带传动及一级圆柱齿轮减速器

计算说明书内容1.封面2.目录（标题及页次）3.设计任务书（设计题目）4.传度方案的拟定（给定）5.电动机的选择6.传动比的选择7.传动系统运动和动力参数的计算8.减速器传动零件的设计计算9.减速器轴的设计计算10.减速器滚动轴承的选择11.键联接和联轴器的选择12.减速器润滑方式、润滑剂及密封装置的选择13.设计小结（简要说明课程设计的体会，设计所具有的特点，设计中存在的问题）14.参考文献（编号[]编者姓名.书名.出版单位所在地：出版单位，出版年份）设计计算说明书的书写格式示例计算及说明一、设计任务书1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用带传动和一级圆柱出论减速器2、原始数据输送带有效拉力F＝5000N输送带工作速度v＝1.5m/s输送带滚筒直径d＝400mm减速器设计寿命为8年（两班制），大修期限4年3、工作条件两班制工作，空载起动载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。二、传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如图所示：（画方案图）带式输送机由电动机驱动。电动机1将动力传到带传动2，再由带传动传入一级减速器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用带传动及一级圆柱齿轮减速器，采用直齿圆柱齿轮传动。结果三、电动机的选择按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。1、电动机的功率根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率设：η1－联轴器效率＝0.97（表1-7）；η2－闭式圆柱齿轮传动效率＝0.99η3－V带传动效率＝0.96η4－一对轴承效率＝0.99η5－输送机滚筒效率＝0.96由电动机至运输带的传动总效率为工作机所需电动机功率kWPPwd733.88588.05.78588.096.099.096.099.097.03534321＝＝＝KWFvPw5.710005.150001000计算及说明结果Pw＝7.5KWη＝0.8588Pd=8.733kW由表所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm≥Pd条件的电动机额定功率Pm应取为11kW。2、电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速额定功率相同的同类型电动机，可以有几种转速供选择，如三相异步电动机就有四种常用的同步转速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min。（电动机空载时才可能达到同步转速，负载时的转速都低于同步转速）。电动机的转速高，极对数少（相应的电动机定子绕组的极对数为2、4、6、8），尺寸和质量小，价格也便宜，但会使传动装置的传动比加大，结构尺寸偏大，成本也会变高，若选用低转速的电动机则相反。一般来说，如无特殊要求，通常选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。选用同步转速为1000r/min的电动机，对应于额定功率Pm为11kW的电动机型号应为Y160M-6型。有关技术数据及相应算得的总传动比：电动机型号：Y160M-6；额定功率：11kW；同步转速：1000r/min；满载转速：970r/min；总传动比：13.536；电动机中心高H＝160mm，轴伸出部分用于装联轴器段的直径和长度分别为D=42mm和E=110mm。min/66.7140014.35.1100060100060rdvnw四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比由传动系统方案，分配各级传动比：五、传动系统的运动和动力参数计算传动装置从电动机到工作机有三轴，分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴，传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：Ⅰ轴（电动机轴）：Ⅱ轴（减速器高速轴）：Ⅲ轴（减速器低速轴）：Ⅳ轴（输送机滚筒轴）：536.1366.71970wmnni536.1383.3534.321＝＝齿带iiimNnPTkWPPrnnmdm98.85970733.895509550733.8min/970111)(11mNiTnPTkWPPrinn91.28814.277384.895509550384.896.0733.8min/14.2775.397012112221212112）η（或＝＝ηmNiTnPTkWPPrinn47.108436.72217.895509550217.899.099.0384.8min/36.7283.314.27723223332323223）η（或＝＝ηmNTnPTkWPPrnn45.104136.72891.795509550891.797.099.0217.8min/36.72343444343434）η（或＝＝η将计算结果和传动比及传动效率汇总如表1－1表1－1传动系统的运动和动力参数轴号电动机带传动圆柱齿轮传动工作机Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴转速n(r/min)970277.1472.3672.36功率P(kw)8.7338.3848.2177.891转矩T(Nm)85.98288.911084.471041.45传动比I3.53.851传动效率η0.960.98010.9603六、传动零件的设计计算传动装置中除减速器外还有其他传动时，通常先设计减速器外部的传动零件。1、V带传动已知条件：原动机种类和所需的传递的功率（或转矩）、转速、传动比、工作条件和尺寸限制等。设计计算主要内容：确定带的种类、选择带的型号、选择小带轮直径、大带轮直径、中心距、带的长度、带的根数、初拉力F0和作用在轴上的载荷FQ。设计计算时应注意的问题：①注意检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系的协调，如小带轮外圆半径是否大于电动机的中心高，大带轮半径是否过大造成带轮与机器底座相干涉；②注意带轮轴孔尺寸与电动机轴或减速器输入轴尺寸是否相适应；③小带轮的带速应满足5m/s≤v1≤25m/s；④带的根数应控制在Z≤（4～5）根以下，避免带的根数过多致使带的受力不均及轴伸出段过长；⑤带轮直径确定后，要验算带传动的实际传动比和大带轮转速，以此修正减速器传动比和输入转矩。不用设计带轮结构2、减速器内部传动零件的设计计算已知条件：所需传递的功率（或转矩）、转速、传动比、工作条件和尺寸限制等。设计内容：选择材料，分析失效形式，确定设计准则，确定齿轮传动的参数（中心距、齿数、模数和齿宽等）、齿轮的其他几何尺寸和结构。设计时应注意的问题：①齿轮材料与热处理的选择：齿轮直径d≤500mm时，采用锻造毛坯；d＞500mm时，铸造毛坯；齿根圆到键槽底部距离e≤（2～2.5）m时，齿轮轴。同一减速器内大小齿轮的材料尽可能一致，软齿面小齿轮调质，大齿轮正火，热处理方法见教材P188表9-4b。②齿轮强度计算中的规定：齿轮强度计算中不论是针对小齿轮还是大齿轮的（许用应力或齿形系数用哪个齿轮的数值），器公式中的转矩、齿轮直径或齿数都应是小齿轮的输入转矩T1、小齿轮分度圆直径d1和小齿轮齿数Z1。③齿轮齿数的选择：不发生根切；在满足强度条件的要求下z1应尽可能取大，以增大ε，提高传动平稳，减少加工量；齿数互为质数。④齿宽系数：见教材P196⑤齿宽：为保证齿轮安装后能全齿捏合，小齿轮的齿宽比大齿轮的齿宽大5～8mm；⑥模数：标准值，工程上要求传递动力的齿轮模数m≥1.5mm。⑦齿轮的参数：齿轮计算中的参数有m、z、α、a、d、da、df、ha*、hc*等，相互影响并有一定几何关系见教材P177表9-2。齿轮参数中，齿宽b、齿数z要圆整；模数m、分度圆压力角α取标准值；分度圆直径d、齿顶圆直径da、斜齿轮的螺旋角β既不需要圆整又不取标准值，而是取精确值。列出设计计算结果：a.中心距b.模数c.齿数d.分度圆直径e.齿顶圆直径f.齿根圆直径g.齿宽h.齿轮精度等级i.材料及热处理画出齿轮啮合图七、减速器轴的设计轴的长度和支承位置尚未确定，无法按弯扭合成强度条件完成转轴的初步计算，为此先绘制减速器轴的布置简图，初定支承跨距，根据所受传动零件载荷的大小、方向和作用点求出轴的支承反力，作出轴的弯矩图和转矩图，再按弯扭合成强度条件初步计算轴的直径，最后进行轴的结构设计和强度校核。1、绘制轴的布置简图和初定跨距：由减速器传动零件的设计计算得齿轮传动中心距、齿轮结构参数。选定比例尺，按中心距a和齿轮几何尺寸画出2根轴线和齿轮轮廓，并参考同类型减速器结构画出轴（图册P216、218、219）、轴承及减速器箱体内壁和轴承座孔。（手册P176、177图15-4）l考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k（≥δ－箱座壁厚）；l为保证滚动轴承完全放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c，当轴承采用油润滑时，可取c=3～5mm，采用脂润滑时，可取c=10~15mml初取轴承宽度n=15~30mm，n1、n2分别表示1轴、2轴所用滚动轴承宽度；lb表示减速器低速级大齿轮宽度，则小齿轮宽度为b＋(5～10)mm由此，初步取定轴及轴上零件的相互位置，求得2根轴的支承跨距为：221110~5210~52nbkclnbkcl待有关零件的结构尺寸确定后，可对初定跨距进行修正。一般情况下，如传动跨距属偏于安全或出入不大，则不必修改及重新计算两根轴结构设计2、轴的材料及热处理：主要是碳钢和合金钢，正火处理3、轴的受力分析：l作用在轴上的载荷有：齿轮的啮合力（已知）；传递的转矩（已知）；零件自重（忽略）；支承反力（未知）。l由力或力矩平衡条件求出支承反力并作出轴的弯矩图、转矩图及当量弯矩图。l齿轮传动中啮合力的方向与齿轮的转向、旋向及其为主动件还是从动件有关，在力分析时需先根据工作机给定的运动方向确定各轮转向，然后结合其旋向及主动还是从动判定啮合力的方向，最后按要求计算啮合力的大小。l圆周力、径向力、轴向力均影响支承反力，作轴的简力图时，要分清各自所在的平面，以区别这些力是矢量和还是代数和。4、轴的初步计算：(按扭转强度计算）33632.01055.92.0nPCnPTdTT当按上式初算轴径后，如果在轴的相应截面处开有一个键槽，则应将该直径加大3%；如同一截面处有两个键槽，直径加大7%。当该直径处装有标准件，则应按标准件与轴的装配尺寸圆整。5、按弯扭合成强度计算a)画出轴的计算简图，并求出水平面内和垂直面内的支承反力。对传动件上的载荷可简化为作用在轮缘宽度中点的集中力，支反力作用点的位置根据轴承类型确定；b)计算水平面弯矩MH并画出水平面弯矩图；c)计算垂直面弯矩MV并画出垂直面弯矩图；d)计算合成弯矩，画出合成弯矩图；e)计算轴的转矩T（T=9.55×106P/n），画出转矩图；f)计算当量弯矩。根据第三强度理论，当量弯矩式中α是根据转矩性质而定的应力校正系数。6、滚动轴承的选择轴承的内径尺寸可根据轴颈直径选定，轴承类型对直齿一般选深沟球轴承，轴承的型号应通过寿命计算最后确定。轴承的预期寿命取减速器大修期限。轴承是利用齿轮旋转时溅起的稀油进行润滑，应设计输油沟将飞溅到内壁上的油经导油槽流入轴承；当浸油齿轮的圆周速度v≤2m/s时，应采用润滑脂润滑轴承，为避免可能溅起的稀油冲掉润滑脂，可在轴承内侧加装挡油盘。22VHMMMbedTMWM13221.0311.0bMd7、键联接和联轴器的选择l轴上零件齿轮及联轴器的周相固定，一般采用过盈配合加普通平键联接。平键的剖面尺寸（键宽b×键高h）按轴径d由标准中查取，键长L由轮毂长度L’决定，一般取L=L’－（5～10）mm，且L≤（1.6～1.8）d，再根据键的标准长度系列取定。l键联接应满足挤压强度条件和剪切强度条件，按强度条件对键联接的强度进行校核。l联轴器主要用于联接两轴以传递运动和转矩。减速器输出轴可选用HL型弹性柱销联轴器（GB5014－85）。然后根据联轴器所传递的计算转矩、被联接轴的转速和直径确定其结构尺寸，并按标准选定联轴器型号。八、减速器箱体的设计1.铸铁减速器箱体主要