机械设计课程设计-V带-单级直齿圆柱齿轮减速器(全套图纸)

机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案拟定…………….………………………………3 二、电动机的选择…………………………………………….4 三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….…….6 四、传动装置的运动和动力设计……………………………..7 五、普通V带的设计………………………………………….10 六、齿轮传动的设计…………………………………………..15 七、传动轴的设计………………………….…………………..18 八、箱体的设计………..…………………….………………….27 九、键连接的设计………………………………………………29 十、滚动轴承的设计……………………………………………31 十一、润滑和密封的设计………………………………………32 十二、联轴器的设计……………………………………………33 十三、设计小结……………………………………………….....33

设计题目：V带——单级直齿圆柱齿轮减速器

机械系 设计者： 学 号： 指导教师：

一、设计课题：

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设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限5年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为97%，运输带允许速度误差为5%。 原始数据 题号 运输带拉力F （KN） 运输带速度V （m/s） 卷筒直径D （mm） 设计人员 (对应学号) 3 2.2 1.7 420 3 13 23 33 43

设计任务要求：

1. 减速器装配图纸一张（１号图纸）

2. 轴、齿轮零件图纸各一张（２号或３号图纸） 3. 设计说明书一分

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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５年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。 ２、原始数据：滚筒圆周力F=2200N； 带速V=1.7m/s； 滚筒直径D=420mm； 方案拟定： 采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器 4.连轴器 5.滚筒 6.运输带 3

二、电动机选择 1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择： 电动机所需工作功率为： 式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa (kw) 由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW) 因此 Pd=FV/1000ηa (KW) 由电动机至运输带的传动总效率为： η总=η１×η３２×η３×η４×η5 式中：η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。 取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，３η４＝０.９７ 则： η总=0.96×0.98×0.97×0.99×0.96 =0.83 所以：电机所需的工作功率： Pd = FV/1000η总 =(2200×1.7)/(1000×0.83) =4.5 (kw)

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3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒＝60×1000·V/（π·D） =(60×1000×1.7)/（４2０·π） =77.3 r/min 根据手册Ｐ７表１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’=3～６。 取Ｖ带传动比Ｉ１’=２～４ 。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝６～２４。 故电动机转速的可选范为 N’d=I’a×n卷筒 =(16～24)×77.3 =463.8～1855.2 r/min 则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min 根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表） 方 案 电 动 机 型 号 1 2 3 Y132S-4 Y132M2-6 Y160M2-8 额定功电动机转速 率 电动机参 重量 考 价 格 650 800 1240 1200 1500 2100 传动装置传动比 (r/min) 同步转满载转N 速 5.5 5.5 5.5 1500 1000 750 速 1440 960 720 总传动V带传减速 比 18.6 12.42 9.31 动 3.5 2.8 2.5 器 5.32 4.44 3.72 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格 5

和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。 此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能： 电动机主要外形和安装尺寸：

中心高H 132 外形尺寸 L×(AC/2+AD)×HD 底角安装尺寸 地 脚螺栓孔直轴 伸 尺 寸 A×B 216×178 装键部位尺寸 F×GD 10×41 径 K 12 D×E 28×80 520×345×315 三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比： 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n 1、可得传动装置总传动比为： ia=nm/n=nm/n卷筒

=960/77.3 =12.42

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总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比 ia=i0×i （式中i0、i分别为带传动 和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书P7表1，取i0=2.8（普通V带 i=2～4） 因为： ia＝i0×i 所以： i＝ia／i0 ＝12.42/2.8 ＝4.44 四、传动装置的运动和动力设计： 将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ 轴，......以及 i0,i1，......为相邻两轴间的传动比 η01，η12，......为相邻两轴的传动效率 PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率 （KW） TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩 （N·m） nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩 （r/min） 可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴 的运动和动力参数 1、 运动参数及动力参数的计算 7

（1）计算各轴的转数： Ⅰ轴：nⅠ=nm/ i0 =960/2.8=342.86 （r/min） Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i1 =324.86/4.44=77.22 r/min 卷筒轴：nⅢ= nⅡ （2）计算各轴的功率： Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η01 由指导书的表1得到： η1=0.96 η2=0.98 η3=0.97 η4=0.99 =Pd×η1 =4.5×0.96=4.32（KW） Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η 12= PⅠ×η2×η 3 =4.32×0.98×0.97 卷筒轴： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4 =4.11×0.98×0.99=4.07（KW）

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=4.11（KW） 计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×4.5/960 =44.77 N·m Ⅰ轴： TⅠ= Td·i0·η01 i0为带传动传动比 i1为减速器传动比 滚动轴承的效率 = Td·i0·η1 η为0.98~0.995在本设计中取0.98 =44.77×2.8×0.96=120.33 N·m Ⅱ轴： TⅡ= TⅠ·i1·η12= TⅠ·i1·η2·η4 =120.33×4.44×0.98×0.99=518.34 N·m 卷筒轴输入轴转矩：T Ⅲ= TⅡ·η 2·η4 =502.90 N·m 计算各轴的输出功率： 由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率： 故：P’Ⅰ=PⅠ×ηP’Ⅱ= PⅡ×η轴承=4.32×0.98=4.23 KW =4.23×0.98=4.02 KW 轴承计算各轴的输出转矩： 由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则： T’Ⅰ= TⅠ×η轴承 =120.33×0.98=117.92 N·m T’ Ⅱ= TⅡ×η 轴承 =518.34×0.98=507.97 N·m 9

综合以上数据，得表如下：

轴名 效率P （KW） 转矩T （N·m） 转速n 输出 44.77 r/min 960 传动比 i 效率 η 输入 输出 输入 电动机轴 4.5 2.8 0.96 Ⅰ轴 4.32 4.23 120.33 117.92 342.86 4.44 0.95 Ⅱ轴 4.11 4.02 518.34 507.97 77.22 1.00 0.97 卷筒轴 4.07 3.99 502.90 492.84 77.22 由课本P134表9-5查得KA=1.1 五. V带的设计 （1）选择普通V带型号 由PC=KA·P=1.1×5.5=6.05（ KW） 根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交 界线处，故A、B型两方案待定： 方案 由课本P132表9-2得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm~125mm 1：取A型V带 确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=100mm d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε) =2.8×100×(1-0.02)=274.4mm 由表9-2取d2=274mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许) 带速验算： V=n1·d1·π/（1000×60） 10

=960×100·π/（1000×60） =5.024 m/s 介于5~25m/s范围内，故合适 0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2） 0.7×（100+274）≤a0≤2×（100+274） 262.08 ≤a0≤748.8 初定中心距a0=500 ，则带长为 2 L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）/(4·a0) =2×500+π·（100+274）/2+（274-100）2/(4×500) =1602.32 mm 由表9-3选用Ld=1400 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 验算小带轮上的包角α1 α1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(274-100)×57.3/398.84=155.01>120 合适 由机械设计书 确定带的根数 表9-4查得 P0=0.95 Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα） 由表9-6查得 △P0=0.11 =6.05/（（0.95+0.11）×0.96×0.95） 由表9-7查得 Kα=0.95 = 6.26 由表9-3查得KL=0.96 故要取7根A型V带 确定带长和中心距a： 11

计算轴上的压力 由书9-18的初拉力公式有 2 F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v 2 =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（7×5.02）+0.17×5.02 =144.74 N 由课本9-19得作用在轴上的压力 FQ=2·z·F0·sin(α/2) =2×7×242.42×sin(155.01/2)=1978.32 N 方案二：取B型V带 确定带轮的基准直径，并验算带速： 由课本表9-2得，推荐 则取小带轮 d1=140mm 的B型小带轮基准直径125mm~280mm d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε) =2.8×140×(1-0.02)=384.16mm 由表9-2取d2=384mm (虽使n2略有减少， 但其误差小于5%，故允许) 带速验算： V=n1·d1·π/（1000×60） =960×140·π/（1000×60） =7.03 m/s 介于5~25m/s范围内，故合适 确定带长和中心距a： 0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2） 0.7×（140+384）≤a0≤2×（140+384）

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366.8≤a0≤1048 初定中心距a0=700 ，则带长为 2 L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）/(4·a0) 2 =2×700+π·（140+384）/2+（384-140）/(4×700) =2244.2 mm 由表9-3选用Ld=2244 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 验算小带轮上的包角α1 α1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(384-140)×57.3/697.9=160.0>120 合适 由机械设计书 表9-4查得 确定带的根数 P0=2.08 由表9-6查得 Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα） △P0=0.30 由表9-7查得 =6.05/（（2.08+0.30）×1.00×0.95） Kα=0.95 由表9-3查得KL=1.00 = 2.68 故取3根B型V带 计算轴上的压力 由书9-18的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2 =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×7.03）+0.17×7.032 =242.42 N 由课本9-19得作用在轴上的压力 FQ=2·z·F0·sin(α/2)

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=2×3×242.42×sin(160.0/2) =1432.42 N 综合各项数据比较得出方案二更适合 带轮示意图如下： d0 d H L S L S1 d da dr

dk dh S2 S2 B 斜度1:25 14

六、齿轮传动的设计： (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精 度等级。 小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。 齿轮精度初选8级 (2)、初选主要参数 Z1=20 ，u=4.5 Z2=Z1·u=20×4.5=90 取ψa=0.3，则ψd=0.5·（i+1）·=0.675 （3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1≥ 2kT1u?1?ZEZHZε???3?Ψdu?［ζH］??2 确定各参数值 1 载荷系数 查课本表6-6 取K=1.2 ○2 小齿轮名义转矩 ○T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.23/342.86 =1.18×105 N·mm 3 材料弹性影响系数 ○ 由课本表6-7 ZE=189.8MPa 15

4 区域系数 ZH=2.5 ○5 重合度系数 ○εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69 Zε=4?εt?34?1.69?0.77 36 许用应力 查课本图6-21（a） ○ ［ζHlim1］?610MPa ［ζHlim2］?560MPa 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 则 ［ζH］1?ζHlim1?610MPa SHζHlim2?560MPa SH ［ζH］2? 取两式计算中的较小值，即［ζH］=560Mpa 于是 d1≥ 3 2kT1u?1?ZEZHZε????Ψdu?［ζH］??2 22?1.2?1.18?1054.5?1?189.8?2.5?0.77?=3??14.5?560? =52.82 mm (4)确定模数 m=d1/Z1≥52.82/20=2.641 取标准模数值 m=3 (5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 ζF

?2KT1 校核 YFSY［ζF］ε?bd1m16

1小轮分度圆直径d1=m·Z=3×20=60mm 式中 ○2齿轮啮合宽度b=Ψd·d1 =1.0×60=60mm ○3复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95 ○4重合度系数Yε=0.25+0.75/ε○t =0.25+0.75/1.69=0.6938 5许用应力 查图6-22（a） ○ ζFlim1=245MPa ζFlim2=220Mpa 查表6-8 ，取SF=1.25 ζFlim1 则 ［ζF］?1SF?245?196MPa 1.25 ［ζF］2?ζFlim2220??176MPa SF1.25YFSζF6计算大小齿轮的 ○并进行比较 YFS1YFS24.383.95??0.02234 ??0.02244 ［ζF］196［ζ］1761F2 YFS1Y

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d2=m·Z1=3×90=270 mm a=m ·（Z1+Z2）=3×（20+90）/2=165 mm b=60 mm b2=60 取小齿轮宽度 b1=65 mm （7）验算初选精度等级是否合适 齿轮圆周速度 v=π·d1·n1/（60×1000） =3.14×60×342.86/（60×1000） =1.08 m/s 对照表6-5可知选择8级精度合适。 七 轴的设计 1， 齿轮轴的设计 (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 18

(2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217~255HBS 轴的输入功率为PⅠ=4.32 KW PⅠ的值为前面第10页中给出 在前面带轮的计算中已经得到Z=3 转速为nⅠ=342.86 r/min 根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115 P4.32d≥C·3?115?3?26.76mm nⅠ342.86(3)确定轴各段直径和长度 1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通 ○其余的数据过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ30mm，又带手册得到 轮的宽度 B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 则第一段长度L1=60mm 2右起第二段直径取D2=Φ38mm ○D1=Φ30mm L1=60mm 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30mm，则取第二段的长度L2=70mm 3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟 ○D2=Φ38mm L2=70mm D3=Φ40mm L3=20mm 球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm 4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直○ D4=Φ48mm L4=10mm 19

径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4= 10mm D5=Φ66mm 5右起第五段， ○该段为齿轮轴段，由于齿轮的L5=65mm 齿顶圆直径为Φ66mm，分度圆直径为Φ60mm，齿 轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=Φ66mm， 长度为L5=65mm D6=Φ48mm 6右起第六段，○为滚动轴承的定位轴肩,其直L6= 10mm 径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm 长度取L6= 10mm D7=Φ40mm 7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，L7=18mm ○取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 1小齿轮分度圆直径：d1=60mm ○ 2作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18×105 N·mm ○3求圆周力：Ft ○Ft=1966.66Nm Ft=2T2/d2=2×1.18×105/60=1966.67N 4求径向力Fr ○Fr=628.20Nm Fr=Ft·tanα=1966.67×tan200=628.20N 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。

RA=RB 20

=4×518.34×1000/（60×11×42） =74.80Mpa < [ζp] (110Mpa) 十．滚动轴承设计 根据条件，轴承预计寿命 Lh5×365×8=14600小时 1.输入轴的轴承设计计算 （1）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=628.20N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 11fd·P60·nε1.2?628.2060?342.86εC'?（·6Lh）??（?14600） ft110106 ?5048.38N（3）选择轴承型号 查课本表11-5，选择6208轴承 Cr=29.5KN 由课本式11-3有 106ftCε1061?295003Lh?()??（）?2913133?14600 60nfdP60?342.861.2?62.820∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 2.输出轴的轴承设计计算 （1）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 31

P=Fr=1369.61N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 11fd·P60·nε1.2?1369.6160?77.22εC'?（·6Lh）??（?14600）6 ft11010 ?6696.63N（3）选择轴承型号 查课本表11-5，选择6211轴承 Cr=43.2KN 由课本式11-3有 106ftCε1061?432003Lh?()??（）?3919545?14600 60nfdP60?77.221.2?1369.61∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 十一、密封和润滑的设计 1.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。 2．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， 32

齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。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=0.35~0.7m3。 (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。 十二．联轴器的设计 （1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （2）载荷计算 计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm， 其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3 （3）型号选择 根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm, 许用转速[n]=3750r/m ,故符合要求。 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

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础课程重要的综合性与实践性环节。 (1) 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。 (2) 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。 (3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。

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