一級齒輪減速機械課程設計

1、計算說明書內容計算說明書內容封面目錄（標題及頁次）設計任務書（設計題目）傳度方案的擬定（給定）電動機的選擇傳動比的選擇傳動系統(tǒng)運動和動力參數的計算減速器傳動零件的設計計算減速器軸的設計計算減速器滾動軸承的選擇鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇減速器潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇設計小結（簡要說明課程設計的體會，設計所具有的特點，設計中存在的問題）參考文獻（編號 編者姓名.書名.出版單位所在地：出版單位，出版年份）設計計算說明書的書寫格式示例設計計算說明書的書寫格式示例 計 算 及 說 明一、設計任務書1、設計任務 設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用帶傳動和一級圓柱出論減速器2、原始數據 輸送帶有效拉力 F50

2、00N 輸送帶工作速度 v1.5m/s 輸送帶滾筒直徑 d400mm 減速器設計壽命為8年（兩班制），大修期限4年3、工作條件 兩班制工作，空載起動載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運轉，工作環(huán)境多塵；三相交流電源，電壓為380/220V。二、傳動系統(tǒng)方案的擬定 帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如圖所示：（畫方案圖） 帶式輸送機由電動機驅動。電動機1將動力傳到帶傳動2，再由帶傳動傳入一級減速器3，再經聯(lián)軸器4將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采用帶傳動及一級圓柱齒輪減速器，采用直齒圓柱齒輪傳動。結 果三、電動機的選擇 按設計要求及工作條件選用Y系列三相異步電動機，臥式封閉結構，電壓380V。

3、1、電動機的功率 根據已知條件由計算得知工作機所需有效功率設：1聯(lián)軸器效率0.97（表1-7）； 2閉式圓柱齒輪傳動效率0.99 3V帶傳動效率0.96 4一對軸承效率0.99 5輸送機滾筒效率0.96 由電動機至運輸帶的傳動總效率為 工作機所需電動機功率kWPPwd733. 88588. 05 . 78588. 096. 099. 096. 099. 097. 03534321KWFvPw5 . 710005 . 150001000 計 算 及 說 明結果Pw7.5KW0.8588Pd=8.733kW 由表所列Y系列三相異步電動機技術數據中可以確定，滿足PmPd條件的電動機額定功率Pm應取為

4、11kW。2、電動機轉速的選擇 根據已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉速 額定功率相同的同類型電動機，可以有幾種轉速供選擇，如三相異步電動機就有四種常用的同步轉速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min。（電動機空載時才可能達到同步轉速，負載時的轉速都低于同步轉速）。電動機的轉速高，極對數少（相應的電動機定子繞組的極對數為2、4、6、8），尺寸和質量小，價格也便宜，但會使傳動裝置的傳動比加大，結構尺寸偏大，成本也會變高，若選用低轉速的電動機則相反。一般來說，如無特殊要求，通常選用同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機。 選用同步轉速為

5、1000r/min的電動機，對應于額定功率Pm為11kW的電動機型號應為Y160M-6型。有關技術數據及相應算得的總傳動比： 電動機型號：Y160M-6；額定功率：11kW；同步轉速：1000r/min； 滿載轉速：970r/min；總傳動比：13.536； 電動機中心高H160mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器段的直徑和長度分別為D=42mm和E=110mm。min/66.7140014. 35 . 1100060100060rdvnw四、傳動比的分配 帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比由傳動系統(tǒng)方案，分配各級傳動比：五、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數計算 傳動裝置從電動機到工作機有三軸，分別為、軸，傳動系統(tǒng)

6、各軸的轉速、功率和轉矩計算如下：軸（電動機軸）： 軸（減速器高速軸）：軸（減速器低速軸）： 軸（輸送機滾筒軸）：536.1366.71970wmnni536.1383. 3534. 321齒帶iiimNnPTkWPPrnnmdm98.85970733. 895509550733. 8min/970111)(11mNiTnPTkWPPrinn91.28814.277384. 895509550384. 896. 0733. 8min/14.2775 . 397012112221212112）（或mNiTnPTkWPPrinn47.108436.72217. 895509550217. 899.

7、099. 0384. 8min/36.7283. 314.27723223332323223）（或mNTnPTkWPPrnn45.104136.72891. 795509550891. 797. 099. 0217. 8min/36.72343444343434）（或將計算結果和傳動比及傳動效率匯總如表11表11 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數軸號電動機帶傳動圓柱齒輪傳動工作機軸軸軸軸轉速n(r/min)970277.1472.3672.36功率P(kw)8.7338.3848.2177.891轉矩T(Nm)85.98288.911084.471041.45傳動比I3.53.851傳動效率0.960

8、.98010.9603六、傳動零件的設計計算傳動裝置中除減速器外還有其他傳動時，通常先設計減速器外部的傳動零件。1、V帶傳動已知條件：原動機種類和所需的傳遞的功率（或轉矩）、轉速、傳動比、工作條件和尺寸限制等。設計計算主要內容：確定帶的種類、選擇帶的型號、選擇小帶輪直徑、大帶輪直徑、中心距、帶的長度、帶的根數、初拉力F0和作用在軸上的載荷FQ。設計計算時應注意的問題：注意檢查帶輪尺寸與傳動裝置外廓尺寸的相互關系的協(xié)調，如小帶輪外圓半徑是否大于電動機的中心高，大帶輪半徑是否過大造成帶輪與機器底座相干涉；注意帶輪軸孔尺寸與電動機軸或減速器輸入軸尺寸是否相適應；小帶輪的帶速應滿足5m/sv125m/

9、s；帶的根數應控制在Z（45）根以下，避免帶的根數過多致使帶的受力不均及軸伸出段過長；帶輪直徑確定后，要驗算帶傳動的實際傳動比和大帶輪轉速，以此修正減速器傳動比和輸入轉矩。 不用設計帶輪結構2、減速器內部傳動零件的設計計算已知條件：所需傳遞的功率（或轉矩）、轉速、傳動比、工作條件和尺寸限制等。設計內容：選擇材料，分析失效形式，確定設計準則，確定齒輪傳動的參數（中心距、齒數、模數和齒寬等）、齒輪的其他幾何尺寸和結構。設計時應注意的問題：齒輪材料與熱處理的選擇：齒輪直徑d500mm時，采用鍛造毛坯；d500mm時，鑄造毛坯；齒根圓到鍵槽底部距離e（22.5）m時，齒輪軸。同一減速器內大小齒輪的材料

10、盡可能一致，軟齒面小齒輪調質，大齒輪正火，熱處理方法見教材P188表9-4b 。齒輪強度計算中的規(guī)定：齒輪強度計算中不論是針對小齒輪還是大齒輪的（許用應力或齒形系數用哪個齒輪的數值），器公式中的轉矩、齒輪直徑或齒數都應是小齒輪的輸入轉矩T1、小齒輪分度圓直徑d1和小齒輪齒數Z1。齒輪齒數的選擇：不發(fā)生根切；在滿足強度條件的要求下z1應盡可能取大，以增大，提高傳動平穩(wěn)，減少加工量；齒數互為質數。齒寬系數：見教材P196齒寬：為保證齒輪安裝后能全齒捏合，小齒輪的齒寬比大齒輪的齒寬大58mm；模數：標準值，工程上要求傳遞動力的齒輪模數m1.5mm。齒輪的參數：齒輪計算中的參數有m、z、a、d、da、

11、df、ha*、hc*等，相互影響并有一定幾何關系見教材P177表9-2。齒輪參數中，齒寬b、齒數z要圓整；模數m、分度圓壓力角取標準值；分度圓直徑d、齒頂圓直徑da、斜齒輪的螺旋角既不需要圓整又不取標準值，而是取精確值。列出設計計算結果：中心距模數齒數分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬齒輪精度等級材料及熱處理畫出齒輪嚙合圖七、減速器軸的設計軸的長度和支承位置尚未確定，無法按彎扭合成強度條件完成轉軸的初步計算，為此先繪制減速器軸的布置簡圖，初定支承跨距，根據所受傳動零件載荷的大小、方向和作用點求出軸 的支承反力，作出軸的彎矩圖和轉矩圖，再按彎扭合成強度條件初步計算軸的直徑，最后進行軸的結構設計和

12、強度校核。1、繪制軸的布置簡圖和初定跨距：由減速器傳動零件的設計計算得齒輪傳動中心距、齒輪結構參數。選定比例尺，按中心距a和齒輪幾何尺寸畫出2根軸線和齒輪輪廓，并參考同類型減速器結構畫出軸（圖冊P216、218、219）、軸承及減速器箱體內壁和軸承座孔。（手冊P176、177圖15-4）l考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸k（箱座壁厚）；l為保證滾動軸承完全放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c，當軸承采用油潤滑時，可取c=35mm，采用脂潤滑時，可取c=1015mml初取軸承寬度n=1530mm，n1、n2分別表示1軸、2軸所用滾動軸承寬度；lb表示減速器低速級大齒輪寬度，則小齒輪寬度為b

13、(510)mm由此，初步取定軸及軸上零件的相互位置，求得2根軸的支承跨距為：221110521052nbkclnbkcl待有關零件的結構尺寸確定后，可對初定跨距進行修正。一般情況下，如傳動跨距屬偏于安全或出入不大，則不必修改及重新計算兩根軸結構設計2、軸的材料及熱處理：主要是碳鋼和合金鋼，正火處理3、軸的受力分析：l 作用在軸上的載荷有：齒輪的嚙合力（已知）；傳遞的轉矩（已知）；零件自重（忽略）；支承反力（未知）。l 由力或力矩平衡條件求出支承反力并作出軸的彎矩圖、轉矩圖及當量彎矩圖。l 齒輪傳動中嚙合力的方向與齒輪的轉向、旋向及其為主動件還是從動件有關，在力分析時需先根據工作機給定的運動方向

14、確定各輪轉向，然后結合其旋向及主動還是從動判定嚙合力的方向，最后按要求計算嚙合力的大小。l 圓周力、徑向力、軸向力均影響支承反力，作軸的簡力圖時，要分清各自所在的平面，以區(qū)別這些力是矢量和還是代數和。4、軸的初步計算：(按扭轉強度計算）33632 . 01055. 92 . 0nPCnPTdTT當按上式初算軸徑后，如果在軸的相應截面處開有一個鍵槽，則應將該直徑加大3%；如同一截面處有兩個鍵槽，直徑加大7% 。當該直徑處裝有標準件，則應按標準件與軸的裝配尺寸圓整。5、按彎扭合成強度計算a) 畫出軸的計算簡圖，并求出水平面內和垂直面內的支承反力。對傳動件上的載荷可簡化為作用在輪緣寬度中點的集中力，

15、支反力作用點的位置根據軸承類型確定；b) 計算水平面彎矩MH并畫出水平面彎矩圖；c ) 計算垂直面彎矩MV并畫出垂直面彎矩圖；d) 計算合成彎矩 ，畫出合成彎矩圖； e ) 計算軸的轉矩 T（T=9.55 106P/n），畫出轉矩圖； f ) 計算當量彎矩。根據第三強度理論，當量彎矩 式中是根據轉矩性質而定的應力校正系數。6、滾動軸承的選擇軸承的內徑尺寸可根據軸頸直徑選定，軸承類型對直齒一般選深溝球軸承，軸承的型號應通過壽命計算最后確定。軸承的預期壽命取減速器大修期限。軸承是利用齒輪旋轉時濺起的稀油進行潤滑，應設計輸油溝將飛濺到內壁上的油經導油槽流入軸承；當浸油齒輪的圓周速度v2m/s時，應采

16、用潤滑脂潤滑軸承，為避免可能濺起的稀油沖掉潤滑脂，可在軸承內側加裝擋油盤。22VHMMMbedTMWM13221 . 0311 . 0bMd7、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇l 軸上零件齒輪及聯(lián)軸器的周相固定，一般采用過盈配合加普通平鍵聯(lián)接。平鍵的剖面尺寸（鍵寬b鍵高h）按軸徑d由標準中查取，鍵長L由輪轂長度L決定，一般取L=L（510）mm，且L（1.61.8）d，再根據鍵的標準長度系列取定。l 鍵聯(lián)接應滿足擠壓強度條件和剪切強度條件，按強度條件對鍵聯(lián)接的強度進行校核。l 聯(lián)軸器主要用于聯(lián)接兩軸以傳遞運動和轉矩。減速器輸出軸可選用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB501485）。然后根據聯(lián)軸器所傳遞的計算轉矩

17、、被聯(lián)接軸的轉速和直徑確定其結構尺寸，并按標準選定聯(lián)軸器型號。八、減速器箱體的設計鑄鐵減速器箱體主要結構尺寸（圖冊P146表11-1），列表各主要結構尺寸；減速器箱體兼作油池。減速器傳動零件一般采用浸油潤滑方式進行潤滑，對單級圓柱齒輪減速器，以浸入大齒輪一個齒全高為宜，但浸油深度不應小于10mm。為避免由于齒輪旋轉攪起沉積在箱底的油污，大齒輪頂圓與油底面的距離應大于812倍模數，并應不小于3050mm。九、減速器附件的設計1.減速器附件包括：窺視孔及窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、啟箱螺釘、游標、放油孔及放油螺塞和起吊裝置等。十、減速器裝配圖的設計減速器裝配圖視圖的繪制尺寸的標注：特性尺寸配

18、合尺寸、外形尺寸、安裝尺寸零件序號、標題欄和明細表（表114）減速器技術特性和技術要求十一、減速器零件工作圖的設計軸類零件工作圖的設計（尺寸及其偏差的標注；表面粗糙度的標注；形位公差的標注；編寫技術要求）1.齒輪零件圖的設計草圖框架設計步驟：1、據齒輪中心距繪二軸軸線2、繪齒輪齒頂圓及分度圓3、繪箱體內壁線 (左側待主視圖凸臺及箱蓋左圓弧確定后依投影補充完整)在主視圖上據軸承蓋尺寸定凸臺及左側圓?。ㄅc軸承蓋相切作中心線并量出c1、c2) 完成俯視圖 框架（箱蓋大部分被去掉）1）繪軸的結構2）加軸承并校核(軸承距內壁線距離與是否加擋油盤有關)3）繪凸臺剖面4）加軸承蓋參照手冊P204圖164、P210圖168、P218圖1641畫俯視圖。減