带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计..

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）23001.15703、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：年月日机械课程设计说明书目录：机械设计课程设计说明书.....................................-2-目录：............................................................-1-1设计题目:...................................................-3-2前言:.......................................................-3-2.1题目分析.................................错误!未找到引用源。2.2传动简图.................................................-3-2.3原始数据-3-2.4设计工作量要求-4-2.5拟定传动方案-4-3电动机的选择-4-3.1电动机的类型的选择-5-3.2电动机功率的选择-5-3.3电动机的选择-6-4传动零件的设计计算-7-4.1选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数-7-4.2按齿面接触疲劳强度进行设计-8-4.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸-10-4.4蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核-13-4.5蜗杆工作图--5轴的设计计算及校核5.1对蜗轮轴的设计5.2轴的结构设计5.3、轴上零件的周向定位5.4、确定轴上圆角和倒角尺寸5.5、校核6蜗杆轴的设计6．1轴的材料选择，确定许用应力。6.2确定各轴段直径6.3校核轴的强度7、轴承的验算7.1蜗轮轴承的验算8、键的验算8.1蜗轮轴上的键验算9、润滑的选择9.1润滑油的选择和润滑方式10、蜗杆传动的热平衡计算10.1蜗杆传动的热平衡计算11、箱体及附件的结构设计11.1箱体的大体结构设计12设计小结13参考文献1设计题目带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计2前言2.1题目分析采用联轴器将蜗杆和电动机相连，采用蜗杆下置式，因为蜗杆的具有减速的作用，因此将蜗杆通过联轴器与带轮连接，从而将电动机的转速通过蜗杆减速器传到带轮上，驱动带轮运动，从而传递载荷。2.2传动简图2.3原始数据已知条件：带拉力F=2300N;带速度V=1.1m/s(转速误差为+5%);滚筒直径D=570mm;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;减速器由一般规模厂中小批量生产。2.4设计工作量要求要求装配图（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）2.5拟定传动方案采用一级蜗轮蜗杆减速器，优点是传动比较大，结构紧凑，传动平稳，噪音小，适合于繁重及恶劣条件下长期工作。缺点是效率低，发热量较大，不适合于传递较大功率。3电动机的选择计算过程及说明结果3.1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3.2电动机功率的选择工作机所需要的有效功率为：1000/FVPw=23001.1/1000=2.53Kw工作机主轴转速为：wn57014.31.1100060100060Dv36.87r/min工作机主轴上的转矩：mNnPT316.65587.36955053.29550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,,分别为联轴器,蜗杆涡轮传动效率,轴承效率，滚筒的效率：查得：1=0.992=0.833=0.984=0.95则传动装置的总效率为：=433221=0.7271——联轴器，2——蜗杆蜗轮，3——滚动轴承4——滚筒所以电动机所需功率为：wdp=2.53/0.727=3.48Kw选取电动机的额定功率为：4Kw3.3电动机的选择选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。方案号电动机型号额定功率Kw同步转速r/min满载转速r/min1Y112M-44150014402Y132M1-641000960由上表可知传动方案1虽然电动机的价格低，但总传动比大，为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即电动机型号为Y132M1-6。总效率=0.727选择Y132M1-6异步电动机P=4kwn=1440min/r则选电动机的同步转速为n=1000r/min电动机额定功率kWPed4电动机满载转速min960rnm3.4确定传动装置的总传动比及其分配总传动比i=wmnn=87.36960=26.03743.5计算传动装置的运动及动力参数各轴转速：min9601rnnmmin87.360374.26960112rinn各轴的输入功率kWPPd4452.399.048.311kWPP8023.298.083.04452.33212电动机的输出转矩：mNnPTmdd6187.349550各轴的输入转矩：mNnPT2725.349550111mNnT8466.72595502224传动零件的设计计算计算过程及说明结果4.1选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数根据设计要求，减速器使用期限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。由此，推荐采用渐开线蜗杆（ZI），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。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。蜗轮蜗杆的传动比：260374.2687.3696021nni4.2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，在校核齿根弯曲强度。传动中心距由式：322)][(ZZKTa4.2.1确定作用在蜗轮上的转矩T2按蜗杆头数21Z计算，则：涡轮轴的转矩T2为：蜗杆用45号钢蜗轮用铸锡磷青铜mmNnPT8466.72587.368023.29550955023'2124.2.2确定载荷系数K因运输机工作平稳，故取载荷分布不均匀系数=1；由于空载起动，固选取使用系数=1；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数为v=1.1则：1.1vK4.2.3确定弹性影响的系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故EZ=21160MP。4.2.4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ad1=0.25可查得35.34.2.5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[]/=180MPa。应力循环次数N=60j1072495.883008287.36160Lnh寿命系数为：K=1.1N=710495.8[H]87710495.810HNK0.7653则：[H]=HNK[]/=MPa754.1371807653.04.2.6计算中心距mma459.20872584661.132754.1379.2160取中心距a=200mm，因i=26，固从表中取m=6.3蜗杆分度圆直径：mmd631这时ad/10.315,查得接触系数/Z=3.15，因为/ZZ,因此计算结果可用。4.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸4.3.1蜗杆主要参数齿顶高：mmmhhaa3.63.61*1齿根高：mmChahf875.73.6)25.01()(**1全齿高：mmhhhfa175.14875.73.6111直径系数：q=10分度圆直径：mmmqd63103.61齿顶圆直径：mmhddaa6.753.62632111齿根圆直径：mmhddff25.47875.72632111蜗杆导程:mmp5.392蜗杆螺纹部分长度：mml14.1123.6)531.05.12(取l=110mm=137.754MPad1=61mm蜗杆分度圆导程角：=///361811o蜗杆轴向齿距：mmmp782.193.614.34.3.2、蜗轮主要参数蜗轮齿数：532Z，变位系数：1032.02X验算传动比5.2625312zzi，这时传动比误差为%9.126265.265%，在允许的范围内蜗轮齿顶高：mmmxhhaa65.53.6)1032.01()(*2蜗轮齿根高：mmmxchhaf525.83.6)1032.025.01()(**2全齿高：mmhhhfa175.14525.865.5222分度圆直径：mmmzd9.333533.622齿顶圆直径：mmhddaa2.34565.529.3332222齿根圆直径：mmhddff85.316525.829.3332222蜗轮分度圆螺旋角：2=///361811o4.4蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核查得蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算公式为][53.12212FFaFYYmddKT式中：F----蜗轮齿根弯曲应力，单位为MP；2FaY----蜗轮齿形系数；Z1=2Z2=53=011.31d2=333.9Y----螺旋角影响系数；F为蜗轮的许用弯曲应力，单位为MP；当量齿数：367.535331.11coscos3322zzv根据211.56,1032.022zv，查得齿形系数378.22FaY螺旋角影响系数：11.31110.9192140140Y