V带单级斜齿圆柱齿轮减速器_课程设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目：V带——单级斜齿圆柱齿轮减速器机电工程系机电二班设计者：楚万龙学号：0915060207指导教师：二○○八年12月19日2目录一、传动方案拟定…………….……………………………….3二、电动机的选择……………………………………….…….4三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….5四、运动参数及动力参数计算………………………….……5五、传动零件的设计计算………………………………….….6六、轴的设计计算………………………………………….....13七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…26八、键联接的选择及计算………..……………………………30九、联轴器的选择………………………………………….....31十、减速器附件的选择………………………………….….32十一、润滑与密封…………………………………………....343计算过程及计算说明一、传动方案拟定（1）设计题目：设计一用于带式运输机上的一级斜齿圆柱齿轮减速器（2）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年，环境最高温度35℃。（3）原始数据：运输带工作拉力F=2100N；带速V=1.6m/s（允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=400mm。一：传动方案拟定（已给定）1）、外传动为v带传动2）、减速器为一级圆柱斜齿轮减速器3）、方案简图如下：.4）、该工作机有轻微振动，由于V带具有缓冲吸振能F=2100NV=1.6m/sD=400mm1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带2145634力，采用V带传动能减小带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准程度高，大幅度降低了成本。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，电压380V2、电动机功率选择：（1）电动机工作所需的有效功率为P=FV/1000=2100×1.6/1000=3.36KW（2）传动装置的总功率：带传动的效率η带=0.95齿轮传动效率η齿轮=0.97联轴器效率η联轴器=0.99滚筒效率η滚筒=0.96轴承效率η轴承=0.99η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.95×0.992×0.97×0.99×0.96=0.87（3）电机所需的工作功率：Pd=P/η总=3.36/0.87=3.86KWη总=0.875根据Po选取电动机的额定功率Ped，使Pm=(1~1.3)Po=3.86~5.018KW查手册得Ped=4KW选电动机的型号：Y132M1-6则n满=960r/min三、计算总传动比及分配各级的传动比工作机的转速n=60×1000v/(πD)=60×1000×1.6/3.14×400=76.43r/mini总=n满/n=960/76.43=12.56查表取i带=3则i齿=12.56/3=4.19四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速n0=n满=960(r/min)nI=n0/i带=960/3=320（r/min）nII=nI/i齿=320/4.19=76.37(r/min)nIII=nII=76.37(r/min)2、计算各轴的功率（KW）P0=Pd=4KWPI=P0×η带=4×0.95=3.8KWPII=PI×η轴承×η齿轮=3.8×0.99×0.97=3.65KWPd=3.86KW电动机型号Y132M1-6Ped=4KWi总=12.56i带=3i齿=4.19no=960r/minnI=320r/minnII=76.37r/minnIII=76.37r/minPo=4KWPI=3.8KWPII=3.65KW6PIII=PII×η联×η轴承=3.65×0.99×0.98=3.54KW3、计算各轴扭矩（N·mm）T0=9550P0/n0=9550×4/960=39.79N·mTI=9550PI/nI=9550×3.8/320=113.41N·mTII=9550PII/nII=9550×3.65/76.37=456.43N·mTIII=9550PIII/nIII=9550×3.54/76.37=442.67N·m五、传动零件的设计计算1、带轮传动的设计计算(1)根据设计要求选择普通V带截型由表8-7查得：kA=1.1Pca=KAP=1.1×4=4.4KW由图8-11查得：选用A型V带(2)确定带轮基准直径，并验算带速由表8-6和表8-8取主动轮基准直径为dd1=112mm从动轮基准直径dd2=idd1=3×112=336mm取dd2=335mm带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×112×960/60×1000=5.63m/sPIII=3.54KWT0=39.79N·mTI=113.41N·mTII=456.43N·mTIII=442.67N·m7在5~25m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(112+355)≤a0≤2×(112+355)所以有：326.9≤a0≤934初步确定a0=600mm由L0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0得：L0=2×600+π(112+355)/2+(355-112)2/4×600=1957.79mm由表8-2确定基准长度Ld=2000mm计算实际中心距a≈a0+(Ld-L0)/2=600+（2000-1957.79）/2=621.105mm取a=620mm(4)验算小带轮包角α1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30=1800-（355-112）/621.105×57.30=157.501200（适用）（5）确定带的根数由n0=960r/mindd1=112mmi=3查表8-4a和表8-4b得P0=1.20kw△P0=0.12kw查表8-5得Kα=0.93查表8-2得KL=1.03dd1=112mmdd2=355mmV=5.63m/sLd=2000mma=621.105mm取a=620mmα1=157.580F0=168.09NFQ=1271.63N8由Z=Pca/[p]=KAP/(P1+△P1)KαKL得：=4.4(1.20+0.12)×0.93×1.03=3.5取Z=4(6)计算张紧力F0由表8-3查得q=0.1kg/m，则：F0=500Pca（2.5-ka）/kaZV+qV2=500×4.4/（2.5-0.93）/0.93×4×5.63+0.1×5.632N=168.09N则作用在轴承的压轴力FQ：FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×168.09×sin157.580/2=1324.96N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级参考表6-2初选材料。小齿轮选用45钢,调质;齿面硬度为197~286HBW。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度156~217HBW；根据小齿轮齿面硬度236HBW和大齿轮齿面硬度190HBW,按图10-21a线查得齿面接触疲劳极应力为：限σHlim1=580MPaσHlim2=530Mpa按图10-20b线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为：σEF1=244MpaσEF2=204Mpa按图10-20c查得接触寿命系数KHN1=1.02KHN2=1.19按图10-20c查得弯曲寿命系数YN1=0.9YN2=0.95其中N1=60rn1tn=60×1×(960/3)×5×300×16=4.6×108N2=N1/4.19=1.098×108根据要求取安全系数S=1[σH1]=(KHN1×σHlim1)/S=(1.02×580)=591MPa[σH2]=(KHN2×σHlim2)/S=(1.1×530)=583MPa(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥2.23[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE/σH)2]1/3确定有关参数如下可用齿数比：u=320/76.。37根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置由表10-7取φd=1.11)转矩T1T1=95.5×105P/n1=95.5×105×3.8/320=113406N·m2)载荷系数k由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。试选K=1.23）由表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.9αHlim1=580MpaαHlim2=530MpaσEF1=244MpaσEF2=204MpaN1=4.6×108N2=1.098×108S=1[σH1]=591MPa[σH2]=583MPa10d1≥2.32[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE/σH)2]1/3=2.32[(1.2×113406/1.1)(4.19+1/4.19)(189.9×591.6)2]1/3=58.18mm(3)确定齿轮传动主要参数及几何尺寸中心距a=（1+u）d1/2=（1+4.19）×58.18/2=150.98mm取a=150mm由经验公式m=（0.007~0.02）a=1.2~3.取标准m=2.5取β=15°Z1=d1cosβ/m=（58.18cos15°）/2.5=22.18取Z1=25则Z2=uZ1=4.19×25=104.8取Z2=105反算中心距a=m/2(Z1+Z2)cosβ=2.5/2(25+105)cos15°=165a=165符合要求实际传动比u0=Z2/Z1=105/25=4.2传动比误差(u-u0)/u=(4.2-4.19)/4.19×100%=0.2%5%(允许)螺旋角β=arccosm（Z1＋Z2/2a=arccos2.5×（2105）/（2×165）=12..753°i齿=4.19u=4.764T1=113406N·mm=2.5β=15°a=165mmZ1=25Z2=10511在8°~15°内，合适确定有关参数和系数分度圆直径:d1=mZ1/cosβ=2.5×25/cos12.753°=63.7mmd2=mZ2/cosβ=2.5×105/cos12.753°=267.9mm齿顶高ha=h*am=1×2.5=2.5mm齿根高hf=(h*a+c*)=(1+0.25)×2.5=3.125mm齿全高h=ha+hf=5.625mm齿顶圆直径da1=d1+2ha=63.7+2×2.5=68.7mmda2=d2+2ha=267.9+2×2.5=272.9mm齿根圆直径df1=d1-2hf=63.7×3.125=57.45mmdf2=d2-2hf=261.65mm齿宽：b=φdd1=1.1×63.7mm=70.07mm取b1=70mmb2=b1-(5~10)mm=65mm(4)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×63.7×320/60×1000=1.067m/s(5)精确计算载荷KT1=KAKfaKfβKVT1K=KAKfaKfβKV查表10-2，KA=1;查图10-8KV=1.05查表10-13Kfa=1.3查表10-4φd=1.1，得Kfβ=1.32β=12..753°d1=63.7mmd2=267.9mmha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mmda1=68.7mmda2=272.9mmdf1=57.45mmdf2=261.65mmb1=70mmb2=65mmV=1.067m/s选取7级KA=112K=KAKfaKfβKV=1×1.05×1.3×1.32=1.80KT1=KAKfaKfβKVT1=1.80×113.41=204.34N·mKFtI=2KT1/d1=2×204.34×103/63.7=6.42KN(6)验算轮齿接触疲劳承载能力σH=ZHZE[KFt/bd1(u+1/u)]1/2=2.4×189.9×[2.69×103/67×56(4.764+1/4.764)σH]1/2=400.3MPa[σH]=537.8MPa(7)验算轮齿弯曲疲劳承载能力查图6-20Yβ=0.9ZV1=Z1/cos3β=22/cos311.1863°=23.31ZV2=Z2/cos3β=104/cos311.1863°=110.1