机械设计课程设计蜗杆链

1、机械设计课程设计（02组说明书）链式输送机传动装置设计（圆锥齿轮）链式输送机传动装置设计（圆柱齿轮）带式输送机传动装置设计蜗轮蜗杆强度校核可视化设计及CAD图绘制设 计： 叶 洪（26） 张 龙（28） 马秋晨（10） 王 振（20）指导老师： 张伟社2010年07月机械设计课程设计说明书目 录第1章 链式输送机传动装置设计 1.1设计任务书1 1.2系统总体方案设计1 1.3原动机选择21.3.1选择电动机 21.3.2计算传动比和传动比分配 3 1.4传动零件的设计计算31.4.1 选择蜗杆传动类型3 1.4.2 选择材料3 1.4.3 按齿面接触疲劳强度进行设计4 1.4.4 蜗杆与蜗轮

2、的主要参数与几何尺寸5 1.4.5 校核齿根弯曲疲劳强度51.4.6验算效率51.4.7热平衡计算61.5轴的计算61.5.1蜗轮轴的设计计算 61.5.2蜗杆轴的设计计算 71.5.3 键的校核计算81.5.4轴承的校核计算 91.5.5蜗杆轴的校核计算131.5.6蜗轮轴的校核计算151.6润滑方式密封装置的选择 191.7减速器装配 19第2章 链式输送机传动装置的设计2.1设计任务书 202.2系统总体方案设计 202.3原动机选择 212.3.1可求出的已知量212.3.2确定电动机参数范围212.3.3选择原动机212.3.3选择原动机212.3.4计算传动比和传动比分配222.3

3、.5传动装置的运动和动力参数的计算222.4传动零件的设计计算 232.4.1选择蜗杆传动类型232.4.2 选择材料 232.4.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 232.4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 242.4.5 校核齿根弯曲疲劳强度 252.4.6验算效252.4.7 减速器传动结构的确定 252.4.8热平衡计算262.5轴的计算 262.5.1蜗轮轴的设计计算262.5.2蜗杆轴的设计计算272.5.3 键的校核计算 282.5.4轴承的校核计算292.5.5蜗杆轴的校核计算332.5.6蜗轮轴的校核计算372.6润滑方式密封装置的选择 412.6.1蜗杆的传动润滑412.

4、6.2蜗杆的轴承润滑412.6.3蜗轮的轴承润滑412.7箱体的结构 412.7.1箱体的确定412.7.2箱体的主要尺寸412.8减速器装配 42第3章 带式输送机传动装置的设计3.1设计任务书 433.2原动机选择 433.2.1选择电动机433.2.2计算传动比和传动比分配443.2.3传动装置的运动和动力参数的计算443.4传动零件的设计计算 453.4.1 按齿面接触疲劳强度进行设计 453.4.2 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 453.4.3验算效率473.4.4热平衡计算483.5轴的计算 483.5.1蜗轮轴的设计计算483.5.2蜗杆轴的设计计算493.5.3轴承的校核计算

5、503.5.4键的校核计算553.5.5蜗杆轴的校核计算563.6润滑方式密封装置的选择 623.7减速器装配 62第4章 蜗轮蜗杆强度校核可视化设计及CAD图绘制 4.1理论支持 634.1.1齿面接触疲劳强度634.1.2齿根弯曲疲劳强度634.1.3可视化技术644.2程序框图 644.3调试展示 654.3.1参数对话框654.3.2强度校核结果664.3.3蜗轮蜗杆CAD图绘制结果67附录 实习总结参考文献机械设计课程设计说明书第1章 链式输送机传动装置设计设计过程结果1.1设计任务书已知条件和设计要求：输送链牵引力F=2800N；输送链速度v =0.25m/s (允许误差±

6、;5%)；输送链轮齿数 z=17；输送链节距 p=100 mm；工作情况:两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘；使用期限:20年；生产批量:20台；生产条件:中等规模机械厂，可加工68级精度齿轮和78级精度涡轮；动力来源:电力，三相交流380/220V；检修间隔期:四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；1.2系统总体方案设计图1.1 总体方案简图现代机器通常由动力机、传动系统和执行机构三部分组成。在考虑机械系统运动方案时，除满足基本的功能要求外，还应遵循以下原则： 机械系统尽可能简单； 尽量缩小结构尺寸；设计过程结果 机构应具有良好的动力特性； 机械系统应具有良好的人机性能。根

7、据上述已知条件及充分考虑以上原则，设计链式输送机传动装置如图2.1所示。1.3原动机选择1.3.1选择电动机1.根据条件选择三项异步电机。2.电机容量的选择所选电动机的功率Pw=Fv1000=2800*0.251000=0.75kw =123456=0.6576其中：带传动效率 1=0.96球轴承效率 23=0.992滚子轴承效率 4=0.98蜗杆效率 5=0.75圆锥齿轮效率 6=0.953.估算电机的转速i总=i1*i2*i3带传动（V 带）： i1=3蜗杆（单头）： i2=40锥齿： i3=2.5链轮直径 d=Psin（180°Z）=544.22mmr=d2=0.27211mW

8、=vr=0.91875nw=60w2=8.778rminnw=i总nw=2633.4rmin故选取电机：三相异步电机Y802-2。此电机的相关参数：同步转速：3000rmin满载转速：2825rmin额定功率：1.1kw设计过程Pw=0.75kw=0.6576d=544.22mmr=0.27211mnw=8.778rminnw=2633.4rmin结果额定扭矩：Td=9500Pdnm=3.719Nm1.3.2计算传动比和传动比分配i总=nmnw=321.8各级传动比： i1=3.4617i2=43（蜗杆单头，蜗轮齿数43）i3=2.158（锥齿齿数为41和11）2.3.5传动装置的运动和动力参

9、数的计算1.各轴的转速nI=nmi1=814.825rminnII=nmi1i2=18.914rminnIII=nmi1i2i3=8.781rmin2.各轴的功率PI=Pd12=1.045kwPII=Pd35=0.775kwPIII=Pd46=0.772kw3.各轴的扭矩：T1=Tdi112=12.254NmT2=Tdi235=391.240NmT3=Tdi346=785.701Nm4.各参数的误差率：n%=nIIInIII-nw=0.3%P%=PIIIPIII-Pw=3.2%T%=TIIITIII-Tw=3.12%故所选电机合格1.4传动零件的设计计算1.4.1 选择蜗杆传动类型根据GB/T

10、 10085-1998的推荐，采用渐开线蜗轮（ZL）.1.4.2 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度中等，蜗杆选用45钢，蜗杆设计过程Td=3.719Nmi总=321.8nI=814.825rminnII=18.914rminnIII=8.781rminPI=1.045kwPII=0.775kwPIII=0.772kwT1=12.254NmT2=391.240NmT3=785.701Nmn%=0.3%P%=3.2%T%=3.12%结果表面要求淬火硬度为45-55HRC，蜗轮采用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为节约成本及贵重金属，仅齿圈采用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。1

11、.4.3 按齿面接触疲劳强度进行设计推导可得中心距公式：a3KT2ZEZPH2(1)有前面部分可知，作用在蜗轮上的转矩：T2=391.240Nm=391240Nmm(2)确定载荷系数K因为工作载荷稳定，故采用载荷不均匀系数K=1；由表11-5选取使用系数KA=1.15；由于转速不高冲击不大，可用动载系数Kv=1.05；则：K=KAKKv1.21(3)确定弹性影响系数ZE 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相匹配，故ZE=160MPa12(4)确定接触系数Zp先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距的比值d1a=0.35，从图11-8可查的Zp=2.9。(5)确定许用接触应力H根据蜗杆材料为铸锡磷青铜

12、ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬>45HRC，可从表11-7查的蜗轮的今本许用应力H=268MPa。应力循环次数N=60jn2Lh=60×1×18.949×9600=10914624寿命系数 KHN=810710914624=0.989(6)计算中心距a31.21×391240×1602×2.922652=113.22 取中心距a=132.5mm，因为i=43，取模数m=5，蜗杆的分度圆设计过程K1.21Zp=2.9N=10914624KHN=0.989a=132.5mmZP,=0.278Zp结果 直径d1=50，

13、这是d1a=0.377，查表11-18可知ZP,=0.278Zp，因此以上结果可用。1.4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1)蜗杆头数 z1=1直径系数 q=10分度圆直径 d1=mq=50mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=d1+2ha*m=60mm齿根圆直径 df1=d1-2hf1=d1-2ha*m+c=38mm轴向齿距 Pa=m=15.7mm轴向齿厚 Sa=12m=7.85导程角 =arctanmz1q=5°43'38蜗杆长度 L=90>2mz2+1=66，(2)蜗轮蜗轮齿数 z2=43蜗轮分度圆直径 d2=mz2=215mm蜗轮齿喉直径 da2=d2

14、+2ha2=225蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=2031.4.5 校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 zv2=z2cos3=43.65根据x2=0，zv2=43.65，从图11-19可查得齿形系数YFa2=2.42，螺旋角系数 Y=1-140°=0.985许用弯曲应力 F= FKFN从表11-18可查得由ZCUSn10PL制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为：F=56Mpa寿命系数KFN=910660×1×18.949×96000=0.7668F=FKFN=42.94MPaF=1.53×1.21×39124050×215

15、15;5=13.48<42.94 FF弯曲强度满足。1.4.6验算效率已知导程角=5°43'38，v=arctanfv；fv与相对滑动速度vs有关。设计过程z1=1q=10d1=50mmda1=60mmdf1=38mmPa=15.7mmSa=7.85=5°43'38L=66z2=43d2=215mmda2=225df2=203zv2=43.65YFa2=2.42Y=0.985KFN=0.7668F=42.94MPaF=13.48Vs=2.143ms结果Vs=d1n160×1000cos=2.143ms查表V=1°41'，fv

16、=0.0297；代入下式：=（0.950.96）tantan(+V)=0.7570.7644大于原估计值，故不用重算。1.4.8热平衡计算蜗杆的传递功率P=1.045kW取t0=70 ta=20 ad=17则正常工作所需面积S=1000P1-adt0-ta=0.31m2箱体面积为S=0.54m2（主要面积）无需增设散热片，符合散热要求。1.5轴的计算1.5.1蜗轮轴的设计计算动力学及力学参数nI=814.825rminPI=1.045kwT1=12.254Nm初步确定轴的最小直径dmin=A03P1n1=12031.045814.825=13.2mm有一个键槽，轴径增大3%，并且最小直径处安装

17、带轮，因此此处也承受较大的弯曲应力，故将最小直径圆整为22mm。综合考虑轴肩定位、安装轴承等因素，安装轴承处的轴径为30mm，由于轴承要承受较大的轴向力，故选取圆锥滚子轴承，型号为32306，在后面要进行校核。再综合考虑蜗杆部分的分度圆直径较小等原因，故采取蜗杆与轴设计到一起。大体结构如下图：图1.2蜗轮轴结构简图各轴段的直径和长度设计过程P=1.045kWt0=70ta=20ad=17S=0.54m2nI=814.825rminPI=1.045kwT1=12.254Nmdmin=13.2mm结果综合考虑 d-=30mm l-=29mm选用圆锥滚子轴承32306 d=30mm D=72mm B

18、=27mm挡油板轴向距离2mmdII-III=36mmlII-III=10mm根据a=2(0.070.1)d1，b=1.4a而定。d-=30mmlIII-IV=55mm lIII-根据蜗轮喉圆距箱体内壁的距离15mm而定。蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha2=225mm。蜗杆的长度求出lIV-V=90 I-IV与VIII-VI相同。dIX-X=22mmlIX-X=30mm dIX-X为最小直径，lIX-X根据轮毂与轴上的键的强度求得，然后圆整得到。dVIII-IX=26mmlVIII-IX=45mm保证轴承端盖有轮毂有30mm距离，故取lVIII-IX=50mm。1.5.2蜗杆轴的设计计算动力学

19、及力学参数nII=nmi1i2=18.914rminPII=Pd35=0.775kwT2=Tdi235=391.240Nm初步确定轴的最小直径dmin=A03P1n1=11030.77518.914=38mm圆整取40mm。各轴段的直径和长度综合考虑d-=50mml-=31mm设计过程dmin=38mm结果此处装轴承选用深沟球轴承，型号为6010d=50mm D=80mm B=16mm 大体结构如下图：图1.3 蜗杆轴结构简图挡油环轴向长度15mmdII-III=58mmlII-III=8mm dII-III根据a=2(0.070.1)d，b=1.4a而定。 lI-III根据蜗轮喉圆距箱体内壁

20、的距离20mm而定。d-=30mmlIII-IV=55mm根据定位蜗轮轮毂，a=2(0.070.1)d1，b=1.4a而定。dIV-V=58mmlIV-V=58mm lIV-V比齿轮轮毂长度短2mm易于用套筒定位。dV-VI=50mmlV-VI=49mmVI与I端面关于蜗轮轮毂中心对称求的lV-VI，dV-VI为轴承内径。dVI-VII=44mmlVI-VII=40mm保证轴承端盖有轮毂有30mm距离，故取lVI-VII=40mm。 dVI-VII根据定位锥齿轮轮毂，a=2(0.070.1)d1，b=1.4a而定。dVII-VIII=40mmlVII-VIII=52mm dVII-VIII为最

21、小直径，lVII-VIII根据轮毂与轴上的键的强度求得，然后圆整得到。1.5.3 键的校核计算1蜗轮上键I的校核此键为普通平键，键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力p=100-120MPa，键的工作长度为l=L-b=54-18=36mm，键与轮毂键槽的接触高度为k=4mm。设计过程P=93.69MPa结果P=2T2×103kld=93.69MPaP因此键I的强度合格。2蜗轮上键II的校核此键为单圆头键,键的工作长度为l=L-12b=50-6=44mm，键与轮毂键槽的接触高度为k=3mm。P=2T2×103kld=148.20MPaP因此键II的强度不合格。改

22、用双键，此时l1=1.5×44=66mmP=2T2×103kld=98.80MPaP因此此时键II的强度合格。3蜗杆上键III的校核此键为单圆头键，键的工作长度为l=L-12b=30-4=26mm，键与轮毂键槽的接触高度为k=3mm。P=2T1×103kld=11.22MPaP因此键II的强度合格。1.5.4轴承的校核计算1.蜗杆轴承强度的校核图1.4 蜗轮轴向受力图蜗杆轴承 圆锥滚子轴承32306d=30mm D=72mm B=27mmC=81500 C0=96500 kN e=0.31Fte=2T1d1=490.16NFae=2T2d2=3639.44NFre

23、=Faetan=1324.65N设计过程P=11.22MPad=30mm D=72mm B=27mm C=81500 C0=96500 kN e=0.31Fte=490.16NFae=3639.44NFre=1324.65N结果图1.5 蜗轮在垂直面上的受力图Fr1v=1324.65×122-3639.44×502244=289.43NFr2v=Fae-Fr1v=1035.22N图1.6 蜗轮在水平面上的受力图Fr1H=12Fte=245.8NFr2H=12Fte=245.8NFr1=Fr1v2+Fr1H2=379.25NFr2=Fr2v2+Fr2H2=1063.83N求两

24、轴的轴向力Fd1=Fr1×e=117.5675NFd2=Fr2×e=329.7873NFa1=Fae+Fd2=3969.4373NFa2=Fd2=329.7873NFa1Fr1=10.46e设计过程Fr1v=289.43NFr2v=1035.22NFr1H=245.8NFr2H=245.8NFr1=379.25NFr2=1063.83N结果Fa2Fr2=0.35=e径向载荷系数和轴向载荷系数轴承一 X1=0.4 Y1=1.9轴承二 X2=1 Y2 =0轴承当量动载荷P1=1.2×0.4×379.25+1.9×3969.4373N=9232.36

25、P2=1.2× 1×1063.83= 1276.60因为P1P2所以按轴承一的受力大小验算Lh=10660nCP1=10660×1814.825815009232.363=14068h9600h轴承合格2.蜗轮轴承校核深沟球轴承 6006 d=50mm D=80mm B=16mm C=22000N C0=16200N d=138mmFte=3639.44NFae=490.16NFre=1324.65N图1.7 蜗杆轴向受力图图1.8 蜗杆在垂直面上的受力图设计过程 X1=0.4 Y1=1.9X2=1 Y2 =0P1=9232.36P2= 1276.60Lh=140

26、68hd=50mm D=80mm B=16mm C=22000N C0=16200N d=138mmFte=3639.44NFae=490.16NFre=1324.65N结果Fr1v=1324.65×69-490.16×502138=280.50NFr2v=Fae-Fr1v=1044.15N图1.9 蜗杆在水平面上的受力图Fr1H=12Fte=1819.72NFr2H=12Fte=1819.72NFr1=Fr1v2+Fr1H2=1841.2NFr2=Fr2v2+Fr2H2=2098.0N先取 e=0.3Fd1=Fr1×e=552.36NFd2=Fr2×e

27、=629.40NFa1=Fae+Fd2=1119.56NFa2=Fd2=629.40N Fte=2T1d1=266NFa1C0=0.0691Fa2C0=0.0389e1=0.26e2=0.23Fd1=Fr1×e1=478.712NFd2=Fr2×e2=482.54NFa1=Fae+Fd2=969.424NFa2=Fd2=482.54NFa1C0=0.0598设计过程Fr1v=280.50NFr2v=1044.15NFr1H=1819.72NFr2H=1819.72NFr1=1841.2NFr2=2098.0N e=0.3Fd1=552.36NFd2=629.40NFa1=1

28、119.56NFa2=629.40N Fte=266NFa1C0=0.0691Fa2C0=0.0389e1=0.26e2=0.23Fd1=478.712NFd2=482.54NFa1=969.424NFa2=482.54NFa1C0=0.0598结果Fa2C0=0.297两次计算FaC0值相差不大，因此确定e1=0.26e2=0.23Fa1Fr1=0.526e1Fa2Fr2=0.23=e2径向载荷系数和轴向载荷系数轴承一X1=0.56 Y1=1.64轴承二 X2=1 Y2 =0轴承当量动载荷P1=1.2×0.56×1841.2+1.61×989.484=3184.

29、590P2=1.2× 1×2098.0= 2937.2因为P1P2所以按轴承一的受力大小验算Lh=10660n2CP2=10660×18.949220003148.973=289355.5h38400h可用60年轴承合格1.5.5蜗杆轴的校核计算1.支反力、弯矩及扭矩值表表1.1 支反力、弯矩及扭矩值表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH2=245.08NFNv1=1035.22N FNV2=298.43N弯矩MMH=59799.52N.mmMV1=252593.3N.mm MV2=70621.3N.mm总弯矩M1=MH2+MV12=225361.521N

30、.mmM2=MH2+MV22=92538.37N.mm扭矩TT=12.254 N.mm按弯矩合成应力校核轴的强度a=0.3Fa2C0=0.297e1=0.26e2=0.23X1=0.56 Y1=1.64 X2=1 Y2 =0P1=3184.590P2= 2937.2Lh=289355.5h设计过程结果ca=M22+aT12W=41.07Mpa合格图1.10 蜗杆轴简图精确校核轴的疲劳强度抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×13=5487.2mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×13=10974.4mm3左侧M =252361.521N.mmT =12254N.mmb=

31、MW=45.99 MpaT=T1WT=1313390102400=1.1 Mpa设计过程ca=41.07MpaW=5487.2mm3WT=10974.4mm3M =252361.521N.mmT =12254N.mmb=45.99 MpaT=1.1 Mpa结果轴的材料为45#钢，调制处理查表15-1得B=640 Mpa-1=275 Mpa-1=155 Mpa精确校核轴的疲劳强度W=0.1d3=0.1×13=22698mm3WT=0.2d3=0.2×13=45396mm3M=M2=441233N.mmT=T1=67500 N.mma=MW=44123322698=19.4 M

32、paT=T1WT=6750045396=1.5 Mpa取有效应力集中系数K=1k=k=1=0.78=0.86=0.92综合系数为K=k+1-1=1.37K=k+1-1=1.25=0.10.2 取=0.1=0.050.1取=0.05S=-1Ka+m=2751.37×19.4+0.1×0=10.34S=-1Ka+m=1551.25×0+0.05×1.5=20.66Sca=SSS2+S2=10.34×206610.342+20662=10.34S=1.5故可知其安全。本装置因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度的校核。1.5.6蜗轮

33、轴的校核计算1.支反力、弯矩及扭矩值表设计过程B=640 Mpa-1=275 Mpa-1=155 MpaW=22698mm3WT=45396mm3M=441233N.mmT=67500 N.mma=19.4 MpaT=1.5 Mpak=k=1=0.78=0.86=0.92K=1.37K=1.25S=10.34S=20.66Sca=10.34结果表2.2 支反力、弯矩及扭矩值表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH21819.72N Fr1v=280.50NFr2v=1044.15N弯矩MMH=251120N.mm MV1=41400N.mm MV2=63951.04N.mm总弯矩M1=M

34、H2+MV12=267236Nmm M2=MH2+MV22=259135Nmm 扭矩TT=391240 Nmm按弯矩合成应力校核轴的强度a=0.3ca=M22+aT12W=14.841Mpa-1安全图1.12蜗轮轴的简图设计过程a=0.3ca=14.841Mpa结果2.精确校核轴的疲劳强度抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×13=12500mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×13=25000mm3 左侧M =236236×69-2869=158792.556NmmT =391240 Nmmb=MW=158792.55612500=12.7 MpaT=T1W

35、T=39124025000=15.56 Mpa轴的材料为45#钢，调制处理查表15-1得B=640 Mpa-1=275 Mpa-1=155 Mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和rd=250=0.04Dd=5850=1.16插值法得=2.05=1.54材料的敏感性系数为q=0.82q=0.85有效应力集中系数为k=1+q(-1)=1.861k=1+q(-1)=1.459尺寸系数=0.72=0.85磨削 表面质量系数为=0.92表面强化处理综合系数为K=k+1-1=2.672K=k+1-1=1.803碳钢特性系数=0.10.2 取=0.1=0.050.1取=0.05设计过程W=12500

36、mm3WT=25000mm3M =158792.556NmmT =391240 Nmmb=12.7 MpaT=15.56 MpaB=640 Mpa-1=275 Mpa-1=155 Mpa=2.05=1.54q=0.82q=0.85k=1.861k=1.459=0.72=0.85=0.92K=2.672K=1.803结果S=-1Ka+m=2751.861×12.7+0.1×0=11.6S=-1Ka+m=1551.495×0+0.05×15.65=198.08Sca=SSS2+S2=11.6×198.0811.62+198.082=11.5S=1.

37、5 安全右侧精确校核轴的疲劳强度抗弯截面系数W=0.1d3=19511.2mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=39022.4mm3M =267236.252×69-2869=158792.556N.mmT =391240N.mmb=MW=158792.55619511.2=8.14 MpaT=T1WT=39124039022.4=10.03 Mpa过盈配合处kk=2.6 kk=2.08磨削 表面质量系数为=0.92表面强化处理综合系数为K=k+1-1=2.69K=k+1-1=2.17碳钢特性系数=0.10.2 取=0.1=0.050.1取=0.05S=-1Ka+m=2752.69&#

38、215;8.14+0.1×0=12.56S=-1Ka+m=1552.17×0+0.05×10.3=300.1Sca=SSS2+S2=12.56×300.112.562+300.122=12.59S=1.5安全设计过程S=11.6S=198.08Sca=11.5W=19511.2mm3WT=39022.4mm3M =158792.556N.mmT =391240N.mmb=8.14 MpaT=10.03 Mpakk=2.6 kk=2.08=0.92K=2.69K=2.17S=12.56S=300.1Sca=12.59结果1.6润滑方式密封装置的选择根据蜗杆

39、传动相对滑动速度Vs=2.31m/s,查表11-21，可知运动粘度V40>500CSt,因此选择460型号CKE轻负荷蜗轮蜗杆油，给油方法：油池润滑。蜗杆下置，浸油深度为蜗杆的一个齿高。1.7减速器装配见图纸集第一章。第2章 链式输送机传动装置的设计设计过程结果2.1设计任务书已知条件和设计要求：输送链牵引力F=2500 N；输送链速度V=0.25 m/s(允许误差±5%)；输送链轮齿数z=18；输送链节距 p=100mm；工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘；使用期限20年；生产批量 20台；生产条件：中等规模机械厂，可加工68级精度齿轮和78级精度蜗轮

40、；动力来源：电力，三相交流380/220V；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。2.2系统总体方案设计图2.1 总体方案简图现代机器通常由动力机、传动系统和执行机构三部分组成。在考虑机械系统运动方案时，除满足基本的功能要求外，还应遵循以下原则：机械系统尽可能简单；尽量缩小结构尺寸；机构应具有良好的动力特性；设计过程结果机械系统应具有良好的人机性能。根据上述已知条件及充分考虑以上原则，设计链式输送机传动装置如图2.1所示。2.3原动机选择2.3.1可求出的已知量由上述已知条件，根据链传动的相关知识，我们可求得以下已知量：从动链轮的直径 D=psin180°z=576m

41、m链的平均速度 =znwp60*1000=0.25 nw=8.33r/min链传动所需的功率 Pw=F* =625w链传动所需的转矩 Tw=F*D2=720Nm使用期限 Lh=20*300*16=96000h2.3.2确定电动机参数范围1.各种传动件的传动效率值见表2.1。表2.1 机械传动各传动件的效率值传动类型效率备注带传动0.96V带蜗杆传动0.700.75单头，7级精度圆柱齿轮传动0.980.9967级精度轴承滚子轴承0.98球轴承0.99总传动效率 =0.96*0.70*0.98*0.98*0.99=0.639原动机需要提供的最小功率为 Pd'=Pw=978w2.各种传动的传

42、动比（参考值）见表2.2。表2.2 各种传动的传动比（参考值）传动类型传动比V带传动24蜗杆传动1560圆柱齿轮传动35则原动机转速的可选范围为：nd'=2*45*3.5*nw=2624r/min2.3.3选择原动机根据电源、工作条件和载荷特点（Pd不小于978w，nd不小于设计过程D=576mm=0.25nw=8.33r/minPw=625wTw=720NmLh=96000h=0.639Pd'=978w结果2624r/min）及指导老师的推荐。优先选择Y系列三相异步电动机，根据上述限制条件，选用同步转速为3000 r/min，电动机的型号为Y802-2的电动机。其各项参数如下：额定功率：1.1KW；额定电压：380V；满载转速：2825r/min；额定转矩：2.2Nm；最大转矩：2.3Nm；质 量：17。2.3.4计算传动比和传动比分配总传动比：i总'=nmnw=28258.33=339分配各级传动比如下： i带=2； i蜗杆=53； i齿轮=3.2；则实际传动比为：i总=2*53