V帶-一級直齒圓柱減速器設(shè)計報告模板

1、機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書 系 別： 班 級： 姓 名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一章 設(shè)計任務(wù)書1第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案1第三章 選擇電動機2第四章 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4第五章 普通V帶設(shè)計計算5第六章 減速器齒輪傳動設(shè)計計算9第七章 軸的設(shè)計12第八章 滾動軸承壽命校核23第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算25第十章 聯(lián)軸器的選擇26第十一章 減速器的密封與潤滑26第十二章 減速器附件27第十三章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸29第十四章 設(shè)計小結(jié)31參考文獻31第一章 設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目 一級直齒圓柱減速器，拉力F=3200N，速度v=1.35m/s，直徑D=235mm

2、，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：3年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計步驟 1.傳動裝置總體設(shè)計方案 2.電動機的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.普通V帶設(shè)計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 7.傳動軸的設(shè)計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計 10.聯(lián)軸器設(shè)計 11.潤滑密封設(shè)計 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的

3、影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。 一級圓柱齒輪減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。原動機部分為 Y系列三相交流異步電動機第三章 選擇電動機3.1電動機類型的選擇 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y系列。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動軸承的效率：2=0.99 V帶的效率：v=0.96 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.97 工作機的效率：w=0.963.3計算電動機容量 工作機所

4、需功率為 電動機所需額定功率: 工作轉(zhuǎn)速： 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：24，一級圓柱齒輪傳動比范圍為：35，因此理論傳動比范圍為：620?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(620)109.77=659-2195r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132S-4的三相異步電動機，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。Pd=5.03nw=109.77方案電機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.

5、510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900 電機主要尺寸參數(shù) 圖3-1 電動機中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLHDABKDEFG13247531521614012388010333.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為： （2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=2.6 減速器傳動比為ia=13.118iv=2.6i1=5.08第四章 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)4.2高速軸的參數(shù)

6、4.3低速軸的參數(shù)4.4工作機的參數(shù) 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機軸14405.0333358.68高速軸553.854.8383283.38低速軸109.034.64406420.25工作機109.034.32378391.27第五章 普通V帶設(shè)計計算 （1）求計算功率Pc 查表13-9得KA=1.3，故 （2）選V帶型號 根據(jù)Pc=6.539kW、n1=1440r/min，由圖13-15選用A型。 （3）求大、小帶輪基準(zhǔn)直徑d2、d1 由圖13-15，因傳動比不大，取d1=100mm。 由表13-10，取d2=250mm。 （4

7、）驗算帶速v 帶速在530m/s范圍內(nèi)，合適。 （5）求V帶基準(zhǔn)長度Ld和中心距a 初步選取中心距 由式（13-2）得帶長 由表13-2，對A型帶選用Ld=1550mm。再由式（13-15）計算實際中心距 （6）驗算小帶輪的包角1 合適。 （7）求V帶根數(shù)z 由式（13-14）得 今n1=1440r/min，d1=100，查表13-4得 由式（13-8）得傳動比 查表13-6得 由1=162.98查表13-8得K=0.956，表13-2得KL=0.99，由此可得 取4根。 （8）求作用在帶輪軸上的壓力FQ 查表13-1得q=0.105kg/m，故由式（13-16）得單根V帶的初拉力 作用在軸上

8、的壓力 （9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計帶型AV帶中心距505mm小帶輪基準(zhǔn)直徑100mm包角162.98大帶輪基準(zhǔn)直徑250mm帶長1550mm帶的根數(shù)4初拉力181.05N帶速7.54m/s壓軸力1432.45N 4.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 小帶輪的軸孔直徑d=38mm 因為小帶輪dd1=100 因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實心式。 因此小帶輪尺寸如下： L=2.0dB（帶輪為實心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度） 圖5-1 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 （2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 大帶輪的軸孔直徑d=32mm 因為大帶輪dd2=250mm 因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式。 因此大帶輪尺寸如下： 圖5-2 帶輪結(jié)構(gòu)示

9、意圖第六章 減速器齒輪傳動設(shè)計計算 （1）選擇材料及確定許用應(yīng)力 小齒輪選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度197286HBS，相應(yīng)的疲勞強度取均值，Hlim1=585MPa，F(xiàn)E1=445MPa（表11-1），大齒輪選用45（正火），齒面硬度156217HBS，Hlim2=375MPa，F(xiàn)E2=310由表11-5，取SH=1，SF=1.25，則 （2）按齒面接觸強度設(shè)計 設(shè)齒輪按8級精度制造。區(qū)載荷系數(shù)K=1.5（表11-3），齒寬系數(shù)d=1.2（表11-6），取ZE=189.8MPa0.5（表11-4），u=i=5.08則 齒數(shù)取Z1=32，則Z2=iZ1=5.0832=163。故實際傳動比 模數(shù)

10、齒寬 取b1=85mm b2=80mm 按表4-1取m=2mm，實際的 則中心距 （2）驗算輪齒彎曲強度 齒形系數(shù) （3）齒輪的圓周速度 可知選用8級精度是合適的。參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左000右000齒數(shù)z32163齒頂高ha22齒根高hf2.52.5分度圓直徑d64326齒頂圓直徑da68330齒根圓直徑df59321齒寬B8580中心距a195195 圖6-1 大齒輪結(jié)構(gòu)圖第七章 軸的設(shè)計7.1高速軸設(shè)計計算 (1)已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=553.85r/min；功率

11、P=4.83kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=83283.38Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45鋼調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5% 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為32mm故取dmin=32 (4)確定各軸段的直徑和長度。 圖7-1 高速軸示意圖 1)高速軸和大帶輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=32mm，l12長度略小于大帶輪輪轂長度L，取l12=62mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 108mm(GB/T 1096-2003)，鍵長L=5

12、0mm。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 38 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6208，其尺寸為dDB = 408018mm，故d34 = d67 = 40 mm。 3)采用分體式齒輪，該段安裝齒輪，l45略短于齒輪寬度，則l45=83mm。軸肩h34=2.5mm，則d45=45mm。軸肩h45=3.5，則d56=52mm。 4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，則 5)取小齒輪距箱體內(nèi)

13、壁之距離1 =10 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，擋油環(huán)寬度s1=12mm，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑323840455240長度62654083830 (5)軸的受力分析 小齒輪所受的圓周力（d1為小齒輪的分度圓直徑） 小齒輪所受的徑向力 第一段軸中點到軸承壓力中心距離l1=105mm，軸承壓力中心到齒輪支點距離l2=72.5mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=72.5mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一

14、般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān) 帶傳動壓軸力（屬于徑向力）Q=1432.45N a.在水平面內(nèi) 高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=1432.45N 軸承A處水平支承力： 軸承B處水平支承力： b.在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力： 軸承B處垂直支承力： 軸承A的總支承反力為： 軸承B的總支承反力為： c.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩： 截面B在水平面上彎矩： 截面C在水平面上的彎矩： 截面D在水平面上的彎矩： d.在垂直平面上： 截面A在垂直面上彎矩： 截面B在垂直面上彎矩： 截面C在垂直面上的彎矩： 截面D

15、在垂直面上彎矩： e.合成彎矩，有： 截面A處合成彎矩： 截面B處合成彎矩： 截面C處合成彎矩： 截面D處合成彎矩： 轉(zhuǎn)矩和扭矩圖 截面A處當(dāng)量彎矩： 截面B處當(dāng)量彎矩： 截面C處當(dāng)量彎矩： 截面D處當(dāng)量彎矩： f.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強度 因B彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為 剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 查表得45鋼調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca-1

16、b，所以強度滿足要求。7.2低速軸設(shè)計計算 (1)已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=109.03r/min；功率P=4.64kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=406420.25Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45鋼調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。 由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器，其截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7% 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為42mm故取dmin=42 (4)確定各軸段的長度和直徑。 圖7-3 低速軸示意圖 1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直

17、徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則: 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB T4323-2002或設(shè)計手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。選用普通平鍵，A型，bh = 128mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=90mm。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 50 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6211，其尺寸為dDB = 5510021m

18、m，故d34 = d67 = 55 mm。 3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45 = 58 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 80 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 78 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 58 mm故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 66 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 8 mm。 4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱

19、座壁厚=8mm，則 5)取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 = 12.5 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，已知滾動軸承的寬度B = 21 mm，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑425055586655長度1106245.578835.5 (5)軸的受力分析 大齒輪所受的圓周力（d2為大齒輪的分度圓直徑） 大齒輪所受的徑向力 軸承壓力中心到齒輪支點距離l1=74mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l2=74mm，軸承壓力中心到第一段軸支點距離l3=127.5mm 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH 軸承A和軸

20、承B在垂直面上的支反力RAV和RBV 軸承A的總支承反力為： 軸承B的總支承反力為： a.計算彎矩 在水平面上，軸截面A處所受彎矩： 在水平面上，軸截面B處所受彎矩： 在水平面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩： 在水平面上，軸截面D處所受彎矩： 在垂直面上，軸截面A處所受彎矩： 在垂直面上，軸截面B處所受彎矩： 在垂直面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩： 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩： 截面A處合成彎矩彎矩： 截面B處合成彎矩： 合成彎矩，齒輪2所在截面C處合成彎矩為 截面D處合成彎矩： 轉(zhuǎn)矩為： 截面A處當(dāng)量彎矩： 截面B處當(dāng)量彎矩： 截面C處當(dāng)量彎矩： 截面D處當(dāng)量彎矩： 圖7-4 低速

21、軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強度 因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為 剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 查表得45鋼調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca-1b，所以強度滿足要求。第八章 滾動軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計算，選用6208深溝球軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=29.5kN，額定靜載荷C0r=18kN，軸承采

22、用正裝。 要求壽命為Lh=14400h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.5 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 由此可知該軸承的工作壽命足夠。Cr=29.5kNLh=14400hFr1=1417.99N Fr2=3218.65NPr1=1417.99N Pr2=3218.65N壽命足夠8.2低速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計算，選用6211深溝球軸承，內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=43.2kN，額定靜載荷C

23、0r=29.2kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=14400h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.5 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 由此可知該軸承的工作壽命足夠。Cr=43.2kNLh=14400hFr1=1327.07N Fr2=1327.07NPr1=1327.07N Pr2=1327.07N壽命足夠第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算9.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長50mm。 鍵的工作長度 l=L-b

24、=40mm 大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=60MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力bh=10mm8mm9.2高速軸與小齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長70mm。 鍵的工作長度 l=L-b=56mm 小齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力bh=14mm9mm9.3低速軸與大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=16mm10mm（GB/T 1096-2003）,鍵長63mm。 鍵的工作長度 l=L-b=47mm 大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。

25、鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力bh=16mm10mm9.4低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=12mm8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長90mm。 鍵的工作長度 l=L-b=78mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力bh=12mm8mm第十章 聯(lián)軸器的選擇10.1低速軸上聯(lián)軸器 （1）計算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=528.35Nm 選擇聯(lián)軸器的型號 （2）選擇聯(lián)軸器的型號 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L1=112mm。從動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L1=112mm。 Tc=528.35NmTn=1250Nm n=109.03r/minn=4700r/min第十一章 減速器的密封與潤滑11.1減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成