带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计说明书

第1页攀枝花学院学生课程设计（论文）题目：设计用于带式运输机的传动装置学生姓名：学号：所在院(系)：专业：班级：指导教师：职称：第2页攀枝花学院本科学生课程设计任务书题目带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计1、课程设计的目的机械设计课程设计是课程教学的一重要内容,也是一重要环节,目的有三:1)使学生运用所学,进行一次较为全面综合的设计训练,培养学生的机械设计技能,加深所学知识的理解;2)通过该环节,使学生掌握一般传动装置的设计方法,设计步骤,为后续课程及毕业设计打好基础,做好准备;3)通过该环节教学使学生具有运用标准、规范、手册、图册和查阅相关技术资料的能力，学会编写设计计算说明书，培养学生独立分析问题和解决问题的能力。2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）设计一用于带式运输机上的传动及减速装置。设计使用期限8年（每年工作日300天），两班制工作，单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年。转速误差为+5%，减速器由一般规模厂中小批量生产。要求装配图（0或1号）（1：1）一张，低速级齿轮与轴，箱体或箱盖（共3张零件图），设计说明书（6000-8000字，word）一份。传动简图（附后）及设计原始参数如下。带拉力F（N）带速度V（m/s）滚筒直径D（mm）28001.26003、主要参考文献[1]所学相关课程的教材[2]陆玉主编,《机械设计课程设计》,北京,机械工业出版社,2004。[3]濮良贵主编,《机械设计》,北京,高等教育出版社,1989.[4]吴宗泽主编,《机械设计课程设计手册》,北京,高等教育出版社,1992.[5]徐灏主编,《机械设计手册》,北京,机械工业出版社,1989.[6]徐灏主编,《机械设计图》,北京,机械工业出版社,1989.4、课程设计工作进度计划1)、准备阶段（1天）2）、设计计算阶段（3---3.5天）3）、减速器的装配图绘制（3天）4）、绘零件图（3---3.5天）5）、编写设计说明书（3天）6）、答辩或考察阶段。(0.5-1天)指导教师（签字）日期年月日教研室意见：年月日学生（签字）：接受任务时间：年月日（注意：该说明书中有一些计算上的小错误，所以仅供参考）第3页目录一、前言--------------------------------------------------------3二、计算过程及说明1、传动方案的比较和选择----------------------------------------52、电动机的选择------------------------------------------------53、蜗杆蜗轮的设计----------------------------------------------74、蜗杆的计算--------------------------------------------------105、蜗轮轴的计算------------------------------------------------156、轴承的校核--------------------------------------------------207、键的验算----------------------------------------------------228、润滑的选择--------------------------------------------------239、蜗杆传动的热平衡计算----------------------------------------2310、箱体及附件的结构设计----------------------------------------25三、总结----------------------------------------------------------26四、参考文献----------------------------------------------------27前言在21世纪的今天，对现代带学生的能力要求越来越高了，为了能够熟练的掌握书本知识并用于实践中去，学校在我们学习《机械设计》的同时进行一次设计，以便提高我们在这方面的结合能力。本说明书根据我们《机械设计》的老师的指导和书本的知识所设计的。第4页在设计过层中，邢老师给了一些宝贵意见，使我在设计过程和编写说明书是有了不少的改进。本说明书把卷扬机的一些数据进行了简单的处理，使读者能够比较清楚的了解卷扬机的内部结构和工作原理。在设计过程中老师给了许多宝贵的意见在此表示感谢。书中存在着一定的错误和缺点，希望老师能给予指出改正。年月日计算过程及说明第5页项目内容计算过程及说明结果1、传动方案的比较和选择2、电动机的选择选下置式蜗杆减速器。因下置式蜗杆减速器润滑条件好，上置式搅油损失大，因传动比不大，不必加如齿轮机构。所以选择下置式蜗杆减速器。2.1电动机的类型的选择电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机2.2电动机功率的选择工作机所需要的有效功率为：1000/FVPw=28001.2/1000=3.36Kw为了计算电动机所需要的有效功率dP，先要确定从电动机到工作机之间的总效率，设1234,,分别为凸缘联轴器,涡轮效率,滚动角接触轴承效率，滚筒的效率：查得：96.0;98.0;98.0;80.0;99.054321项目内容计算过程及说明备注第6页则传动装置的总效率为：=231234=738.098.098.080.099.0221——联轴器，2——蜗杆蜗轮效率，3——滚动球轴承电动机所需的功率为：ppwd=3.36/0.738=4.55Kw选取电动机的额定功率为：5.5Kw2.3确定电动机转速卷筒工作转速为n=min/22.386002.1100060100060rDv蜗杆传动比范围为40~10'ai，电机转min/2.1528~2.38222.38)40~10(''rninad2.4选择电动机根据所求得的数据，经分析比较，选择电动机型号为Y132M2－6：功率为5.5Kw，满载转速为960r/min2.5传动比的分配蜗杆蜗轮的传动比，i=mn/n=960/38.22=25.12.6电动机装置运动和动力参数的计算1、各轴的转速计算Ⅰ轴min/9601rnnwⅡ轴min/3825/960/12rinn2、各轴的输入功率计算总效率=0.738选择Y132M2－6异步电动机P=5.5kwn=960min/r第7页项目内容计算过程及说明备注3、蜗杆蜗轮的设计Ⅰ轴Kwppd5045.499.055.411Ⅱ轴Kwpp53.398.080.05.532123、各轴的输出转矩Ⅰ轴mNnpTd263.45960/55.49550/955011II轴mNiTT88780.098.025263.4512蜗轴承蜗将上述计算结果列到表1-3中，以供查用；各轴的运动及动力参数表1-3轴号转速r/min功率PKw转矩TNm电机I09605.5I9604.504545.263II383.53887根据设计要求，蜗杆蜗轮必须满的条件是使用寿命期限为8年（每年工作300天）两班制工作的闭式蜗杆减速器传动，已知道输入功率为P为5.5Kw，蜗杆转速1n=960r/min，寿命hL＝16300838400h3.1选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。3.2选择材料根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45~55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲强度。由式：蜗杆用45号钢蜗轮用铸锡磷青铜第8页3222)][(hZZKTa传动中心距也由式：3222)][(hZZKTa1、确定作用在蜗轮上的转矩T2按21Z估取效率80.0，则：T2=887000Nmm2、确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数1K；由载荷不均匀、有小冲击选取使用系数15.1KA；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数为KV=1.05。则：21.1KKKFAK3、确定弹性影响的系数EZ因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故EZ=21160MP。4、确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径1d和传动中心距a的比值1d/a=0.30,可查得1.3pz5、确定许用接触应力[H]根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，查得蜗轮的基本许用应力1H=268MPa。N=60j7210472.583001038160Lnh寿命系数为：K=1.21N=54720000第9页项目内容计算过程及说明备注8086.0472.51087710HNK0则：[H]=HNK[]/=MPa7.2162688086.06计算中心距8.17788700021.1327.2161.3160a取中心距a=180mm,因i=25，取模数56.3m蜗杆分度圆直径：mmd631。这时35.0/1ad,查得接触系数/ZZ,因此计算结果可用。3.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1、蜗杆主要参数齿顶高：mmmhhaa3.63.61*1齿根高：mmChhaf875.73.6)25.01()(**11全齿高：mmhhhfa175.14875.73.6111分度圆直径：mmmqd63103.61齿顶直径：mmhddaa6.753.62632111齿根圆直径：mmhddff25.47875.72632111蜗杆分度圆导程角：''36'1811蜗杆轴向齿距：mmmp782.193.614.3蜗杆导程:mmpz546.39[H]=216.7MPad1=63mm第10页项目内容计算过程及说明结果2、蜗轮主要参数蜗轮齿数：482Z，变位系数：4286.02X验算传动比2424812zzi，这时传动比误差为4%5%，在允许范围内。蜗轮齿顶高：mmmxhhaa6.33.6)4286.01()(*2蜗轮齿根高：mmmxchhaf17.53.6)4286.025.01()(**2全齿高：mmhhhfa77.817.56.53222分度圆直径：mmmzd4.302483.622齿顶圆直径：mmhddaa6.3096.324.3022222齿根圆直径：mmhddff29217.524.3022222咽喉半径:mmadrag2.256.309211802/122蜗轮分度圆螺旋角：0211.31Z1=2Z2=48=011.31d2=302.4mm项目内容计算过程及说明结果第11页3.5蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核由经验可知对闭式蜗杆传动通常只作蜗轮齿根弯曲疲劳强度的校核计算。查得蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算公式为322121.53FaFKTYYFddm式中：F----蜗轮齿根弯曲应力，单位为MP；2FaY----蜗轮齿形系数；Y----螺旋角影响系数；F----蜗轮的许用弯曲应力，单位为MP；当量齿数9.504831.11coscos3322zzv根据9.50,4286.022zXv，查得齿形系数68.22aFY。螺旋角影响系数11.31110.91