带式运输机上的单机蜗杆减速器

1、机械设计课程设计题目：带式运输机上的单机蜗杆减速器34学生姓名*机电一体化学 号 *1班 级 * 班 指导老师西安航空职业技术学院2011年11月课程设计（论文）任务书年级专业机电一体化学生姓名*学 号*1题目名称带式运输机上的单级蜗杆减速器设计时间第13周课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点实训楼七楼一、课程设计（论文）目的1.1 综合运用所学知识，进行设计实践 T巩固、加深和扩展。1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力T为以后的学习打基础。1.3 进行工程师的基本技能训练 T计算、绘图、运用资料。二、已知技术参数和条件2.1 技术参数：输送带的牵引力：6KN输送带速度：1.3 m/s

2、卷筒直径：400mm工作年限：10年2.2工作条件：每日两班制工作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差为土5%1-电动机2-联轴器3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带三、任务和要求3.1 绘制带式运输机上的单级蜗杆减速器装配图1张；标题栏符合机械制图国家标准；3.2 绘制零件工作图2张（齿轮和轴）；3.3 编写设计计算说明书 1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合西安航空职业技术学院 规范格式且用A4纸打印；3.4 图纸装订、说明书装订并装袋;四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1 机械设计教材4.2 机械设计课程设计指导书4.3 减速器图册4.4 减

3、速器实物；4.5 机械设计手册4.6 其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）0.52传动装置的总体设计0.53各级传动的主体设计计算14减速器装配图的设计和绘制15零件工作图的绘制16编写设计说明书17总计5六、教研室审批意见教研室主任（签字）：年月日七卜主管教学主任意见主管主任（签字）：年月日八、备注指导教师（签字）：学生（签字）：注：1.此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2.此表1式3份，学生、指导教师、教研室各 1份。目 录课程设计（论文）任务 21、系统总体方案设计61.1 电动机选择 61.2 传动装置运

4、动及动力参数计算 61.3 确定传动装置的总传动比及其分配 71.4 计算传动装置的运动及动力参数 72、传动零件的设计计算 72.1 选定蜗轮蜗杆类型、精度等级 材料及齿数 72.2 确定许用应力 82.3 接触强度设计92.4 校核蜗轮齿面接触强度 102.5 蜗轮齿根弯曲强度校核 112.6 蜗杆刚度校核112.6.1 蜗杆受力校核 112.6.2 蜗杆热平衡校核 123.轴的设计计算 123.1 蜗轮轴的设计与计算 123.1.1 列出轴上的功率，转速 转矩 133.1.2 求作用在蜗轮上的力 133.1.3 初步确定轴的最小直径 133.1.4 拟定轴上的零件装配方案 143.1.5

5、 校核轴的强度 153.2 蜗杆轴的设计与计算 173.2.1 蜗杆轴的部分计算数据 173.2.2 拟定轴上的零件装配方案 183.2.3 校核轴的强度 193.2.4 的选择 215蜗杆联轴器的选择 216滚筒轴承的选择 227箱体的设计及各部位附属零件的设计 228密封润滑 248.1 减速器蜗轮蜗杆的传动润滑方式 248.2 减速器轴承润滑方式 248.3 减速器密封装置的选择，通气孔类型249设计总结 25主要结果计算与说明1 .系统总体方案设计1.1 电动机选择根据工作要求和条件，选用一般用途的Y系列三相电动机, 结构形式为封闭结构。1.2 传动装置运动及动力参数计算稳定运转下工件

6、机主轴所需功率:FV_ 60001.31000 10000.95=8.2105kWPW = 8.2105kW工作机主轴转速为:n= 60 1000v = 60 1000 解3.14 400= 62.1019rminn=62.1019 r min工作机主轴上的转矩:T，9550 4105 9550 =1262.6067 N mT =1262.6067 N m62.1019如传动简图所示，初选联轴器为弹性柱销联轴器和凸缘联 轴器，滚动轴承为滚子轴承，闭式传动。弹性柱销联轴器：=0.99双滚子轴承：=0.99凸缘联轴器（刚性）：”=0.99滚筒及运输带效率：=0.96闭式蜗轮蜗杆的传动效率：n=0.

7、82 （双头闭式）所以，电动机至工件机主轴之间的总效率为：y = 0.96*0.99*0.99 *0.99*0.99*0.82=0.756所以电动机所需功率为：P =P =吧丝5 =i0.86kW0.756选取电动机的转速为n =1000 rmin，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 = 11 kW满载转速nm= 970rmin1. 3确定传动装置的总传动比及其分配总传动比i = nm= -970=15.6195nw 62.10191.4计算传动装置的运动及动力参数各轴转速:n1 = nm = 970 r min二媪二62.1019rmi

8、n各轴的输入功率:R=Pd 01 =10.86 0.99 =10.7514 kWP2 -P 12 -10.7514 0.82 0.99-8.728 kW电动机的输出转矩：Td =9550区=106.9206 N mnm各 轴 的 输 入 转 矩P10.7514T1 =9550 1 =9550105.8514 N mn1970同理T2 =1342.1876 N m2.传动零件的设计计算2.1选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数n =0.756Pd = 10.86 kWFed = 11kW7喘ini = 15.6195n1=nm=970 rminn1=62.1019Zmin2 =10.7514k

9、WP2 = 8.728kWTd =106.9206 N mT1 =105.8514 N mT2 = 1342.1876N mA）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8cGB10089-8C）材料选择。蜗杆用35CrMo表面淬火，硬度4550HRC 表面粗糙度Ra1.6pmi涡轮轮缘选用ZCuSnIOP俭属膜铸造。D）蜗轮蜗杆的传动比：970=15.6195 电16初选蜗62.1019i =15.6195 ： 16Zi = 2Z2=i Zi=322二HP =300 N / mmVs = 3 m/ si 二 IZi= 2杆头数Z2 = i

10、Z = 32蜗轮齿数：、HP 二二 HP ZvsZn2.2 确定许用应力查表得：- hp = 300 N / mm2查表得：Vs=3m/s查表得：采用油浸润滑，得滑动速度影响系数Zvs = 0.95 o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（hjLh=60 62.1019 1 300 16 4 0.4N1= 2.862 107ZN = 0.93Xn = 0.73= 2.862 107查表得：Zn = 0.93Xn = 0.73二HP =二HP ZVSZN =300 0.95 0.93 = 265

11、.05 N / mm2力 一 2% =265.05 N/ mmrW图00(CTHPZ2 j2KT22.3 接触强度设计查表得：K =1.2涡轮轴的转矩为:T2 =1344.83 N m丁 9550 Pi9550 10.7514 0.83 0.98T2 - 1344.83 N m62.1019n2代入接触强度设计公式，可得m2d1/典 12KT2_HPZ215000265.05 321.2 1344.83_3= 5051.67 mmm= 8 mm,d1 = 80mm查表得，接近于 m2d1= 5051.67mm3 的是5000 mm3 ,相应m = 8 mm,d1 = 80mm。查表得，按i=

12、16,Z1= 2,Z2= 32,x2= - 0.5,a= 160mm, g= 12计算可得蜗轮分度圆直径d2 = mZ2 = 8 32 = 256mmd2 = 256mm导程角二12实际传动比Z 2=16Z2i = 一 = 16蜗轮轴实际转速Z1=in1 = 15520 r / minZ1r)2 = in1 = 15520r / min, mZ1=arctan 12蜗轮实际圆周速度v2 = 60cx = 259.908V2 = 259.908滑移速度二 d1 n160000cos:4.67 m/svs 4 4.67m/s查表得传动效率其中,量摩擦角1 = 0.92tan =0.92油损2 =0

13、.96轴承效率3 =0.98l:-0.86552.4校核蜗轮齿面接触强度W123M0.92 0.96 0.98=0.8655查表得，齿面接触强度验算公式9400T2:d2KaKvKhp查表有Ze = 1552 m查表使用系数KA= 0.9载荷分布系数Kb=1载荷系数Kv = 1.1T2 =955010.7514 0.83 0.98 =1344.830962.1019丁2 = 1344.8309/p =262.26 N mm2当 Vs = 3.2264时,查图得Zvs = 0.94 , 则 ；HP - ； HP Zvs Zn =300 0.94 0.93=262.26N mm2将上述数据代入齿面

14、接触强度验算公式二 H - ZE9400T2d1d2KAK .Kv =155，9400 1344.830980 25620.9父1.1父1 =240 N/m2262m226 N mm22m : _- -240 N一：.262.26 N mm22.5 蜗轮齿根弯曲强度校核验算公式666T2KaKvK：d1d2m按Zv2Z23233 . _cos cos 12= 40.04Zv2 = 40.04由已确定的x2=-0.5查表得Yfs = 8.55Yb = 1-g= 0.9120 二 FP =51.1N m3666 1344.8 0.9 1 1.163 256 88.55 0.9 = 41.644 :

15、二 FP；F =41.644 ：: :FP经校核，可以确定a = 160 mm Z2 = 32mm x2 = - 0.5乙=2 ,查表有：齿形角 a = 20? , d1 = 80 mm , d2 = 256mm。2.6 蜗杆刚度校核2.6.1 蜗杆受力校核蜗杆受力校核公式:-，Ft12Fr12 l348EI一 ly 1 mmFt1 = 246.25 NF.1 = 963.16N径向力 Fr1 = 963.16N_5_E =3.它 105 MPa_ 5_E =3.1 10 MPa其中，圆周力Ft1 = 2T1 = 246.25d1,44I Jdf1 =34 60.8 mm=670446.3mm

16、46464l =0.9d2 =0.9 256 = 230.4mmd180y= = = 0.0810001000代入上述数据，得670446.3mm4230.4mm=0.080.00345 y速鲤岑逐鱼56)3 =0.00345y,符合安48 3.1 105 670446.3全要求。2.6.2 蜗杆热平衡校核=10.7514kW蜗杆传动的热平衡校核公式:其中，蜗杆传递的名义功率P1= 10.7514kW蜗杆传动的总效率h= 0.82箱体散热系数（W/m2 七），ks=8.717.5W/m2，C ,取ks -16W m2 C箱体散热面积A 2.8m2周围空气的温度t0 = 20 C一、一一一 ，

17、0润滑油工作温度的许用值一般取60 70 C ,取t= 65 C代入上述数据，得“ 1000 10.7514(1-0.82)t = 20)16 2.8=63.1976则，符合要求63.1976 三t3.轴的设计计算3.1 蜗轮轴的设计与计算3.1.1 列出轴上的功率，转速，转矩P2 = 8.816kWP2 =P M0.821 = 8.816kWn2= m= 62.102 rminT2 -1342.18766N mn2.nm= 62.102 r iT2 =1342.18766min m3.1.2求作用在蜗轮上的力圆周力2T1Ft =1 = 2646.25 NdFt =巴=2646.25 Nd1F

18、r = 963.16N径向力Fr = Ft tan =963.16 N轴向力2TFa= 2T2= 10400Nd23.1.3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Fa = 10400Nd minnl2二A3p2 =57.387 mmdmin = 57.387 mr力学数据如下:二 650 MPa =360 MPa二二270 MPa1二155 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TcaKAT2 -1.5 1342.1876-2013.2814N mTa =2013.2814

19、N m ca轴孔长度L = 142 mm ,dl 1 = 50 mm3.1.4 拟定轴上的零件装配方案6图i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，叫轴段右端需制出一 轴肩，所以取dui=70mm,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 7212。轴承尺 寸 d*D*B = 80 mm*140 mm*26 mm , a = 22.4 mm。所以d 3 = 80mm。取安装蜗轮处直径为d 4 = 85mm,轴套直 径为 dL5 =d 4+2M0.07d4 =97 mm。B）确定轴各段的长度。因为联轴器中Li = 107

20、mm,所以 轴11段的长度为Lx 107mm；取轴段12的长度为 彳2= a+ 46= 22.4+ 46= 68.4mm;根据轴承型号可得轴段L 3 = 26+ 15+ 5= 46 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78 mm所以轴段14的长度为L 4 = 78 mm ;轮毂左侧轴段15长度为L 5 = 26+ 5+ 15= 46 mm ,dL 3 = 80mmdL 4 = 85mmdL 5 = 97 mmL 1 = 107mmL 2 = 68.4 mmL 3 = 46 mmL 4 = 78 mmL 5 = 4

21、6 mmC）综上所述轴的总长度为L = 345.4 mmL = 26+ 5+ 15+ 78+ 15+ 5+ 26+ 22.4+ 46+ 107= 345.4mm支承跨度为l = 144 mm,26, c ,26 ,l =+ 5+ 15 + 78 + 15+ 5+ =144 mm223.1.5 校核轴的强度(a)计算简图(c)(d)(f)A年B %f /一c1%Mg山-I IMc2T .J.卜r_ wrTirTTTTTTTTTtttt水平面内弯矩图垂直面内弯矩图合成弯矩图扭矩图当量弯矩图图2A)绘制轴的计算简图2 (a)。B)绘制水平面内弯矩2 (b)。两支承端的约束反力为FhA = FhB-

22、Ft2 = - 2646.25 = - 1323.125 N截面C处的弯矩为Mhe =F0.144= -1323.12595.265 N m2MheC)绘制垂直面内弯矩图2 (c)两支承端的约束反力为Fr2Fa2d22 2l963.16 -1.04x104 2x144= 9726.024N匚Fr2Fa2d2FVB 二2 2l型十卫*2 144=8762.864N截面C左侧的弯矩为M VC2=FVA ； = 9726.024 0.072 = 700.273 N m=FVB 1 = T762.86 0.072 = 630.9262 N m 2Mvc1M Ve2D)绘制合成弯矩图2 (d)。截面C左

23、侧的合成弯矩为MeiMhe2+ Mve1295.265) + (700.2737) = 706.72N?Mei截面C右侧的合成弯矩为M C2M he Mve24-95.265)2 +(-630.9262f =638.08NMe2 m=FhB 1323.125 N= _95.265N m=9726.024 N:-8762.864 N= 700.273 N m= 630.9262 N m=706.72N m= 638.08 N mE)绘制扭矩图2 (e)。蜗轮与联轴器之间的扭矩为_p28.816T =9550 p2 =9550 1355.72N mn262.102F）绘制当量弯矩图2 （f）。因为

24、轴为单向转动，所以扭矩为脉动循环，折合系数口电0.6 ,危险截面C处的弯矩为可得T =1355.72N m2-j2-M rc =1033.83 N，mMrC =1MC22+(aT ) =J638.0P+(0.6x1355.718) =1033.83N mG）计算危险截面C处满足强度要求的轴径由公式_ _ 22“ Mr JM 3T mJW 0.1d3,M rC 033.83 103d _ 33mm = 33.705mm0.10.1 270由于C处有键梢，故将轴径加大5%即33.705mmM1.05 = 35.3902mm。而结构设计简图中，该处的轴径为dj= 85mm ,故强度足够。H）绘制轴的

25、工作图3.2蜗杆轴的设计与计算图335.3902mmdL 4 = 85mm3.2.1蜗杆轴的部分计算数据所设计蜗杆头数为2,尸=12口，d1= 80mm, 41 =% =a =20%其中心为蜗杆轴向压力角，为轴向参数，t为端面参数。可得q = di=8=10m 8tan ；YZ二 diZiPxi _ 乙m _ Zi二 d1d1 qPx1tan d1乙tan123. 14 402-26.6973.2.2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，叫轴段左端需制出一 轴肩，所以取du 2= 55mm,因轴承也要安装在系轴段上，选取 轴承为角接触滚子

26、轴承型号为 （GBT297-1994 7212C）轴承尺 寸d * D* B = 80mm*140 mm*26 mm , a = 22.4mm所以 dL 3 = 80mm。蜗杆的分度圆d1 = 80mm所以取轴段H 4的直径为 d|_4 = 80mm ,蜗杆的齿顶圆直径为 dd1 = dI + 2m =80 + 2父8 = 96mm B）确定轴各段的长度。因为联轴器中L = 107mm,所以轴11段 的长度为LL1 = 107mm ; 取轴段12的长度为 L2 = a+ 46= 22.4+ 46= 68.4mm ; 根据轴承型号可得轴段 L 3 = 26+ 15+ 5= 46 mm （取蜗轮端

27、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14的长度为 工=110mm;轮毂左侧轴段15长度为LI = 30mm,轴承连接处长 45度 LI6 = 46mm。C）综上所述轴的总长度为L = 107+ 68.4+ 46+ 110+ 30= 361.4mm支承跨度为q = 10Px1= 26.697dL 2 = 55mmdL 3 = 80mmdi = 80mm 4dd1 = 96mmL = 107 mmL 2 = 68.4mmL 3 = 46mmLk = 30mm 15L 4 = 110mmLI = 46mmI6L =

28、 361.4mm 26226l = 144mml = + 5+15+ 78+ 15+ 5+ = 144 mm223.2.3校核轴的强度/、(a)计算简图(c)(d)(e)水平面内弯矩图rrrfTTr垂直面内弯矩图合成弯矩图扭矩图当量弯斯图rQMbC息。JTn IrnTrnTT-r.-_lJC两支承端的约束反力为FhA = F hBFa22646.25=1323.125 N2FhA= FhB = 1323.125N截面C处的弯矩为Mhc =95.265N ml0.144MhC =FhA1323.125-95.265 N mhC hA 22C)绘制垂直面内弯矩图4 (c)。两支承端的约束反力为Fr

29、1 , Ft1dl963.16 , 1.04父104乂8012 2l2 144= 3370.47NFVA= 3370.47NFr1Ft1d1 =963.161.04 104 80-2407.31N2 2l2 144Fvb = - 2407.31 N截面C左侧的弯矩为. L l 0.144.M vci - Fva33370.46889N m22l0.144MVC2=FVB =-2407.30889173.33N m22D)绘制合成弯矩图4 (d)。截面C左侧的合成弯矩为M ci = Mhc2 +Mvci2 =95.265+(242.67367)2 = 260.70N .截面C右侧的合成弯矩为M

30、C2 = jMhc2 +MVC22 = (95.265) +(-173.32624f = 197.78 NE)绘制扭矩图4 (e)。 蜗杆与联轴器之间的扭矩为P210.7514T =9550 2 =9550105.85 N mn1970F)绘制当量弯矩图4 (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MrC = JmC22 +&T j = ,197.782 +(0.6父105.85)2 = 207.73N mG)计算危险截面C处满足强度要求的轴径由公式a M:应五Lb r一 3一 一 W 0.1d3MVC2 - -173.33N mmMC1 =260

31、.70N m C ImC2 =197.78N mT =105.85N mMrC =207.73N md _ 19.7413dL 4 = 85mmTa =158.78 N m car/曰M rC- 207.73-103可得 d 至 31 =3mm = 19.7413 mm1,0.1 l810箱盖凸缘厚度1.5 6116.5箱座凸缘厚度b1.5 a15箱座第底凸缘厚度B22.5 a27.5地脚螺钉直径df0.036a+12M20地脚螺钉数目n=250 时，n=44轴承旁联结螺栓直径di0.75 d fM16盖与座联结螺栓直径d2(0.5-0.6) d fM10联结螺栓d2间距T150-200150

32、轴承端盖螺钉直径D3(0.4-0.5)d fM8视孔盖螺钉直径D4(0.3-0.4) d fM6定位销直径d(0.7-0.8) d f*10df ,d1,d2至外箱壁距离Ci22、 15、 8df 02至凸缘边缘距离C218、10轴承旁凸台半径Ri20凸台高度hC245外箱壁至轴承座端面距离liC1 +C2+(5-10)40铸造过渡尺寸x,yx=3,y=15 r=5蜗轮顶圆与内箱壁距离&1.2 612蜗轮轮毂端面与内壁距离J八15箱盖、箱座肋厚m, mm % 0.85 6 , m=0.85 31m=12, m=12轴承端盖外径D2D+(5-5.5)d 3110轴承旁联结螺栓距离SSD287螺栓直 径M8M10M12M16M20M24M30C1 min13161822263440C2min