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课程设计说明书（**）
课程名称：机械设计课程设计。
设计题目：带式输送机的传动装置。
院系：机电工程学院。
班级：0708102
设计者：小星星。
学号：000000000
指导教师：王黎钦。
设计时间：2023年1月11日。
哈尔滨工业大学。
由设计任务书要求及图例可知传动方案采用一级下置式蜗杆减速器，其结构简单，尺寸紧凑，但效率低，适用于载荷较小，间歇工作场合。蜗杆圆周速度v≤4～5m/s。装置工作机为带式运输机，对减速器由中等冲击，且工作场合为有尘，减速器要求密封条件好。
1. 选择电动机类型。
因工作机为带式运输机，则对电动机无特殊要求，故电动机选用三相异步交流电动机，采用y系列。
2. 选择电动机容量。
工作机的有效功率为。
工作机各传动部件的传动效率及总效率：
查参考书2中表9.1得各个传动件的效率范围，分别取：
工作机的总效率为：
3. 确定电动机转速。
查参考书1中表9.2得蜗轮传动比推荐值如下：
理论总传动比：
所以电动机转速的可选范围为。
符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及**等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。
根据电动机的类型、容量和转速，由电机手册选定电动机型号为y112m-6。
4. 电动机外形及尺寸。
电动机的主要外形及安装尺寸如表所示。
1. 传动比计算。
2. 传动装置各轴的运动和动力参数。
1) 各轴的转速。
第一轴转速：
第二轴转速：
2) 各轴的输入功率。
第一轴功率：
第二轴功率：
卷筒功率：
3) 各轴的输入转矩。
电动机轴的输出转矩：
第一轴转矩：
第二轴转矩：
卷筒的转矩：
将上述计算结果汇总于表1.3，以备查用。
其中ⅰ轴指蜗杆轴，ⅱ轴指蜗轮轴。
由于传动方案为一级蜗杆减速器，则传动零件为蜗轮蜗杆。
由于蜗杆传递的功率为1.84kw，功率不大，速度也不高，蜗杆选用45号钢制造，淬火处理，齿面硬度达220～300hbw。
蜗杆材料选用45钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度45~50hrc
蜗轮材料，根据。
其中n1为蜗杆转速，t2为蜗轮转矩。
初估蜗杆副的滑动速度vs=3.2m/s，选择蜗轮的材料为无锡青铜。
又因小批量生产，则用沙模铸造。
蜗杆传动的主要失效形式是齿面胶合、齿面点蚀和齿面磨损，而且失效通常发生在蜗轮轮齿上。因此采用齿面接触疲劳强度条件计算蜗杆传动的承载能力，并在选择许用应力时，要适当考虑胶合和磨损等失效因素的影响。
故采用公式。
确定模数m和蜗杆分度圆直径。
1. 选择蜗杆头数及蜗轮齿数。
由传动比i=15.63，查参考书1书表9.2可知蜗杆头数取2，确定转矩。
由于转矩为蜗轮上转矩，则查上述计算表可得=256n·m
2. 确定载荷系数k
由于载荷系数k=
由表9.4查得载荷性质为中等冲击时，取1.15。
假设蜗轮圆周速度< 3m/s，取动载荷系数=1.0。
由于由中等冲击，则1.1~1.3,取1.2。
所以k==1.38
3. 确定许用接触应力。
由于蜗轮材料为无锡青铜，则蜗轮齿面失效形式主要是胶合，则由表9.6查取=180mpa。
4. 确定材料弹性系数=160
5. 计算模数和分度圆直径。
将以上数据代入公式计算得2306
由参考书1表9.1取m=6.3，蜗杆分度圆直径d1=63
6. 计算传动中心距。
蜗轮分度圆直径=m,其中取31，中心距。
变位系数。1. 验算蜗轮速度。
蜗杆倒程角。
蜗轮圆周速度。
蜗杆副滑动速度。
与初估蜗杆副的滑动速度相符合。
蜗轮圆周速度。
故选择减速器的类型为蜗杆下置。
2. 验算效率。
符合初取的效率值0.77
蜗杆传动的几何尺寸如下表所示。
由于=47.88 ＜1.7×35=59.5，则蜗杆制成蜗杆轴，并采用车制蜗杆。如图所示。
蜗杆轴简图。
1. 轴的材料选择。
因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45#钢，调质处理。
2. 初算轴径。
对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考书1表10.2得c=106~118，考虑到轴端的弯矩和转矩的大小，故取c=110则。
考虑到键槽的影响，取。
3. 结构设计。
轴承部件的结构形式：蜗杆减速器的中心距a=130mm，通过查表选择减速器的机体采用剖分式结构。因传递功率小，故轴承的固定方式可采用两端固定方式。
因此，所设计的轴承部件的结构形式如上图所示。然后可按转轴轴上零件的顺序，从dmin处开始设计；
a) 联轴器及轴段1：
dmin就是轴段1的直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此，轴段1的设计和联轴器的设计同时进行。
由于联轴器的一端连接工作机一端连接轴，其转速比较高，传递转矩比较小。考虑到安装时不一定能保证同心度，且载荷为中等冲击，故采用能补偿两轴轴线的相对位移和缓和载荷冲击的弹性联轴器。
由参考书2表13.1，选取hl型弹性柱销联轴器（gb5014-1985）。
则转矩。由参考书1表13.1取，由参考书2表13.
1查得hl型弹性柱销联轴器（gb5014-1985）j1型轴孔长度为60mm，许用转矩为500n·m许用转速为250r/min，轴径可取mm，故取l1=60mm ，d1=35mm；
b) 密封圈与轴段2：
考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，由参考书2表14.4，取轴段d2=38mm，密封圈为毛毡油封密封圈fz/t92010-1991中直径是37mm；
c) 轴段3与轴段6：
考虑到蜗杆减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴承，轴段3上安装轴承，要使轴承便于安装又符合轴承内径系列，暂取轴承型号为30208，有参考书2表12.4得，其内径d=40mm，外径d=80mm，宽度b=18mm，故取d3=d6=40mm，考虑到安装甩油环和套筒时的位置，取l3=40mm，轴段6无需安装套筒，故l6=30mm；
d) 蜗轮与轴段4：
轴段4上安装蜗轮，按照蜗轮的设计，蜗轮的轮毂宽为（1.5~1.9）d，取轮毂宽为80mm，则轴段5的长度略小于蜗轮轮毂宽度，取l5=78mm；
轴段5的设计：为了轴向固定蜗轮并承受一定的轴向力，因此轴肩的高度为5mm,所以d5=54mm考虑到轴承受力的对称性，轴肩5的长度l5=10mm；
e) 轴段2的长度：
轴段2的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的厚度、轴承端盖的厚度以及联轴器类型确定，由于轴承端盖连接螺栓的长度为25mm，可取l2=60mm
f) 键连接：
联轴器及蜗轮的轴向连接均采用普通平键连接，分别为键10×50 gb/t1096-1990及键14×70 gb/t1096-1990.
4. 轴受力分析。
在水平面上。
负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反。
在垂直平面上。
轴承ⅰ上的总支承反力。
轴承ⅱ上的总支承反力。
在水平面上。
a-a剖面左侧：
a-a剖面右侧：
在竖直平面上。
合成弯矩。a-a剖面左侧：
a-a剖面右侧：
5. 校核轴的强度。
a-a剖面左侧因弯矩大、有转矩，还有键引起的应力集中，故a-a剖面左侧为危险截面。
由附表10.1，抗弯剖面模量。
抗扭剖面模量。
弯曲应力。扭剪应力。
对于调质处理的45钢，由参考书1表10.1查得，由参考书1表10.1注查得材料的等效系数，。
键槽引起的应力集中系数，由参考书1表10.4查得。
绝对尺寸系数，由参考书1附图10.1查得。
轴磨削加工时的表面质量系数由参考书1附图10.2查得。
安全系数。查表10.5得许用安全系数，显然，故a-a剖面安全。
校核键连接的强度。
6. 联轴器处键连接的挤压应力。
取键、轴、联轴器的材料都为钢，查表6.1得。显然，，故强度足够。
齿轮处键连接的挤压应力。
取键、轴、齿轮的材料都为钢，查表6.1得。显然，，故强度足够。
7. 校核轴承寿命。
计算轴承的轴向力。由参考书1表11.13查得70308轴承内部轴向力计算公式，则轴承ⅰ、ⅱ的内部轴向力分别为。
根据轴承手册查得。
cr =63.0kn
图一：轴承布置及受力。
的方向如图一所示，同向，则。
显然，，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承ⅰ将保持平衡，故两轴承的轴向分力分别为。
比饺两轴承的受力，因，故只需校核轴承ⅰ。
计算当量动载荷。
因为。所以。
当量动载荷。
校核轴承寿命。轴承在以下工作，查参考书1表11.9得。由于载荷有中等冲击，查参考书1表11.10，得。
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