机械设计课程设计说明书参数选择：总传动比：I=20 Z1=2 Z2=40 卷筒直径：D=530mm 运输带有效拉力：F=3500N 运输带速度：V=0.8m/s 一、 传动装置总体设计：根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——连轴器——减速器——连轴器——带式运输机。
根据生产设计要求该蜗杆减速器采用蜗杆下置式，采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。
蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。
蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱，在轴承盖中装有密封元件。
二、 电动机的选择：可考虑采用Y 系列三相异步电动机。
三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。
一般电动机的额定电压为380V根据生产设计要求，该减速器卷筒直径D=530mm 。
运输带的有效拉力F=3500N ，带速V=0.8m/s ，载荷平稳，常温下连续工作，工作环境多尘，电源为三相交流电，电压为380V 。
1、 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为380V ，Y 系列2、 传动滚筒所需功率3、 传动装置效率：（根据参考文献《机械设计课程设计》 席伟光 光 波 主编 高等教育 第34页表3-4得各级效率如下）其中：蜗杆传动效率η1=0.70 滚动轴承效率（一对）η2=0.98 联轴器效率ηc =0.99 传动滚筒效率ηcy=0.96所以：η=η1••η22•ηc2•ηcy =0.7×0.982×0.992×0.96=0.633电动机所需功率： P r= P w/η=2.8/0.633=4.4KW传动滚筒工作转速： n w＝60×1000×v /( ×D)＝28.8r/min根据容量和转速，根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光光波主编高等教育第209页表9-39可查得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表:综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第3方案比较适合。
因此选定电动机机型号为Y132M2-6其主要性能查表9-40得相关数值如下表：4.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩P0 = P ed=5.5kwn0=960r/minT 0=9.55 P 0 / n 0=54.7N .m 4.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩P 1 = P 0·η01 = 5.5×0.99×0.99×0.7×0.992=3.7 kw n Ⅰ=10o i n = 20960 =48 r/minT 1= 955011n P = 9550×487.3 N ·m = 736.15N ·m4.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P 2 = P 1·ηc ·ηcy =3.7×0.99×0.99=3.63kw n 2=121i n = 248 = 24 r/minT 2= 955022n P = 9550×2463.3 = 1444N ·m运动和动力参数计算结果整理于下表4-1： 表4-1五、蜗轮蜗杆的结构设计：参考《机械设计 第八版》濮良贵、纪名刚主编 高等教育 第269-272页1.选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆。
2.选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，故蜗杆选用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 。
蜗轮用铸锡磷青铜ZcuSn10P1，金属模铸造。
轮芯用HT100制造。
3.按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动设计准则，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。
由式（11-12），传动中心距322)(HPE Z Z KT a σ≥（1）确定作用在涡轮上的转矩T 2=736150 N ·mm （2）确定载荷系数K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K β=1；由表11-5选取使用系数K A =1.15；取动载荷系数K v =1.05；则K=K A K βK V =1.15*1*1.05=1.21（3）确定弹性影响系数Z E因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故21160MPaZ E =（4）确定接触系数Z p先假设蜗杆分度圆直径d 1和传动中心距a 的比值35.01=ad ，从图11-18中可查的Z p =2.9。
（5）确定许用接触应力[σH ]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>45HBC ，可从参考文献《机械设计》第八版，濮良贵 纪名刚主编，第271页表11-7中查得蜗轮的基本许用应力[H σ]＇=268MPa应力循环次数 N=60jn 2L h =60×48×12×300×6=6.22×107寿命系数 K HN =8771022.610⨯=0.7957则 [H σ]=K HN ·[H σ]＇=0.7957×268MPa=213MPa ⑹计算中心距mmmm a 69.161)2139.2160(73615021.132=⨯⨯⨯≥ 取中心距a=200mm,因i=21,故从表11-2中取模数m=8mm ，蜗杆分度圆直径d 1=80mm ，这时d 1/a=0.4，从图11-18中可查得接触系数Z p '< ZP ，因此以上计算结果可用。
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 ⑴ 蜗杆轴向齿距 Pa=πm=25.133mm;直径系数q=10;齿顶圆直径d a1=d+2ha *m=96mm;齿根圆直径d f1=60。
8mm;分度圆导程角γ=361811''' ;蜗杆轴向齿厚s a=m π21=12.5664mm.⑵ 蜗轮蜗轮齿数z 2=41;变位系数x 2=-0.5; 验算传动比i=zz 12=241=20.5,这时传动比误差为5.220205.20=-%，是允许的。
蜗轮分度圆直径 d 2=mz 2=8×41mm=328mm蜗轮喉圆直径 da 2=d 2+2ha 2 =328+2×8=344mm蜗轮齿根圆直径 d f2=d 2-2h f2= 328-2×8×1.2=308.8mm 蜗轮咽喉母圆半径 r g2=a-21d a2=200-21×344=28mm 5、校核齿根弯曲疲劳强度 σF =≤βY Y md d KT Fa 221253.1[σF ]当量齿数 z v2=48.43)31.11(cos 41cos 332== γz 根据x 2=-0.5,z v2=43.48.由参考文献《机械设计》第八版，濮良贵 纪名刚主编，第271页图11-19中查得齿形系数Y Fa2=2.87螺旋角系数 Y β=1-9192.014031.111140=-=γ许用弯曲应力 [σF ]=[σF ]＇·K FN由参考文献《机械设计》第八版，濮良贵 纪名刚主编，第271页图11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[σF ]＇=56MPa寿命系数 K FN =632.01022.610976=⨯ [σF ]=56×0.632MPa=35.39MPa σF =≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯MPa MPa 13.179192.087.283288073615021.153.1[σF ]弯曲强度是满足的。
6、验算效率ηη=（0.95～0.96）)tan(tan v ϕγγ+已知γ='''361811 = 31.11；v v v f f ;arctan =ϕ与相对滑动速度v s 有关V s =s m nd /099.431.11cos 10006096080cos 1000601=⨯⨯⨯=⨯πγπ求得 f v =0.015 v ϕ=0.8594代入式中得 η=0.88>0.8 大于原估计值，因此不用重算。
7、精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089—1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T 10089—1988.六、蜗轮轴的结构尺寸设计 参考《机械设计 第八版》濮良贵、纪名刚主编 高等教育 第377-383页1.轴上的功率、转速和转矩大小P 2=3.7KW, n 2=48r/min, T 2=736150N*mm2.求作用在蜗轮上的力（取蜗轮αn =20。
，β=10。
）已知蜗轮上分度圆直径d 2=328mm 则 圆周力 N N d T F t 44883287361502222=⨯==径向力 N F F n t r 1839cos /tan ==βα轴向力 N F F t a79110tan *4488tan =︒==β3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。
表15-3，取A 0=112，也是得 蜗杆轴d min =A mm mm n p 7.47487.31123333=⨯=, 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d 1。
为了使所选的轴直径d 1联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩T ca 根据表14-1，考虑到转矩变化很小，故取K A =1.3，则： Tca=K A T Ⅱ=1.3×736150N ·mm=956995N ·mm按照计算转矩T ca 应小于联轴器公称转矩的条件，根据根据参考文献《机械设计课程设计》 席伟光 光 波 主编 高等教育 P198 表9-22，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N ·mm 。
联轴器的孔径d=48mm,故d 1=48mm,半联轴器长度L=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L 1=84mm. 4.轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足联轴器的轴向定位要求，①轴段右端需制出一轴肩，故取②段的直径d 2=55mm ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm.联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故①段的长度应比L 略短一些，现取l 1=82mm 。
2）初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据d 2=52mm, 根据参考文献《机械设计课程设计》 席伟光 光 波 主编 高等教育 P182 表9-16初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为d ×D ×T ×d a =60mm ×130mm ×33.5mm ×72mm,故d 3=60mm;而l 7=34mm ，l 3=34+8+16+4=62mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，因此，取d 6= d a =72mm 。