机械设计课程设计说明书-带式运输机上的单级蜗杆减速器设计

1、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： -1-1设计题目： -2-2传动简图： -2-3原始数据 -2-4设计工作量要求 -2-5传动装置的总体设计 -2-5.1拟定传动方案 -2-5.2选择电动机 -3-5.3确定传动装置的总传动比及其分配 -4-5.4计算传动装置的运动及动力参数 -4-6传动零件的设计计算 -4-6.1选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数 -4-6.2确定许用应力 -5-6.3接触强度设计 -5-6.4校核蜗轮齿面接触强度 -7-6.5蜗轮齿根弯曲强度校核 -7-6.6蜗杆刚度校核-8-7轴的设计计算 -9-7.1蜗轮轴的设计与计算

2、 -9-7.2蜗杆轴的设计与计算 -13-8滚筒轴承的选择 -17-9蜗杆联轴器选择 -17-10润滑剂的选择 -18-11箱体的选择 -18-12设计小结 -19-13参考资料 -21-1设计题目带式运输机上的单级蜗杆减速器2传动简图1-电动机2-联轴器3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带图13原始数据已知条件：运输带工作拉力F=3.2kN;运输带工作速度v=0.8m/s （允 许运输带速度误差为士 5%；滚筒直径D=335mm两班制，连续单向运转， 载荷较平稳。环境最高温度 350C;小批量生产。4设计工作量要求每个同学独立完成减速器装配图1张，零件工作图1张（从动轴）， 设计说明书1份

3、。5传动装置的总体设计5.1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,不适合于传递大功率5.2选择电动机计算和说明结果稳定运转下工件机主轴所需功率：厂FV3200 * 0.8 c1Xfl/P = 2 560 kW国10001000工作机主轴转速为：60*1000v60*1000*0.8 r /n = 45.6317.兀 D3.14*335/min工作机主轴上的转矩：丁 P * 95502.560* 9550K1T - -535.768 N mn45.6317如传动简图所示，初选联轴器为弹性柱销联

4、轴器和凸缘联轴器，滚动轴承为滚子轴承，闭式传动。弹性柱销联轴器：口 =0.9925双滚子轴承：耳=0.98凸缘联轴器（刚性）:耳=1滚筒及运输带效率：=0.95闭式蜗轮蜗杆的传动效率:口 =0.83 （双头闭式）所以，电动机至工件机主轴之间的总效率为：n = 0.9925 * 0.95* 0.83* 0.98 * 0.98 * 0.98 * 0.98* 1=0.722P2 560所以电动机所需功率为：R- 3.546 kW0.722选取电动机的转速为n = 1000 r/）jn ，查机械设计手册，取电动机型号为Y132M1-6则所选取电动机部分性能如下：额定功率Ped=4kW满载转速口皿=96

5、0 殆命表15.3确定传动装置的总传动比及其分配总传动比丄兰 96021.0380nw 45.63175.4计算传动装置的运动及动力参数各轴转速：山=g =960nn = =960=45.6317 r/ .i121.0380min各轴的输入功率：R = Pd 01 =3.546*0.9925 =3.519 kWPn 二 R * 12 =3.519* 0.83* 0.98 =2.863 kW电动机的输出转矩：PdTd = 9550二=35.2753 N m nm各轴的输入转矩：P3 519Ti - 9550- 9550*35.007 N mn960同理T = 599.181 N m6传动零件的设

6、计计算6.1选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数A）如图1所示，选用普通ZA圆柱蜗杆传动，有利于保障传动的平稳性；B）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8c GB10089-88；C）材料选择。蜗杆用35CrMo表面淬火，硬度4550HRC表面粗糙 度Ra1.6卩m涡轮轮缘选用ZCuSn10P金属膜铸造。D）蜗轮蜗杆的传动比：二 21 .038021ni960inn 45 .6317参考机械设计手册表35. 5-5，初选数据如下:初选蜗杆头数：Zi 二 2蜗轮齿数：Z2 二 i*Zi = 426.2确定许用应力二 HP 二； HP ZVSZN其中查机械设计手册表35.5-14 ,有查机

7、械设计手册图2二HP 二 220 N /mm35.5-2，有Vs =3 m/s再查机械设计手册图35.5-3，采用油浸润滑，得滑动速度影响系数Zvs =0.95。假定该设备使用寿命为 4年，每年工作300天，每班工作8小时，两班制，JC=40%工作环境温度为350C，则可求得齿轮应力循环次数N=6% jLh=60* 45.6317*1* 300*16 * 4* 0.4= 2.125* 107查机械设计手册图35. 5-4 得Zn =0.93XN =0.73则许用应力2 HP =HP ZvsZn =220* 0.95* 0.93 = 194.37 N/mm6.3接触强度设计z2o 、 15000

8、 m d1Ki KT 2WhpZ 2 )查机械设计基础确定K =1.2涡轮轴的转矩为：T_ 9550*P1 9550*3.519* 0.83* 0.9 599.046 Nmn245.6317代入接触强度设计公式，可得22(15000、mdd1 KT 21JHPZ2 丿(15000 Y=1*1.2* 599.046194.37*42 丿3= 2426.984 mm查机械设计手册表 35. 5-4，接近于 m d1 = 2426.984 mm 的是 2500 mm ，相应 m = 6.3 mm, d=63 mm。查机械设计手册表35. 5-6，按i = 20.5, Zi = 2, Z2 二 41,

9、 X2 0.5, a =160 mm, =11 18 36计算可得蜗轮分度圆直径d 2 二 mZ 2 =6.3* 41 二 258.3 mm导程角mZ 1二 arctan mZ =11 18 36 d1实际传动比Z2i20.5Z1蜗轮轴实际转速n2 = int = 46.8293 r/min蜗轮实际圆周速度二 d2n2v22 2 = 0.633060000滑移速度二 d1 ntvs二 3.2264 m/s ： 3.0 m/s60000 cos查机械设计手册表35. 5-3，得传动效率-123其中，量摩擦角凡=1 361tan0.87255tan - :v油损2 =0.96轴承效率3 =0.98

10、则=1 2 3 = 0.87255* 0.96* 0.98 = 0.8216.4校核蜗轮齿面接触强度查机械设计手册表35.5-10，齿面接触强度验算公式查表35.5-11,有查表3.5-12使用系数必；d1d9400!2心心2Ze “55Ka = 0.9载荷系数载荷分布系数Kv -1.1涡轮传递的实际转矩3.5193* 0.821 一T2 =9550*604.6445.6317当 Vs =3.2264 时，查图 35-5-3，得 Zvs.94,贝S 二hp =；hp*Zvs*Zn =220* 0.94* 0.93 =193.324 N . mm2将上述数据代入齿面接触强度验算公式9400T2

11、9400* 604 64/2;2二H =ZE22 * KaK ：Kv =1552 *0.9*1.1*1 =179.3133 N. mm2 ： 193.324 N mm2Hdp?2 63* 258.326.5蜗轮齿根弯曲强度校核查机械设计手册表35-5-10，得验算公式666T2KaKvK-：d1d2mfs 卩FPZv2台COS41=43.3614 cos 11.036由已确定的X20.5查机械设计手册图35-5-18，得Yfs =8.55YY： =10.908120 &cfp =51.1N. m363* 258.3* 6.3666*604.64*。.9*1*1.1 * 8.55* 0.908

12、= 30.189 c fp经校核，可以确定a =160 mm Z2=41 x -0.5乙=2 ,查机械设计手册表35-5-7，有：齿形角:.20，di=63 mm， d2 = 258.3 mm。6.6蜗杆刚度校核6.6.1蜗杆受力校核蜗杆受力校核公式:yU3y Jmm其中，圆周力Ft1 =药=1111.33 NdiI =0.9d2= 0.9* 258.3 =232.47 mm径向力 Fr1 =216.746 NE =3.1*105 MPa44I6464空14*47.88 mm257935.645 mm4yi= d1630.063 1000 1000代入上述数据，得y .弓 216.75(0.9

13、* 258.3)3 = 0.0037 ：yl，符合安全要求。48*3.1* 105* 257935.6456.6.2蜗杆热平衡校核蜗杆传动的热平衡校核公式:其中，蜗杆传递的名义功率pi =3519kW蜗杆传动的总效率=0.821箱体散热系数(W m2 C) , k8.717.5W m2 C，取 k13W m2 C2箱体散热面积A： 1.2m周围空气的温度t=20C润滑油工作温度的许用值一般取60 70 C ,取tl = 65C代入上述数据，得t = 20:竺込迴二60.378乞t，符合要求。 13*1.27轴的设计计算7.1蜗轮轴的设计与计算7.1.1列出轴上的功率，转速，转矩F2 = R*

14、0.821 =2.8991 kWn2 吟以6.8293 .T2 =604.64 N m7.1.2求作用在蜗轮上的力圆周力2T1Ft1 =1111.333 Nd1径向力Fr 二 Ft tan =216.746 N轴向力Fa 二耳=4681.688N d27.1.3初步确定轴的最小直径选取轴为45钢经调质处理，取A=110,则dmin =人寸匹 =43.4651 mm力学数据如下:匚 b = 650 MPacs =360 MPa:=270 MPa.j = 155 MPaE =2.15*105 MPa直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。由于转矩变化 较小，KA取1.5。联轴器计算转矩

15、G 二 KAT2 =1.5*604.64 =906.96 N m根据GB/T5843-1986,选用YL11型凸缘联轴器，其公称转矩为1000N m , 轴孔长度L=112mm , J =84mm，轴孔直径D = 50 mm ,故取di 50 mm。7.1.4拟定轴上的零件装配方案图3根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A）为满足联轴器的轴向定位要求，匚轴段右端需制出一轴肩，所以取dn/50mm，因轴承也要安装在系轴段上，选取轴承为角接触滚子轴承 型号为（GBT297-1994 7212C 轴承尺寸 d * D * B = 60 mm*110 mm* 22 mm , a = 22.4 mm

16、。所以di 3=60亦。取安装蜗轮处直径为di 4=65亦，轴套直径为di 5 二di 42*0.07di 4 =75 mm。B）确定轴各段的长度。因为联轴器中 J=84mm，所以轴11段的长度为.=84 mm ;取轴段12的长度为Lia 46 =22.4 46 =68.4 mm ;根据轴承型号可得轴段Li彳=22 15 5 =42 mm （取蜗轮端面距箱体内壁的间距为15 mm轴承端面距箱体内壁的间距为 5 mm；由安装蜗轮处轴承直径可得轮 毂宽度为78 mm所以轴段i4的长度为Li 4 =78 mm ；轮毂左侧轴段长度 为 Li5 =22 5 15 =42 mm ,C）综上所述轴的总长度为

17、L =22 5 15 78 15 5 22 22.4 46 84 二 314.4 mm支承跨度为2222l5 15 78 15 5140 mm227.1.5校核轴的强度A) 绘制轴的计算简图，如图4 (a)B) 绘制水平面内弯矩，如图4 (b)两支承端的约束反力为FhA = FhB-Ft2111.33 - -555.665 N截面C处的弯矩为1M he 二 FhA555.665*20140 = -38.90 N mC)绘制垂直面内弯矩图，如图4（ c）两支承端的约束反力为Fr22F a2d22l玉込聾1輕空片4427.230N、22 40丿Fr2F a2d22 2l竺竺.泄驻口空一210.48

18、4 N22 140截面C左侧的弯矩为M vci二 Fva* =309.906 NMvc2 = F/b -294.734 N m2D) 绘制合成弯矩图，如图4( d)截面C左侧的合成弯矩为Mei =Mhc2+M/ci2 =J(-38.90 行(309.906 丫 =312.338 N m截面C右侧的合成弯矩为MC2 = . MhC2 MVC22 =3厂38.90 2-294.734 2 =297.290 N mE) 绘制扭矩图，如图4( e)。蜗轮与联轴器之间的扭矩为T =9550 旦=95502.836592.1 N mn245.6317F) 绘制当量弯矩图，如图4 (f)因为轴为单向转动，所

19、以扭矩为脉动循环，折合系数:0.6，危险截 面C处的弯矩为MrC = . MC22：T 2 二.297.29020.6*592.1 463.290 N mG) 计算危险截面C处满足强度要求的轴径由公式.=Mr =卸2+9盯勇_ r31W0.1d3可得、1 MrCJ463.290* 103“d -33mm 二 25.793mm0.1*4V 0.1*270由于C处有键槽，故将轴径加大5%即25.793mm*1.05 = 27.082mm。而结构设计简图中，该处的轴径为dl4 =65mm ,故强度足够H）绘制轴的工作图（见图纸）7.2蜗杆轴的设计与计算图57.2.1蜗杆轴的部分计算数据所设计蜗杆头数

20、为2, 1836, di=63mm ,:酹i220 ,其中爲i为蜗杆轴向压力角，:为轴向参数，t为端面参数。di636.3-10可得tanYz-:d1ZiPxiZ1 mZ:d1d1qPX1tan 二d1Z1tan 11.036*3.14*632=19.2917.2.2拟定轴上的零件装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A）为满足联轴器的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，所以取dn2 = 55mm，因轴承也要安装在系轴段上，选取轴承为角接触滚子轴承 型号为（GBT297-1994 7212C）轴承尺寸 d * D* 60 mm*110 mm* 22 mm， a = 22.4 mm 所

21、以 dn 3 二 60mm。蜗杆的分度圆d63mm所以取轴段n 4的直径为=63mm，蜗杆的齿顶圆直径为 ddd1 2m =63 2 10 =83mmB）确定轴各段的长度。因为联轴器中 J=84mm，所以轴段的长度为L打=84 mm ;取轴段【2的长度为-a 4 22.4 46二68.4 mm ;根据轴承 型号可得轴段Li3 =22 - 15 - 5=42 mm (取蜗轮端面距箱体内壁的间距为15mm轴承端面距箱体内壁的间距为5 mm；由安装蜗轮处轴承直径可得轮毂宽度为110 mm所以轴段【4的长度为Li IIOmm ；轮毂左侧轴段15长度 为L15 =30mm,轴承连接处长度=42mm。C)

22、 综上所述轴的总长度为L =84 68.4 42 110 30 =334.4 mm支承跨度为2222l5 15 78 15 5140 mm227.2.3校核轴的强度A) 绘制轴的计算简图，如图6 (a)。B) 绘制水平面内弯矩，如图6 (b)。两支承端的约束反力为Fa2 1111.33MFhA =FhB555.665 N2 2截面C处的弯矩为1 0 222MhC =FhA 555.665*61.68 N m2 2C) 绘制垂直面内弯矩图，如图6 ( C)。两支承端的约束反力为F1 4216.746 +4681.688 住3 =1161 75N22lI22 40丿F1 _血=(空込 468168

23、,63L -945 01 N22li22 40.丿(a)(b)(c)(d)(e)(f)截面C左侧的弯矩为1MVci =Fva128.95N m2蜗杆与联轴器之间的扭矩为P3 519T =9550=955035.01 N mn2960F）绘制当量弯矩图，如图6 （f）。因为轴为单向转动，所以扭矩为脉动循环，折合系数:：0.6，危险截面C处的弯矩为2 2 1 2 2MrC= Mc2 - T =121.690.6* 35.01= 12349 N mG）计算危险截面C处满足强度要求的轴径由公式Mr M 2: T 23W 0.1d3可得d忻瑜需mm = 16.60 mm由于C处有键槽，故将轴径加大5%即

24、16.60mm*1.05= 17.43mm。而结 构设计简图中，该处的轴径为 d】4二65mm，故强度足够H）绘制轴的工作图（见图纸）。8滚筒轴承的选择由于滚筒处的轴承主要承受径向载荷，因此采用深沟球轴承，结构简单，使用方便。因此选用 60000 GB/T276 1994型轴承。9蜗杆联轴器的选择由于转矩变化不大，故选用弹性套柱销联轴器。取Ka=5，则转矩为G 二 KaE =1.5*35.007 =52.5105 N m根据GB/T 43231984, TL4,确定额定公称转矩T=63Nm。应选用的联轴器尺寸为：L38 mm, 52 mm。主动端为Z型轴孔，C型键槽，4 =20 mm, J =

25、38 mm从动端为J型轴孔，B型键槽，d2 =22 mm. =38 mm。10润滑剂的选择查机械设计（第二版）（曹士鑫 主编 高等教育出版社1996）, 对于要求精度不高的设备，采用普通齿轮油润滑。速度因子上=$604.64 153.768vi a ni 160 * 960上式中T2蜗轮传递的名义转矩（N m）；n1蜗杆的转速（r /min）a蜗杆传动的中心距（mm）选取蜗轮蜗杆油（SH T0091991）为：L CKE32C轻载荷蜗轮蜗 杆油，粘度等级（GB/T14906-1994）320mm2/s，运动粘度 288 352 mm2/s 11箱体的选择名称代号尺寸备注底座壁厚箱盖壁厚底座上部

26、凸缘厚 度箱盖凸缘厚度底座下部凸缘厚 度轴承座连接螺栓 凸缘厚度吊环螺钉座凸缘 高度底座加强肋厚度箱底加强肋厚度地脚螺栓直径地脚螺栓数目轴承座连接螺栓 直径底座与箱盖连接 螺栓直径轴承盖固定螺钉直径视孔盖固定螺钉 直径吊环螺钉直径轴承盖螺钉分布 圆直径轴承座凸缘端面 直径螺栓孔凸缘的配 置尺寸地脚螺栓孔凸缘 的配置尺寸铸造壁相交部分 的尺寸箱体内壁与齿顶 圆的距离相体内壁与齿轮 端面的距离底座 深度底座咼度箱盖咼度联接螺栓d3的间距外箱壁至轴承座 端面距离轴承盖固定螺钉 孔深度轴承座连接螺栓 间的距离箱体内壁横向宽 度其他圆角表212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

27、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