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1、1. 设计题目带式输送机用一级蜗杆减速器1.1 工作原理、传动方案、工作条件及已知数据工作原理：带式输送机是由输送带完成运送机器零、部件的工作。 其传动示意图参见图 1-1 。图 1-1带式输送机工作装置传动示意图传动方案：工作条件：（1） ）机器功用由输送带传送机器的零、部件；（2） ）工作情况单向运输，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35 C；第 - 30 - 页 共 30 页河北工程大学科信学院课程设计（3） ）运动要求输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96 ；（4） ）使用寿命 8年，每年 350 天，每天 16 小时；（5） ）动力来源电力拖动，三相交流，电
2、压380/220V；（6） ）检修周期半年小修，二年中修，四年大修；（7） ）生产规模中型机械厂，小批量生产。已知数据：已知条件输送带工作拉力F/kN输送带速度卷筒直径参数2.91.54502. 电动机的选择2.1 选择电动机2.1.1 选择电动机的类型按工作要求和工作条件选取Y 系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2.1.1.1 选择电动机容量Pw工作机所需的功率：FVkw 10002.91.510001000 kw4.35 kw由电动机至工作机之间的总效率：24a1234其中 1234 分别为联轴器、轴承、蜗杆和卷筒的传动效率。查表可知1 =0.99 （滑块联轴器）2 =0.98
3、 （滚子轴承）3 =0.73 （单头蜗杆）4 =0.96 （卷筒）所以：a0.9920.9840.730.960.63Pd所以电动机输出功率：Pw kw4 .35a0 .636 . 9 kw2.1.1.2 确定电动机转速根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为:nw60 1000v kwD60 10004501.5r min63.69rmin电动机转速可选范围：ndinw(1070)63.69rmin63.69445.38rmin2.1.1.3 确定电动机型号查表可得：方案电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比极数号1Y132S2-27.5kw3000 r/min2900 r/min46.
4、9522Y132M-47.5kw1500 r/min1440 r/min22.6143Y160M-67.5kw1000 r/min970r/min15.236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。2.1.2 计算总传动比和各级传动比的分配in m970a15 . 232.1.2.1 计算总传动比：n w2.1.2.2 各级传动比的分配63 . 692.1.2.3 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n蜗
5、轮转速：97015 .2363 .69 rmin滚筒的转速和蜗轮的转速相同3.2 功率蜗杆的功率： p1=6.9 0.99=6.83kw蜗轮的功率： p2=6.9 0.73 0.98=4.94kw滚筒的功率： p3=4.94 0.98 0.99=4.79kw3.3 转矩PmTd9550n m95506 . 997067 .93 NmT1Tdi1167 .9310 .9967 .25 NmT29550Pmianw95506.90.86397015.23892.88NmT3T2i323892.8810.990.96848.59 Nm参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速(r/min)97097063.6963
6、.69功率(P/kw)6.96.834.944.79转矩(Nm)67.9367.25892.88848.59传动比 i效率0.990.7315.230.96将所计算的结果列表：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 4555HRC，蜗轮用铸锡磷青ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100制造。4.2按齿面接触强度进行设计(1) 传动中心矩计算公式如下：a3KT 2Z E Z2H (2) 确
7、定作用在蜗轮上的转矩T2 =892.88N m(3) 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(4) 确定弹性影响系数 Z E因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故(5) 确定接触系数 Zd1先假设蜗杆分度圆d1 和传动中心矩a 的比值 a从图 11-18 可查得 Z=2.91Z E =160MP 20.35(6) 确定接触疲劳极限 H lim 根据蜗轮材料为ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，可从表 11-7中查得无蜗轮的基本许用应力H lim =268MPa(7) 计算许用接触应力H L h16350844800N60jn2LH60 163.69448
8、00171198720K HN10 781711987200 .7HKHVH min0.7268187.6Mpa（8） ）计算中心距a3KT 2Z E Z2H a3 1 .1993.7014718723 . 1. 610 3186.14 mm取中心矩 a=200mmd1这时,a802000.4Z =2.7由图 11-18 查得，因为 Z Z，因此以上计算结果可用。4.3蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸确定蜗杆的头数 Z1取Z1 =2则， 蜗轮齿数Z 2 = Z 1 15.23=30.46,取Z 2 =31确定模数： m81、蜗杆主要参数齿顶高：hh * m188mm齿根高：a1ah(h *C* )
9、m(10.25)810mmf 1a1全齿高：h1ha1hf 181018mm分度圆直径：d1mq81080mm齿顶直径：da1d2ha1802896mm齿根圆直径：d f 1d12hf 18021060 mm蜗杆分度圆导程角 :tgz1 m / d128 / 80r11.3蜗杆轴向齿距：pm3.14825.12mm蜗杆导程 :p225.12mm蜗杆螺纹部分长度：l(120.149)8135.2mm取l =150mm2、蜗轮主要参数蜗轮齿数：Z 2 =31，变位系数： X 20.5iz23115.515.515.23100%1.8%5%验算传动比z12，这时传动比误差为15.23在允许范围内。蜗
10、轮齿顶高：ha 2( haX 2 )m(10.5)84mm蜗轮齿根高：hf 2( hacX 2 )m(10.250.5)814mm全齿高： h2ha2hf 241418mm分度圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径：d2d22ha 224824256mmd 22hf 2248214220mmda 2d f 2mz2831248mma实际中心距 :d1d 22802482164mm咽喉半径 :rg 2ada 22164256236mm蜗轮分度圆螺旋角：211.3o蜗轮宽度：b2d d10.88064mm蜗杆圆周速度：v1d1 n1 / 6010003.1480970 / 6010004.06m / s相对滑动速度：vsv1 / cos4.06 / cos11.3 4.14m / s当量摩擦系数：查机械设计书 :v0.024v1.224.4校核轮齿接触疲劳强度1、最大接触应力ZZK AT23HEPa1602.91.1892880162.58Mpa2、齿根弯曲疲劳强度8000000H满足要求。轮齿最大弯曲应力， 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31.53KT2 YYFd1d 2mFa 2F式中：F -蜗
