V帶——單級圓柱減速器設計【說明書+CAD】

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取V帶傳動比范圍(表2-2)24；單級齒輪減速器傳動比36.則總傳動比合理時范圍為=624。故電動機轉速的可選范圍為n=（624）63.7r/min=382.21528.7r/min符合這一范圍的同步轉速有1000和1500r/min。 根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳動比方案：如指導書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選n=1500r/min確定電動機型號：根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-4。查表16-1得 電動機得型號和主要數(shù)據(jù)如下（同步轉速符合）電動機型號額定功率(kW)同步轉速(r/min)滿載轉速nm(r/min)堵載轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y132S-44 1500 14402.2 2.3四、確定傳動裝置總傳動比及分配 傳動裝置總傳動比 ： i =nm/n=1440/63.7=22.61分配各級傳動比初取齒輪（1）計算各軸的輸入功率電動機軸： P=Pd=4kW軸（減速器高速軸軸（減速器低速軸）（2） 計算各軸得轉速電動機軸 nI =nm=1440 r/min軸 軸 （3）計算各軸得轉矩電動機軸軸 軸 上述數(shù)據(jù)制表如下：參數(shù)軸名輸入功率 （）轉速（）輸入轉矩（）傳動比 效率電動機軸4144026.533.90.96軸（減速器高速軸）3.8436999.385.90.99軸（減速器低速軸）3.7363565.42五、傳動零件得設計計算1. 普通V帶傳動得設計計算 確定計算功率則： ，式中工作情況系數(shù)取1.2 根據(jù)計算功率與小帶輪的轉速，查機械設計基礎圖10-10，選擇A型V帶。 確定帶輪的基準直徑取小帶輪直徑，大帶輪的直徑根據(jù)國標：GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑 驗證帶速 ,在之間。故帶的速度合適。確定V帶的基準直徑和傳動中心距初選傳動中心距范圍為：，取V帶的基準長度：查機械設計基礎表10-2，選取帶的基準直徑長度 實際中心距： 驗算主動輪的最小包角 故主動輪上的包角合適。 計算V帶的根數(shù)z 由，查機械設計基礎表10-5，得，由，查表10-6，得，查表10-7，得，查表10-2，得， 取根。 計算V帶的合適初拉力 查機械設計基礎表10-1，取得 計算作用在軸上的載荷 帶輪的結構設計 （單位）mm 帶輪尺寸小帶輪大帶輪槽型AA基準寬度1111基準線上槽深2.752.75基準線下槽深8.78.7槽間距150.3150.3槽邊距99輪緣厚66外徑內(nèi)徑 30 30帶輪寬度帶輪結構 實心式 輪輻式 V帶輪采用鑄鐵HT150或HT200制造，其允許的最大圓周速度為25m/s.2.齒輪傳動設計計算（1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數(shù) 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合） 選擇齒輪材料；小齒輪材料都取為45號鋼，調質， （考慮到齒輪使用壽命較長 (GB699-1988)；大齒輪材料取為：ZG310-570,調質， 選取齒輪為7級的精度（GB 100951998） 初選螺旋角 選小齒輪的齒數(shù)；大齒輪的齒數(shù)（2）按齒面接觸疲勞強度設計1選初選載荷系數(shù)Kt=1.6 2計算小齒輪傳遞的轉矩3 選取齒寬系數(shù) 4有表106查得材料的彈性影響系數(shù)，由圖1030選取區(qū)域系數(shù)。5按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限：大齒輪的接觸疲勞強度極限6 計算應力循環(huán)次數(shù) 7 接觸疲勞壽命系數(shù) 8 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.則 9 計算小齒輪分度圓直徑 查表的 =55.43mm10 計算圓周速度11 計算齒寬b及模數(shù) 12 計算重合度13 計算載荷系數(shù)k 已知使用系數(shù)，根據(jù)v=1.1m/s，7級精度，查得動載系數(shù)=1.07；=1.42，=1.32，。14 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑15 計算模數(shù)（3）按齒根彎曲強度設計 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；彎曲疲勞壽命系數(shù) 2 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， 3計算載荷系數(shù) 4 根據(jù)縱向重合度=1.348，查得螺旋角影響系數(shù) 5 計算當量齒數(shù) 6 查取齒形系數(shù) 7 查取應力校正系數(shù) 8 計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大9 設計計算： 對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2.5，以滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=58.28來計算應有的齒數(shù)。于是由 取，則，?。?）幾何尺寸計算 1 計算中心距 圓整后后中心距為205mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角 因改變不多，故參數(shù)、等不必修正。 3 計算大、小齒輪的分度圓直徑 4 計算齒輪寬度 mm 圓整后取 齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：(詳細見零件圖)名稱 代號計算公式結果小齒輪大齒輪中心距 205mm傳動比5.9法面模數(shù)設計和校核得出2.5端面模數(shù) 2.58法面壓力角略螺旋角一般為 全齒高 4.5mm齒數(shù)Z 略 23136分度圓直徑 查表7-659.3mm350.9mm齒頂圓直徑略63.3mm354.9mm齒根圓直徑 df查表7-654.3mm345.9mm齒輪寬b查表7-665mm60mm螺旋角方向 查表7-6左旋右旋3、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計： 查機械設計課程設計手冊表11-1及結果列于下表：名稱符號尺寸大小結果(mm)機座壁厚一級 二級 8機蓋壁厚一級 二級 8機座凸圓厚度 12機蓋凸圓厚度 12機座底凸圓厚度 20地腳螺釘直徑0.036a+1220地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑15機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑10聯(lián)接螺栓的間距150200150軸承端蓋螺釘直徑 10窺視孔蓋螺釘直徑 8定位銷直徑 8至外箱壁距離略至凸緣邊緣距離略軸承旁凸臺半徑 凸臺高度 略外箱壁至軸承座端面距離鑄造過度尺寸略大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間距10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 10箱蓋、箱座肋厚6.8,6.8軸承端蓋外徑軸承旁聯(lián)接螺栓距離4、軸的設計計算1、輸入軸的設計求作用在齒輪上的力：因已知小齒輪的分度圓直徑為：而(1)按扭轉強度估算軸的最小直徑選用45號鋼調質，硬度217255HBS軸的輸入功率為，轉速為r/min取A=112，于是得：(2)確定軸各段直徑和長度 1從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取D1=30mm，又帶輪的寬度 。則第一段長度取2右起第二段直徑取D2=38mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm3右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為dDB=408018，那么該段的直徑為D3=40mm，長度為L3=18mm4右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=48mm，長度取L4= 10mm5右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為63.3mm，分度圓直徑為59.3mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=44mm，長度為L5=63mm6右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=48mm長度取L6= 10mm7右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=40mm，長度L7=18mm （3）求齒輪上作用力的大小、方向1小齒輪分度圓直徑：d1=59.3mm2作用在齒輪上的轉矩為：T1 =99382Nmm 3求圓周力：Ft 4求徑向力Fr（4）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力： 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么（5）畫彎矩圖 第四段剖面C處的彎矩： 面的彎矩： 面的彎矩： 彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ftd1/2=99.39Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度1右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知由設計基礎表13-1有:-1=60Mpa 則：2右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： 所以確定的尺寸是安全的.2、 輸出軸的設計計算（1）按扭轉強度估算軸的直徑選用45號鋼調質，硬度217255HBS軸的輸入功率為=3.73Kw，轉速為=63 r/min據(jù)設計基礎P205（13-2）式，并查表13-2，取d(2)確定軸各段直徑和長度 1從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取45mm，根據(jù)計算轉矩，查標準GB/T 50142003，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為L=84mm,軸段長L1=82mm2右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm3 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為dDB=5510021，那么該段的直徑為55mm，長度為L3=364右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為350.9mm，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm5右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=66mm ,長度為L5=10mm6右起第六段，考慮定位軸肩，取軸肩直徑為D6=61mm，長度為L6=5mm.7右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=55mm，長度L7=21mm(3)求齒輪上作用力的大小、方向 1大齒輪分度圓直徑： =350.9mm2作用在齒輪上的轉矩為： T2 =5.65105Nmm 3求圓周力：FtFt=2T2/d2=25.65105/350.9=3220.29N 4求徑向力FrFr=Fttan=3220.29N=813.66N （4）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么（5）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：垂直面的彎矩： 合成彎矩： （6）畫轉矩圖： T= Ftd2/21000=565 Nm （7）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （8）判斷危險截面并驗算強度1右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知 ,由設計基礎表13-1有:-1=60Mpa 則：2右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：所以確定的尺寸是安全的 。六、鍵聯(lián)接設計1輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=30mm,L1=65mm，查手冊得選用C型平鍵，得：A鍵 87 GB1096-79 L=L1-b=65-8=57mm，=26.53Nm ，h=7mm。根據(jù)p =4 T/(dhL)式得p =4 T/(dhL)=426.531000/（30757） =8.87Mpa R (110Mpa)2輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=44mm L2=63mm =99.38Nm，查手冊P53選A型平鍵，得B鍵128 GB1096-79。L=L2-b=63-12=51mm，h=8mm。 p =4 /（dhl）=499.381000/（44851） = 22.143Mpa p (110Mpa)3輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接，軸徑d3=60mm，L3=58mm，=565.42Nm。查手冊P53選用A型平鍵，得B鍵1811 GB1096-79 ，L=L3-b=60-18=42mm， h=11mm得p =4/（dhl）=4565.421000/（601142）=81.59Mpa p (110Mpa) 4輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接，d4 =45mm，L4=82mm，=565.42Nm。查手冊P53選用A型平鍵，得B鍵128，128 GB1096-79 ，L=L4-b=82-12=70mm，h=8mm. p =4 /（dhl）=4565.421000/（45870） = 89.749Mpa p (110Mpa)七、滾動軸承設計根據(jù)條件：軸承預計壽命1036082=57600小時1.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1258N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值,由于是球軸承=3 （3）選擇軸承型號查設計手冊表6-1，選擇6208軸承 Cr=29.5KN由式11-3有 預期壽命足夠此軸承合格2.輸出軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=813.66N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值,球軸承=3 （3）選擇軸承型號查設計基礎表11-5，選擇6211軸承 Cr=43.2KN由設計基礎式11-3有 預期壽命足夠此軸承合格八、密封和潤滑的設計1密封由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2潤滑（1）對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于3050mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.350.7m3。（2）對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。九、聯(lián)軸器的設計（1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 （2）載荷計算計算轉矩TC=KAT=1.3565.42=735.05Nm，其中KA為工況系數(shù)，由設計基礎表14-1得KA=1.3（3）型號選擇根據(jù)TC，軸徑d，軸的轉速n， 查標準GB/T 50142003，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉矩T=1250Nm, 許用轉速n=6300r/min ,故符合要求。19