带传动运输机传动装置的蜗杆减速器设计文档格式.docx
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机械设计课程设计任务书
题目带式运输机用蜗杆减速器设计（G1）
设计者
指导教师
班级机制5班
设计时间2010年12月28日~2011年1月11日
任务要求：
1.减速器装配图一张（0号或1号图纸）
2.零件图3张（由指导教师指定）
3.设计说明书一份（6000~8000字）
其它要求：
设计步骤清晰，计算结果正确，说明书规范工整，制图符合国家标准。
按时、独立完成任务。
1．设计题目
带式运输机用蜗杆减速器设计。
1.1.工作原理及已知条件
工作原理：
带式输送机工作装置如下图所示
己知条件：
1.工作条件两班制，运输机连续工作，单向动转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年。
2.使用寿命：
使用期限8年（每年300工作日）；
3.转速误差为±
5％；
三、原始数据
已知条件
传送带工作拉力F（kN）
传送带工作速度v（m/s）
滚筒直径D（mm）
参数
4.6
1.6
750
1．电动机2．联轴器3．蜗杆减速器4．带式运输机
附图G
计算及说明
结果
2.1电动机的选择计算
2.1.1选择电动机
按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
工作机所需的功率：
由电动机至工作机之间的总效率：
其中分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。
查表可知=0.99（滑块联轴器）=0.98（滚子轴承）
=0.73（单头蜗杆）=0.96（卷筒）
所以：
所以电动机输出功率：
kw
根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为
=7.36kw
=0.63
=11.68kw
nw=40.76r/min
计算及说明
结果
电动机转速可选范围：
nd’=i*
nd=（10~70）*40.76=407.6~2853.2r/min
查表16-1，可得：
方案号
电动机型号
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
极数
1
Y160M-2
15kw
3000r/min
2870r/min
70.41
2
2
Y160L-4
1500r/min
1440r/min
35.33
4
3
Y180L-6
1000r/min
960r/min
23.55
6
经合考虑，选定方案3。
因为同步转速较高，电动机价格比较便宜，而且方案3的传动比不是很大，尺寸也不是很大，结构还比较紧凑。
电动机的型号为Y180L-6
2.1.2计算总传动比和各级传动比的分配
计算总传动比：
2.1.2.2各级传动比的分配
2.1.2.3由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。
3计算传动装置的运动和动力参数
3.1蜗杆蜗轮的转速：
蜗杆转速和电动机的额定转速相同
蜗轮转速：
滚筒的转速和蜗轮的转速相同
3.2功率
蜗杆的功率：
p1=11.68×
0.99=11.56KW
蜗轮的功率：
p2=11.56×
0.73×
0.98=8.27kW
滚筒的功率：
p3=8.27×
0.98×
0.99=8.02Kw
3.3转矩
=23.55
n=40.76r/min
p1=11.56KW
p2=8.27KW
p3=8.02KW
将所计算的结果列表：
参数
电动机
蜗杆
蜗轮
滚筒
转速（r/min）
960
40.76
功率（P/kw）
11.68
11.56
8.27
8.02
转矩（N·
m）
116.19
115.03
2628.23
2497.87
传动比i
效率
0.99
0.73
0.96
计算及说明
结果
4.选择蜗轮蜗杆的传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。
4.1选择材料
考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为45~55HRC，蜗轮用铸铝铁青铜ZCuAl10Fe3，，而轮芯用灰铸铁HT100制造。
4.2按齿面接触强度进行设计
传动中心矩计算公式如下：
（1）确定作用在蜗轮上的转矩
=2628.23N·
m
（2）确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数KA=1.1
（3）确定弹性影响系数
因选用的是铸铝铁青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160
渐开线蜗杆ZI
45钢
ZCuAl10Fe3
青铜
HT100
=2628.23N·
KA=1.1
=160
计算及说明
（4）确定接触系数
先假设蜗杆分度圆d1和传动中心矩a的比值，从图11-18可查得=3.1
（5）许用接触应力
根据蜗轮材料为ZCuAl10Fe3，可从表11-6中查得蜗轮的许用接触应力=250MPa
（7）确定寿命系数
（8）计算中心距
取中心矩a=225mm
这时，=3.1
由图11-18查得，因为<
，
因此以上计算结果可用。
=3.1
=250MPa
a=224.93mm
4.3蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸
确定蜗杆的头数
确定模数m
蜗杆分度圆直径
查机械设计书表11-3，直径系数q=10
齿顶圆
齿根圆
分度圆导程角
蜗杆轴向齿宽
蜗轮齿数
=×
23.55=47.1
验算传动比
i=
传动比误差，
是允许的
取=2
取m=8
d1=80mm
=52
蜗轮分度圆直径
=8×
52=416mm
实际中心距
a=1/2（d1+d2）=248mm
蜗轮宽度
蜗杆圆周速度
相对滑动速度
当量摩擦系数
查机械设计书表13-6，
4.4校核轮齿接触疲劳强度
许用接触应力
最大接触应力
=416mm
b2=61.1mm
m/s
，
=249.8
合格
齿根弯曲疲劳强度
查机械设计书表13-2，取
弯曲疲劳最小安全系数
根据机械设计书推荐值，取
许用弯曲疲劳应力
轮齿最大弯曲应力
温度计算
传动啮合效率
溅油效率
根据机械设计书自定为
轴承效率
取.=0.96
总效率
.=0.96
散热总面积估算
箱体工作温度
此处取=17w/（m²
c）,中等通风环境
5.轴的设计计算及校核
5.1轴的材料的选择，确定许用应力
考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。
选取轴的材料为45钢，调质处理。
查机械设计书表得[σb]=640MPa[σ-1]1=55MPa
取A=115，于是得
d≥
轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号
计算转矩=,查机械设计书表，选取=1.2，则有
=KT=1.2×
9.550×
×
8.27/40.76
=2325.18N.m
考虑轴头有一键槽，将轴径增大5%，即d=67.58*1.05=70.96mm，因轴头安装联轴器，根据联轴器内孔直径取最小直径为d=71mm
选联轴器
查表Q/ZB121-73GZ3型联轴器，标准孔径d=75mm
[σb]=640MPa[σ-1]1=55MPa
=1.2
GZ3型联轴器
5.2蜗轮轴的结构设计
根据确定各轴段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始，轴段1为轴的最小直径，已确定d1=75mm
轴段2考虑联轴器定位，按照标准尺寸取d2=78mm
轴段3安装轴承，为了便于安装拆卸应取d3>
d2,且与
轴承内径标准系列相符，故取d3=80mm.（轴承型号选30316）
轴段4考虑到轴承的安装，故取d4=92mm
轴段5安装蜗轮，此直径采用标准系列值，故取d5=95mm
轴段6为轴环，考虑蜗轮的定位和固定，故取d6=100mm
轴段7考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号30316查得d7=80mm
为了保证蜗轮固定可靠，轴段取L4=60mm
为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体内壁间应有一定间隙，取两者间距为23mm
为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内壁的距离为2mm.
根据轴承宽度，取轴段3长度L3=40mm，轴段L7=40mm。
为了保证联轴器不与轴承盖相碰，取L2=85mm。
根据联轴器轴孔长度取L1=120mm。
轴环轴段取L4=L6=70mm。
因此，定出轴的跨距为L=（20+70+100+70+20）=280mm.（一般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算）
蜗轮轴的总长度为La=100+40+40+85+120+70+70=525mm。
轴的结构示意图如图所示：
d1=75mm
d2=78mm
d3=80mm
d4=92mm
d5=95mm
d6=100mm
d7=80mm
L5=100mm
L3=40mm
L7=40mm
L2=85mm
L1=120mm
L=280mm
L4=70mm
L6=70mm
La=525mm
5.2.3轴的校核计算
按弯扭组合进行
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