机械设计课程设计带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计

攀枝花学院本科课程设计（论文）带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计学生姓名学生学号院（系）机电工程学院年级专业200级指导教师助理指导教师二一一年月机械课程设计说明书目录机械设计课程设计说明书错误未定义书签。目录21设计题目22传动简图23原始数据24设计工作量要求25传动装置的总体设计251拟定传动方案252选择电动机353确定传动装置的总传动比及其分配454计算传动装置的运动及动力参数错误未定义书签。6传动零件的设计计算错误未定义书签。61选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数462确定许用应力563接触强度设计564校核蜗轮齿面接触强度765蜗轮齿根弯曲强度校核766蜗杆刚度校核87轴的设计计算971蜗轮轴的设计与计算972蜗杆轴的设计与计算138滚筒轴承的选择179蜗杆联轴器选择1710润滑剂的选择1811箱体的选择1812设计小结1913参考资料211设计题目带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计2前言21题目分析采用联轴器将蜗杆和电动机相连，采用蜗杆下置式，因为蜗杆的具有减速的作用，因此将蜗杆通过联轴器与带轮连接，从而将电动机的转速通过蜗杆减速器传到带轮上，驱动带轮运动，从而传递载荷。22传动简图23原始数据已知条件带拉力F2300N带速度V11M/S转速误差为5滚筒直径D570MM设计使用期限8年（每年工作日300天），两班制工作单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年减速器由一般规模厂中小批量生产。24设计工作量要求要求装配图（0或1号）（11）一张，低速级齿轮与轴，箱体或箱盖（共3张零件图），设计说明书（60008000字，WORD）一份。传动简图（附后）25拟定传动方案采用一级蜗轮蜗杆减速器，优点是传动比较大，结构紧凑，传动平稳，噪音小，适合于繁重及恶劣条件下长期工作。缺点是效率低，发热量较大，不适合于传递较大功率。3电动机的选择计算过程及说明结果31电动机的类型的选择电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机32电动机功率的选择工作机所需要的有效功率为230011/1000253KW10/FVPW工作机主轴转速为3687R/MINWN57014366DV工作机主轴上的转矩MNNPT3168692950为了计算电动机所需要的有效功率DP，先要确定从电动机到工作机之间的总效率，设1234,分别为联轴器,蜗杆涡轮传动效率,轴承效率，滚筒的效率查得0990830980951234则传动装置的总效率为07274321联轴器，2蜗杆蜗轮，3滚动轴承滚筒4所以电动机所需功率为253/0727348KWWDP选取电动机的额定功率为4KW33电动机的选择选择常用的同步转速为1500R/MIN和1000R/MIN两种。方案号电动机型号额定功率KW同步转速R/MIN满载转速R/MIN1Y112M44150014402Y132M1641000960由上表可知传动方案1虽然电动机的价格低，但总传动比大，为了能合理地分配传动比，使传动装置总效率0727选择Y132M16异步电动机P4KWN1440结构紧凑，决定选用方案2，即电动机型号为Y132M16。则选电动机的同步转速为N1000R/MIN电动机额定功率KWPED4电动机满载转速MIN960RN34确定传动装置的总传动比及其分配总传动比I260374WM873635计算传动装置的运动及动力参数各轴转速IN901RNMI87364212I各轴的输入功率KWPD452901P83834523212电动机的输出转矩MNNTMDD617490各轴的输入转矩P253511NNT84679022MIN/R4传动零件的设计计算计算过程及说明结果41选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数根据设计要求，减速器使用期限8年（每年工作日300天），两班制工作，单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年。转速误差为5，减速器由一般规模厂中小批量生产。由此，推荐采用渐开线蜗杆（ZI），考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢；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4555HRC。蜗轮用蜗杆用45号钢蜗轮用铸锡磷青铜铸锡磷青铜ZCUSN10P1。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。蜗轮蜗杆的传动比2603742683921NI42按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲强度。传动中心距由式322ZKTA421确定作用在蜗轮上的转矩T2按蜗杆头数计算，则21Z涡轮轴的转矩T2为MNNPT530787365909502312422确定载荷系数K因运输机工作平稳，故取载荷分布不均匀系数1；由于空载起动，固选取使用系数1；由于转速A不高，冲击不大，可取动载荷系数为11V则1AVK423确定弹性影响的系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故EZ2160MP。K11424确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径1D和传动中心距A的比值035,AD1可查得92425确定许用接触应力H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45HRC，查得蜗轮的基本许用应力268MPA。/应力循环次数N60J10724958302873610LNH寿命系数为0765387495HNK则/MPA75413806426计算中心距MA06918530712取中心距A200MM，因I26，固从表中取M63蜗杆分度圆直径MD631这时0325,查得接触系数287，因为3687R/MIN选用YL11型联轴器,选用轴孔直径50MM，DMIN，取最小轴孔直径为50MM，固取。MD56AX5021该半联轴器长度229MM,半联轴器轴孔长度L112MM,0L与轴配合的毂孔长度84MM,选用YL11型联轴器能满1足要求。52轴的结构设计521、拟定轴上的零件的装配方案因为轴上零件只有一个蜗轮，则应将蜗轮放在两轴承的中间，如此轴的受力比较合理。522、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度5221为了满足半联轴器的轴向定位要求，12轴段右端需制出一轴肩，故取,左端用轴端挡圈MD5732定位，按轴端直径取挡圈直径D60MM。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半L841联轴器上而不压在轴的端面上，故12段的长度应比略短一些，现取。1LML21523、初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游MD5732隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30212，其尺寸为，则，所以MTD7523106ML75,2387可取。右端滚动轴承采用轴肩进行轴D8743向定位。由标准查得30212型轴承的定位轴肩高度9MM，因此。M697524、取安装齿轮处的轴段45的直径；MD7054齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度25MM，故取。齿轮ML7654的右端采用轴肩定位，轴肩高度H007D，取H49MM，则轴环处的直径。轴环宽度B14H，取MD87965。ML865525、轴承端盖的总宽度为25MM（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离，故取。ML25ML5032526、取齿轮距箱体内壁之距A16MM，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S8MM，已知滚动轴承宽度T2375MM，因为此轴上只有一个零件，而且并没有其他零件在任何位置对轴的长度造成影响，则蜗轮应位于中心位置，所以ML7514353、轴上零件的周向定位蜗轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按蜗轮用A型平键，按,查手册得A型平键截ML7654面，键槽用键槽铣刀加工，长为MHB12070MM，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选取蜗轮轮毂与轴的配合为H7/N6；半联轴器与轴的联接，用C型平键为，半联轴器与轴MHB914的配合为H7/K6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6。54、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径均为O4522MM。55、校核551求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取A值。对于型圆锥滚子轴承，查得A223MM。因此,作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的简图作出轴的弯矩ML91304562图和扭矩图如下图所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的结果列于下表12载荷水平面H垂直面V支反力FNNH8421731NFV01964821弯矩MMNH94016MNMVV9716821总弯矩71N982扭矩TMT60552、按弯扭合成应力来校核轴的强度进行校核时，通常只是校核轴上受最大弯矩和扭矩（即危险截面C）的强度。MPAWTMCA79163409619722221轴的抗弯截面系数取343005312D前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，查得60MPA。因此1故此轴的各项要求是安全1CA的。因为此轴不是特别重要的，所以此轴不需要进行精、确校核轴的疲劳强度。6蜗杆轴的设计计算过程及说明结果61轴的材料选择，确定许用应力。考虑减速器为普通蜗杆减速器传动装置，轴主要传递蜗杆的转矩，选取轴的的材料为45钢，淬火处理，按钮转强度，初步估计轴的最小直径。MNPCD60179452313NT27462确定各轴段直径查表可知，选用YL5联轴器，标准孔径为D28MM,联轴器轴孔长度L44MM621轴的结构设计从轴端起开始逐段选取轴段直径，MD281起固定作用，定位轴肩高度为（007D），因此2D931因为此处要按装毛毡圈，所以取标准直径30M2DM,与轴承配合，而且应大于，要求同时承受径向3D2D力和轴向力，所以选用角接触球轴承7007AC,所以35MM,起轴肩定位，H007，因此40MM,3434D40MM,段装轴承,所以35MM,取蜗杆4D67DD75齿顶圆直径，因此756MM。5622确定各段轴的长度取联轴器的长度为44MM,1L是安装端盖的长度，取40MM2是安装轴承的，固取轴承宽度为14MM3和为了时蜗杆和涡轮正确啮合取为138MM4L6也是安装轴承的取为14MM7为蜗杆轴向齿宽为110MM5定出轴的跨度为L400MM4L653轴的总长度M9863校核轴的强度绘图略查的角接触球轴承A183MM。因此,作为简支梁的轴的支承跨距ML437182两支承端的约束反力为NFARHR07542021截面中心处的弯矩为MLFMRHR654102870541当其为竖直面内分解是两支承端的约束反力为NFRVRV47121NR43723836895672截面C左侧的弯矩为MNLFMRV243891RC1652截面左侧的合成弯矩为MNVCRHC81079236541022211截面右侧的合成弯矩为MVCRHC22222蜗杆与联轴器之间的扭矩为MNNPT273496059501因为轴为单向转动，所以扭矩为脉动循环，折合系数，危险截面C处的弯矩为60MNTMCR031723460817222计算危险截面C处满足强度要求的轴径由公式13220DTWRR可得MMDRC603607133由于中心处有键槽，故将轴径加大5，即。而结构设计简图中，该处的M320563轴径为，故强度足够。D17、轴承的验算计算过程及说明结果71蜗轮轴承的验算71,1两轴承承受的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面，如右图NFVR01791R3482将轴系部件受到的空间力系分解为水平面，如上图NFHRR8421731VR2562RR7322查轴承的有关系数E04,Y15。则轴承的派生力为NYFRD4178521RD32因为1被放松，2被压紧则轴向当量荷为NFDA41785123271,2算轴承寿命因为EFRA3024561781RA2查出径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承101YX对轴承25422因轴承运转中有冲击载荷，查得取。812PF则51PFNFYXPAR36541FRP789222因为，所以按轴承2的受力大小验算（由前结1果得HLH4/083HNPCH4360152761选轴承可满足寿命要求。71,3蜗杆轴承校核由于蜗杆轴的轴向力太大,选用的是角接触球轴承配,在此就不对其进行精确校核。P135347825794788、键的验算计算过程及说明结果81蜗轮轴上的键验算由前面轴的设计得出的轴上键的选择为蜗轮周向定位的键为A型平键规格为，半联轴MLHB70142器周向定位为C型平键为。89查得平键的验算公式为33210PTPKLD键、轴材料为钢，轮毂的材料是铸铁，铸铁的许用压力较小。查得铸铁许用挤压力5060MPA，取其平P均值。A型键的工作长度70MPAP5BLL2050MM，键与轮毂槽的接触高度7MM。由以HK50上公式可得MPAKLDTP259705846221133可见，A型平键不符合要求，于是用两个键。对于半联轴器的C型平键盘，键、轴和半联轴器材料都为钢，查得钢的许作挤压应力，取其MPAP120平均值。C型键的工作长度MPAP10，键与轮毂槽的接触高度MBLL738245MM。由以上公式可得HK50MPAKLDTP3850734862113A型平键不符合要求因此用双键C型平键符合要求可见，C型平键符合要求。9、润滑的选择计算过程及说明结果91润滑油的选择和润滑方式由前已计算出蜗杆传动的相对滑动速度SMNDVS/293COS1查得润滑方式用油池润滑，油的运动粘度为350。查得油的粘度等级为320（GB/T149061994）润滑油选粘度等级为32010、蜗杆传动的热平衡计算计算过程及说明结果101蜗杆传动的热平衡计算蜗杆传动由于效低，所以工作时发热量大。在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑稀释，从而增大磨擦损失，甚至发生胶合。所以，必须根据单位时间内的发热量和同时间内的散热量平稳衡，以保证油温稳定地处于规定的范围内。查得以下计算公式。CSPATD75321780453021050因为，所以不需要加散热装置。80T11、箱体及附件的结构设计。计算过程及说明结果111箱体的大体结构设计名称符号蜗杆减速器尺寸（MM）机座壁厚11机盖壁厚1935机座凸缘厚度B165机盖凸缘厚度117机座底凸缘厚度2275地脚螺钉直径FD20地脚螺钉数目N4轴承旁联结螺栓直径1D15机盖与机座联210结螺栓直径联接螺栓的2D间距L150轴承端盖螺钉直径3D8窥视孔盖螺钉直径46定位销直径D7、至FD12外机壁距离1C26，22,16、至F1D2凸缘边缘距离224,20,14轴承旁凸台半径1R24凸台高度H外机壁至轴承座端面距离1L8121C2大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内机壁距离1132齿轮端面与内机壁距离211机盖机座座肋厚M,19,81M轴承端盖外径2D轴承端盖凸缘厚度T88轴承旁联接螺栓距离S2D12设计小结课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。“千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义。这次的题目是“带式运输机上的单级蜗杆减速器”的设计，虽然看似拿到的设计题目很简单，但是真正操作起来，才发现有很多的细节和知识我们并没有掌握。说实话，做课程设计真的有点繁琐和劳累。在把握整体设计思路的同时，又要为细节的设计而前瞻后顾。比如我们组一开始在确定传动比时，就因为电动机还没确定、蜗轮蜗杆分度圆直径也没确定的情况下犯了不小的疑虑，不知道该如何下手。并且，经验公式和第一标准的使用也为设计带来了一定的自由空间，但是已经习惯使用精确公式的我们却不敢一下子就接受经验公式和众多的第一标准。而且，前期的计算工作也需要不怕劳累和辛苦，有的时候可能要在教室待上一天，参考很多本机械设计参考书和手册，才能顺利计算出一部分数据，真的很