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

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

3.1电动机的选择............................................5

3.2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

5.1V带的设计与计算.........................................9

5.2带轮的结构设计..........................................11

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

6.1高速级齿轮传动的设计计算................................13

6.2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

7.1输入轴的设计...........................................25

7.2中间轴的设计...........................................30

7.3输出轴的设计...........................................35

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

8.1输入轴键选择与校核......................................41

8.2中间轴键选择与校核......................................41

8.3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

9.1输入轴的轴承计算与校核..................................42

9.2中间轴的轴承计算与校核...................................43

9.3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

11.1减速器的润滑...........................................45

11.2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=1.2m/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

ηa=η1η24η32η4η5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825

η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为工作装置的效率。

第三部分电动机的选择

3.1电动机的选择

皮带速度v:

v=1.2m/s

工作装置的功率pw:

pw=

2.4KW

电动机所需输出功率为:

pd=

2.91KW

电动机额定功率Pcd约为Pd的1-1.3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:

n=

88.2r/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）×88.2=1411.2~14112r/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

额定转矩

Y100L-2

3

3000

2870

2.2

2.2

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

H

L×HD

A×B

K

D×E

F×G

100mm

380×245

160×140

12mm

28×60

8×24

3.2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=2870/88.2=32.54

（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=2.5，则减速器传动比为:

i=ia/i0=32.54/2.5=13.02

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=

3.17

（为使浸油深度相等，两大齿轮应相近，所以使i1>i2,通常取i1=（1.2~1.3）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=2870/2.5=1148r/min

中间轴：

nII=nI/i12=1148/4.11=279.32r/min

输出轴：

nIII=nII/i23=279.32/3.17=88.11r/min

卷筒轴：

nIV=nIII=88.11r/min

（2）各轴输入功率:

输入轴：

PI=Pd×η1=2.91×0.96=2.79KW

中间轴：

PII=PI×η2⋅η3=2.79×0.99×0.97=2.68KW

输出轴：

PIII=PII×η2⋅η3=2.68×0.99×0.97=2.57KW

卷筒轴轴：

PIV=PIII×η2⋅η4=2.57×0.99×0.99=2.52KW

则各轴的输出功率：

输入轴：

PI'=PI×0.99=2.76KW

中间轴：

PII'=PII×0.99=2.65KW

输出轴：

PIII'=PIII×0.99=2.54KW

卷筒轴：

PIV'=PIV×0.99=2.49KW

各轴输出功率：

电动机轴的输出转矩:

Td=

=

9.68N*m输入轴：

TI=

=

23N*m

中间轴：

TII=

=

90.76N*m

输出轴：

TIII=

=

276.3N*m

卷筒轴：

TⅣ=

=

269.88N*m

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

2.91

2.91

9.68

2870

2.5

0.96

Ⅰ轴

2.79

2.76

23

1148

4.11

0.96

Ⅱ轴

2.68

2.65

90.76

279.32

3.77

0.96

Ⅲ轴

2.57

2.54

276.3

88.11

1

0.98

Ⅳ轴

2.52

2.49

269.88

88.11

第五部分V带的设计

5.1V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=1.1，故

Pca=KAPd=1.1×2.91kW=3.2kW

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

12.02m/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=2.5×80=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0.7（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α1

α1≈180°-（dd2-dd1）×57.3°/a

=180°-（200-80）×57.3°/476≈165.6°>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=0.57kW。

根据nm=2870r/min，i0=2.5和Z型带，查课本表8-5得∆P0=0.04kW。

查课本表8-6得Kα=0.96，查课本表8-2得KL=1.14，于是

Pr=（P0+∆P0）KαKL=（0.57+0.04）×0.96×1.14kW=0.67kW

2）计算V带的根数z

z=Pca/Pr=3.2/0.67=4.78

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=0.06kg/m，所以

F0=

=

=51.38N

8.计算压轴力FP

FP=2zF0sin（α1/2）=2×5×51.38×sin（165.6/2）=509.7N

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

165.6°

带速

12.02m/s

单根V带初拉力F0

51.38N

压轴力Fp

509.7N

5.2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

da

dd1+2ha

80+2×2

84mm

d1

（1.8~2）d

（1.8~2）×28

56mm

B

（z-1）×e+2×f

（5-1）×12+2×7

62mm

L

（1.5~2）d

（1.5~2）×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

da

dd1+2ha

200+2×2

204mm

d1

（1.8~2）d

（1.8~2）×16

32mm

B

（z-1）×e+2×f

（5-1）×12+2×7

62mm

L

（1.5~2）d

（1.5~2）×16

32mm

第六部分齿轮传动的设计

6.1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=25×4.11=102.75，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=1.4。

②计算小齿轮传递的转矩

T1=9.55×106×P/nw=23.23N/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=2.5。

⑤查课本表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。

端面压力角：

αa1=arccos[z1cosα/（z1+2ha*）]=arccos[25×cos20°/（25+2×1）]=29.54°

αa2=arccos[z2cosα/（z2+2ha*）]=arccos[103×cos20°/（103+2×1）]=22.813°

端面重合度：

εα=[z1（tanαa1-tanα）+z2（tanαa2-tanα）]/2π

=[25×（tan29.54°-tan20°）+103×（tan22.813°-tan20°）]/2π=1.735

重合度系数：

Zε=

=

=0.869

⑦计算接触疲劳许用应力[σH]

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σHlim1=600MPa、σHlim2=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=3.31×109

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=3.31×109/4.11=8.04×108

由课本图10-23查取接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.86、KHN2=0.89。

取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]1=

=

=516MPa

[σH]2=

=

=489.5MPa

取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[σH]=[σH]2=489.5MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

=

=38.571mm

（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

v=

=

=2.32m/s

②齿宽b

b=

=

=38.571mm

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=2.32m/s、8级精度，由课本图10-8查得动载系数KV=1.12。

③齿轮的圆周力

Ft1=2T1/d1t=2×1000×23.23/38.571=1204.532N

KAFt1/b=1×1204.532/38.571=31.23N/mm<100N/mm

查课本表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2。

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，KHβ=1.45。

由此，得到实际载荷系数

KH=KAKVKHαKHβ=1×1.12×1.2×1.45=1.949

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

d1=

=38.571×

=43.068mm

及相应的齿轮模数

mn=d1/z1=43.068/25=1.723mm

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

σF=

≤[σF]

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Yε

Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.735=0.682

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=2.61YFa2=2.17

YSa1=1.6YSa2=1.83

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KFα=1.2

根据KHβ=1.45，结合b/h=11.11查图10-13得KFβ=1.42

则载荷系数为

KF=KAKvKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.42=1.908

④计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]

由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。

由图10-22查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82、KFN2=0.85

取安全系数S=1.4，得

[σF]1=

=

=292.86MPa

[σF]2=

=

=230.71MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

σF1=

=

=50.493MPa≤[σF]1

σF2=

=

=48.016MPa≤[σF]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α=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

2mm

齿数z

25

103

齿宽b

55mm

50mm

分度圆直径d

50mm

206mm

齿顶高系数ha

1.0

1.0

顶隙系数c

0.25

0.25

齿顶高ha

m×ha

2mm

2mm

齿根高hf

m×（ha+c）

2.5mm

2.5mm

全齿高h

ha+hf

4.5mm

4.5mm

齿顶圆直径da

d+2×ha

54mm

210mm

齿根圆直径df

d-2×hf

45mm

201mm

6.2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=26×3.17=82.42，取z4=83。

（4）压力角α=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=1.4。

②计算小齿轮传递的转矩

T2=91.68N/m

③选取齿宽系数φd=1。

④由图10-20查取区域系数ZH=2.5。

⑤查表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。

端面压力角：

αa1=arccos[z3cosα/（z3+2ha*）]=arccos[26×cos20°/（26+2×1）]=29.249°

αa2=arccos[z4cosα/（z4+2ha*）]=arccos[83×cos20°/（83+2×1）]=23.428°

端面重合度：

εα=[z3（tanαa1-tanα）+z4（tanαa2-tanα）]/2π

=[26×（tan29.249°-tan20°）+83×（tan23.428°-tan20°）]/2π=1.727

重合度系数：

Zε=

=

=0.87

⑦计算接触疲劳许用应力[σH]

查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa。

计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N3=60nkth=60×279.32×1×10×300×2×8=8.04×108

大齿轮应力循环次数：

N4