机械设计课程设计计算说明书题目螺旋输送机传动装置指导教师院系班级姓名完成时间目录●一、机械传动装置的总体设计………………….…….….…● 1.1.1螺旋输送机传动装置简图● 1.1.2，原始数据● 1.1.3，工作条件与技术要求● 1.2.4，设计任务量●二、电动机的选择……………………………………….…….●三、计算总传动比及分配各级的传动比……………………● 3.1 计算总传动比● 3.2 分配传动装置各级传动比●四、计算各轴的功率，转数及转矩………………………● 4.1 已知条件● 4.2 电动机轴的功率P，转速n及转矩T● 4.3 Ⅰ轴的功率P，转速n及转矩T● 4.4 Ⅱ轴的功率P，转速n及转矩T● 4.5 Ⅲ轴的功率P，转速n及转矩T●五、齿轮的设计计算………………………………● 5.1齿轮传动设计准则● 5.2 直齿1、2齿轮的设计● 5.3 直齿3、4齿轮的设计●六、轴的设计计算……………………………………● 6.1轴的尺寸设计及滚动轴承的选择● 6.2轴的强度校核●七、键联接的选择及计算………………………………………●八、联轴器的选择………………………………………………..●九、减速器箱体的计…………………………………………………..●十、润滑及密封设计…………………………………………………●十一、减速器的维护和保养………………………………………计算及部分说明备注一、机械传动装置的总体设计1.1.1螺旋输送机传动装置简图图1.1螺旋输送机传动装置简图1.1.2，原始数据螺旋轴上的功率 P = 2.0 kW螺旋筒轴上的转速 n= 35 r/min1.1.3，工作条件与技术要求输送机转速允许误差为±5%；工作情况：三班制，单向连续运转，载荷较平稳；工作年限：10年；工作环境：室外，灰尘较大，环境最高温度40℃；动力来源：电力，三相交流，电压380V；检修间隔期：三年一大修，两年一中修，半年一小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，单价生产。

1.2.4，设计任务量减速器装配图一张（A0或A1）;零件工作图2张二、电动机的选择电动机是标准部件，设计时要根据工作机的工作特性，工作环境和工作载荷等条件选择。

选择电动机的内容包括：电动机类型、结构形式、容量和转速、确定电动机具体型号。

(1) 选择电动机的类型和结构形式生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电动机。

我国已制订统一标准的Y 系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。

由于Y 系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)。

在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重及冶金用的YZ 型或YZR 型三相异步电动机。

三相交流异步电动机根据其额定功率(指连续运转下电机发热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上)和满载转速(指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速——磁场转速)的不同，具有系列型号。

为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构又制成若干种安装形式。

各型号电动机的技术数据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩之比等)、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。

按已知的工作要求和条件，选用三相异步电动机。

(2) 选择电动机的功率根据已知条件，工作机所需的电动机输出功率为2KW查《机械设计课程设计手册》表1-7得：弹性联轴器的传动效率η联轴器=0.99 圆柱齿轮的传动效率η齿轮=0.93 滚动轴承的传动效率η滚动轴承=0.97 涡轮蜗杆的传动效率η锥齿=0.81电动机至运输带之间总效率 23ηηηηη=总联轴器齿轮滚动轴承涡轮蜗杆=230.99*0.93*0.97*0.81 =0.673822.9682kw 0.6738w P P η∴===电动机输入总 （3）确定电动机转速按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算出电动机转速的可选范围，即①总η=0.6738电动机输入P =2.9682kw ①查《机械设计课程设计手册》*=3~5)*(10~40)*35(1050~7000)w n i n ==（r/min式中：w n ——工作机轴的转速i ——为总传动比*i i i =涡轮蜗杆齿轮 n ——电动机可选转速范围(3) 确定电动机①初选为同步转速为1500/min 的电动机又电动机额定电动机输入P P ≤ ∴根据《机械设计课程设计》表12-1，选择电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为3kw ，满载转数为1430r/min即 3kW P =电动机额定n 1430r/min =电动机额定三、计算总的传送比及分配各级的传动比3.1 计算总传动比总传动比 n 1430*40.8571n 35i i i ====电动额定总涡轮蜗杆齿轮工作机3.2 分配传动装置各级传动比初步分配为 =20i 涡轮蜗杆 =2.04285i 齿轮四、计算各轴的功率，转数及转矩4.1 已知条件3kW P =电动机额定n 1430r/min =电动机额定4.2 各轴转速 （r/min ）表13-2得：=10~40i 涡轮蜗杆=3~5i 齿轮①查《机械设计课程设计手册》表12-13kW P =电动机额定n 1430r/min=电动机额定总i =40.8571电动机轴 Ⅰ轴：1=1430n n =电 r/min Ⅱ轴：21=/=1430/20=71.5n n i 蜗杆涡轮 r/minⅢ轴 、工作轴：32=/2.04285=35.0001n n n =工作 r/min 4.3各轴功率 （kw ）电动机轴 ： 2.9682dP =Ⅰ轴： 1**=2.8504d P P ηη=联轴器滚动轴承 Ⅱ轴： 21=**=2.2396P P ηη涡轮蜗杆滚动轴承 Ⅲ轴 ： 32=**=2.0203P P ηη滚动轴承涡轮蜗杆 工作轴：w 3*=2.0001P P η=联轴器 4.4各轴的转矩 （N.mm ）电动机轴 ：d d =9500*19.8226dPT n =Ⅰ轴： 1119550*(/)19.0359T P n == Ⅱ轴： 2229550*(/)299.1354T P n == Ⅲ轴 ： 3339550*(/)551.2517T P n == 工作轴：9550*(/)545.7400w w w T P n == 现把减速器各轴有用数据集中如下：轴参数转速（r/min ） 功率（kw ） 转矩（N.mm ）电动机轴 1430 2.9682 19.8226 Ⅰ轴 1430 2.8504 19.0359 Ⅱ轴 71.52.2396299.1354 Ⅲ轴 35.0001 2.0203 551.2517 工作轴 35.0001 2.0001545.74003kW P =电动机额定n 1430r/min=电动机额定五、传动零件的设计计算5.1选择蜗杆传动的类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI). 5.2 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45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 。

涡轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属模铸铁H7100制造。

5.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式涡轮传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。

传动中心距Z Z E φ3a KT (2[σ]H ≥（1）确定作用在蜗轮上的转矩2T 查前面设计表格知 2=299.1354T N*M（2）确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故载荷分布不均匀系数=1K β；选取使用系数=1.15A K ；由于转速不高，冲击不打，可取动载荷系数=1.1K γ；则 =**=1.265A K K K K βγ（3）确定弹性影响系数E Z因选用的是铸锡青铜蜗轮和蜗杆相配，故12=160pa E Z M（4）确定接触系数Z ϕ先假设蜗杆分度圆至今1d 和传动中心距比值10.35d a=， 由机械设计图11-18中可查得Z ϕ=2.9①。

①由《机械设计》图11-18查得：Z ϕ=2.9（5）确定许用接触应力[]H δ根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC ，可得到蜗轮的基本许用应力的值[]H δ~=268MPa ① 应力循环次数：72=6060*1*71.5*300*3*8*1030.888*10n N jn l == 寿命系数：=0.6513HN K[]*[]`174.5484u HN H S K S == (6) 计算中心距Z Z E φ3a KT(2[σ]H ≥ = 138.7494故 取中心距a=160②，因i=20.5，故从机械设计表11-2中取模数m=6.3mm ，蜗杆分度圆直径163d mm =。

这时10.39575d a =，从而可查得接触系数` 2.77Z ϕ=,因为`Z Z ϕϕ＜,因此以上计算结果可用。

（7）传动比验证：（20.5-20）/20 =2.5%＜5% 成立。

5.4 蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸（1）蜗杆轴向齿距： 3.14*6.319.782a P m π=== 直径系数：110d q m ==齿顶园直径：1(2) 6.3*1275.6a d m q =+==齿根园直径：1*( 2.4)47.88f d m q =-=又12tan =10Z q =γ 所以 =11.31γ° 轴向齿厚：19.8912S m a π== 轴向齿距：119.782a P m π==径向间隙：0.2 1.26c m ==（2）蜗轮分度圆直径：22 6.3*41258.3d mz ===①查机械设计表11-7，可得[]H δ~=268MPa②查《机械设计》表11-2，可得：6.3m mm =163d mm =查《机械设计基础》求得*1a h =*cc m=齿数：21*20.5*241z z i === 喉圆直径：211()270.9a d m z z =+=齿顶高： 6.3a h m == 齿根高： 1.27.56f h m ==齿根圆直径：22( 2.4)243.18f d m z =-=端面齿距： 219.782t P m π==变化系数：20.1032x =- 5.5 校核齿根弯曲疲劳强度①1.532[]212KT Y Y F Fa F d d m =≤δδβ 当量齿数 2=43.4845Z γ根据20.1032x =-，2=43.4845Z γ得：齿形系数：2a 2.47Y =螺纹角系数：=1-=0.919279Y πγβ许用弯曲应力 [][]`*F F FN K =δδ 可查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[]`56F MPa =δ，寿命系数：697100.528930.888*10FN K ==[]56*0.528929.6184F MPa ==δ 由上述计算可得：12.8219[]F F =δ＜δ ∴ 弯曲强度满足。