带传动及一级圆柱齿轮减速器

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 M M H 2 MV 2 ，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
结果
计算及说明
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
Pw
Fv 1000
5000 1.5 1000
7.5KW
Pw＝7.5KW
设：η1－联轴器效率＝0.97（表1-7）； η2－闭式圆柱齿轮传动效率＝0.99 η3－V带传动效率＝0.96 η4－一对轴承效率＝0.99 η5－输送机滚筒效率＝0.96 由电动机至运输带的传动总效率为
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P196 ⑤ 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*、
T2
9550
nP22（或＝T1iη112）9550 8.384 277.14
288.91
N m
Ⅲ轴（减速器低速轴）：
Ⅳ轴（输送机滚筒轴）：
n3
n2 i2
277.14 3.83
72.36
r / min
P3 P2 η 23 8.384 0.99 0.99＝8.217 kW
T3
9550
P3（或＝ n3
T2i2η
23）
9550
8.217 72.36
1084.47
N m
n4 n3 72.36 r / min
P4 P3 η 34 8.217 0.99 0.97＝7.891 kW
T4
9550
nP44（或＝T3η
34）
9550
7.891 72.36
1041.45
N m
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
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）；
0.9603
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。
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。
Ⅰ轴（电动机轴）：
Ⅱ轴（减速器高速轴）：
n1 nm 970 r / min P1 Pd (m) 8.733 kW
T1
9550
P1 n1
9550 8.733 970
85.98
N m
n2
n1 i1
970 3.5
277.14
r / min
P2 P1 η 12 8.733 0.96＝8.384 kW
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。
电动机
轴号 Ⅰ轴
带传动 Ⅱ轴
圆柱齿轮传动 Ⅲ轴
转速
970
n(r/min)
277.14
72.36
功率P (kw)
8.733
8.384
8.217
转矩T (Nm)
85.98
288.91
1084.47
传动比I
3.5
3.85
工作机 Ⅳ轴 72.36 7.891 1041.45 1
传动效率
0.96
η
0.9801
nw
60 1000v d
60 1000 1.5 3.14 400
71.66
r / min
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。
4、轴的初步计算：(按扭转强度计算）
d
3
T
0.2
T
3
9.55 106 P
0.2 T n
C3
P n
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
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
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。
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
e
M W
M 2 T 2
0.1d 3
1b
d
3
M
0.1 1b
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。
四、传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比
i n m 970 13 .536 n w 71 .66
由传动系统方案，分配各级传动比：i i1带 i2齿＝3.534 3.83＝13.536
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：
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=10~15mm
l 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；
l b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：
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。