146页表82，选带的基准长度。（3）计算实际中心距；5、验算小带轮上的包角 6、计算带的根数z(1) 计算单根V带的额定功率由=90mm和，查课本152页表84a得=1.07kW.根据，2.3和A型带，查课本153页表84b得。查课本146页表82得，155页表85得，故 (2) 计算V带的根数z 取V带5根。7、计算单根V带初拉力的最小值由课本149页表83查得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,故 应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值六、 齿轮传动的设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数(1) 选用直齿圆柱齿轮传动(2) 精度等级选用7级精度(3) 材料选择；查课本191页表101选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。(4) 选择小齿轮齿数=24，大齿轮齿数=5.3924=129.36，取=130。2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即1）确定公式内的各计算数值；（1） 试选载荷系数=1.3（2） 计算小齿轮传递的转矩。（3） 由课本205页表107选取齿宽系数（4） 由课本201页表106查得材料的弹性影响系数。（5）由课本209页图1021d按齿面硬度查得小齿论的接触疲劳强度极限；大齿论的接触疲劳强度极限。（6） 计算应力循环次数（7） 由课本207页表1019取接触疲劳寿命系数0.90，0.95。（8） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，则 2）计算（1）试算小齿论分度圆直径，代入中较小的值。（2）计算圆周速度v。 （3）计算齿宽b。b=d=151.272mm=51.272mm（4）计算齿宽与齿高之比 模数 = 齿高 h=2.25=2.252.136=4.806 (5) 计算载荷系数K查课本194页表108得动载系数1.05；直齿轮；查课本193页表102得使用系数1；查课本197页表104得1.417查课本198页图1013得齿向载荷分布系数1.35；故载荷系数 。（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （7）计算模数m。 3、 按齿根弯曲强度设计m（1）由课本208页图1020得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限；(2) 由课本206页图1018取弯曲疲劳寿命系数，；(3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 （4）计算载荷系数K。 （5）查课本200页表105得；;(6) 计算大小齿轮的,并加以比较 小齿轮的数值大,选用小齿轮的尺寸设计计算； m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取弯曲强度算得的模数1.43并就近圆整为标准值m=1.5mm, 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=53.6来计算应有的齿数.,取195。4、 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 (2）计算中心距 (3) 计算齿轮宽度 取=45mm，40mm。七 轴的设计计算1、 主动轴的设计（1） 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键（2）、初步确定轴的最小直径1）、求输出轴上的功率，转速，转矩；=2.88kW =626.09r/min=43.96Nm选取轴的材料为45钢,调质处理, 硬度217255HBS，根据课本370页表153取，则初步估算轴的最小直径轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径(3)、确定轴各段直径和长度从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，=19.9575%=20.954mm,查机械基础458页附录1取=25mm，查机械基础475页附录23取第一段轴伸长度=60mm。右起第二段，取轴肩高h=1.5mm,直径=+2h=28mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为25mm，则取第二段的长度=60mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，查现代机械设计手册第2卷7-110页选用6306型轴承，其尺寸为dDB=307219，那么该段的直径为=30mm，长度为=18mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取轴肩高h=2mm, =+2h=34mm取D4=34mm，长度取L4= 10mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于分度圆直径为mm，齿轮的宽度为=45mm，则，此段的直径为D5=45mm，长度为L5=45mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴 承的内圈外径，取D6=34mm，长度取L6= 10mm右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=30mm，长度L7=17mm。(4)、求齿轮上作用力的大小、方向 已知齿轮的分度圆直径为 =32，转矩=43.96Nm而 F= F= F Ft，Fr的方向如下图所示（5）、轴支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1373.75 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr62/124=500N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC= RA62=85.17 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=31 Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd1/2=44 Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=94.39Nm ,由课本362页表15-1有:许用弯曲应力-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=94.391000/(0.1483)=8.534Nm-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=26.41000/(0.1253)=16.896 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 ，满足强度要求。受力图如上：2、输出轴的设计计算（1）确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器(2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为=2.70KW 转速为=116.15 r/min根据课本370页表153取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号；(3)确定轴各段直径和长度查课本351页表141,选取，则联轴器的计算转矩因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计课程设计173页表174，选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm, 半联轴器的孔径=40mm。故取40mm,半联轴器的长度65mm, 半联轴器与。右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取47mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器端面的距离为25mm，故取该段长为L2=60mm。右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，查机械设计课程设计151页选用6210型轴承，其尺寸为dDB=509020，考虑到此段要加轴套，那么该段的直径为=50mm，取长度为=40mm右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为292.5mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=40mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=38mm。右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,取轴肩的直径为D5=66mm ,长度取L5=10mm。右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动的内圈外径，取D6=56mm，长度取L6= 10mm。右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为=50mm，长度L7=18mm。(4)、求齿轮上作用力的大小、方向 已知齿轮的分度圆直径为： =229.5，转矩=222.84Nm而 F= F= F Ft，Fr的方向如下图所示（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 970.98 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr62/124= 353.40 N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA62= 60.2 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=21.91 Nm 合成弯矩：（7）画转矩图： T= Ftd2/2=1941.96229.5/2=222.83Nm8）画当量弯矩图： 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩 （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=135.48Nm , 由课本362页表15-1许用弯曲应力-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=135.481000/(0.1603)=6.27 Nm-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=133.691000/(0.1403)=20.88 Nm故所选轴承满足寿命要求，此轴承合格。2、输出轴的轴承设计计算（1）、选择的轴承为深沟球轴承6210型轴承；（2）、初步计算当量动载荷P；因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=706.80N（3）、轴承的基本额定动载荷C：查课本320页表134取1.00；对于球轴承，取预期计算寿命，则 （4）、验算轴承的寿命：故所选轴承满足寿命要求，此轴承合格。九、键联接设计（一）输入轴与大带轮键联接计算1、选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键连接，故选用平键（A型）。根据此段轴径=25mm,查课本106页表61得键的截面尺寸为：宽b=8mm，高h=7mm。由于此段轴长=60mm，参考键的长度系列，取键长L=45mm。2、校核键连接的强度 由于材料都是刚，且为静连接，从课本106页表62查得100120MPa,取其平均值110 MPa。键的工作长度，接触高度k=0.5h=3.5mm,则故键连接的强度满足要求。（二）、输出轴与大齿轮的键连接计算1、选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。根据此段轴径=60mm,查课本106页表61得键的截面尺寸为：宽b=18mm，高h=11mm。由于此段轴长=38mm，参考键的长度系列，取键长L=32mm。2、校核键连接的强度 由于材料都是刚，且为静连接，从课本106页表62查得100120MPa,取其平均值110 MPa。键的工作长度，接触高度k=0.5h=5.5mm,则可见连接的挤压强度不够。考虑到相差较大，改用双键，相隔108度布置。双键的工作长度，则故采用双键连接满足要求。十、箱体结构设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置，在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df， d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 60，44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D290， 105轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2十一、润滑和密封设计1、润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。2、密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。十二、联轴器的设计（1）类型选择在输出轴的设计时，已选取LT7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm。 （2）载荷计算查课本351页表141,选取，计算转矩=1.5222.84=334.26Nm，其中为工作青况系数；根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 50142003，LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩T=500Nm, 许用转速n=3600r/m ,故该联轴器符合要求。十三、设计小结机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。进行机械设计基本技能的训练，学会了如何搜集、归纳、分析所需资料和利用工具书以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。平时课堂上所学习的知识大多比较教条化，作为面向科技实践的大学生，由于专业特点自己更要积极查阅当前的最新科技资料。一个人不可能什么都学过，什么都懂，因此，当在设计过程中需要用到一些不曾接触过的材料时，就要有针对性、有目的的地查找资料，然后加以吸收利用，去粗取精，以提高自己的应用能力，而且还能增长自己的学识，汲取到最新的专业知识。在此，诚挚的感老师在整个设计过程中给予的细心指导和热情帮助，还要真诚地感谢在设计期间所有给我帮助的老师和同学。十四、参考文献【1】机械设计第八版、纪名刚主编、高等教育出版社【2】机械设计课程设计西北工业大学 李育锡主编、高等教育出版社【3】现代机械设计手册秦大同 谢里阳主编、化学工业出版社【4】机械设计课程设计图册第三版、哈尔滨工业大学、高等教育出版社