链式运输机传动装置的蜗杆减速器设计说明书

1、攀枝花学院课程设计说明书机械设计课程设计钟吉东200810601195机械工程学院庁果程名称: 题目:学生姓名: 学号:年级/专业/班: 学院系）: 指导师:08级机制一班陈永强摘要机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高 等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复 习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课 程的理论，结合牛产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设 计方面的知识。据具体任务，完成了输送系统的减速器设计。设计内容包括传动系统总体方案的确定, 传动系统的

2、设计，重要零件的设计计算，以及箱体的结构设计和一些辅助零件的设计，使 自己对机械设计课程内容有了更深刻的认识。初步掌握了机械设计的一般过程，训练了绘 图能力以及应用autocad的能力 关键词：减速器 带式运输机机械设计摘要1第一章绪论1. 1引言31.2目的3第二章设计项目2. 1传动装置的总体设计32. 1.1传动方案32. 12电动机的选择42. 1.3确定传动装置的总传动比和分配传动比52. 1.4计算传动装置的运动和动力参数62. 2传动零件的设计计算72. 2. 1高速级减速齿轮设计72. 2. 2低速级减速齿轮设计102.3轴的设计142. 3. 1高速轴的设计142. 3.2中

3、速轴的设计182. 3. 3低速轴的设计222. 3. 4滚动轴承的选择233. 1主要尺寸及数据26总结28致谢词29参考文献30设计说明书项冃内容计算过程及说明结果2.电动机的选择1、传动方 案的比较 和选择下置式蜗杆减速器。因下置式蜗杆减速器润滑条件好，上置式 搅油损失大，因传动比不大，不必加如齿轮机构。所以选择下置式蜗杆减速器。2. 1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2. 2电动机功率的选择工作机所需要的有效功率为：匕= fv/ooo= 2300 x 1.5/1000=3.45kw为了计算电动机所需要的有效功率p(l,先要确定从电动机 到工

4、作机之间的总效率，设胡2，仏,久分别为凸缘联轴器，涡 轮效率，滚动角接触轴承效率，滚筒的效率：查得：叶、=09& 7 = °73； “3 = 0.98刁4 = 097;= 0.96备注总效率7=0.639项目内容计算过程及说明则传动装置的总效率为:“二=0.9* x0.72x0.983 xx0.97 = 0.639m联轴器，“2蜗杆蜗轮，仏滚动球轴承电动机所需的功率为:p/ 二3.45/0.639二5.41 kw60*1000vji *d选取电动机的额定功率为：5.5kw链轮的转速为： n二60*1000*1.5/3. 14*220二149r/min 2. 3电动机的选择选择

5、常用的同步转速为2990r/min和1440r/min两种。 2.4根据电动机所需要的功率和同步转速方电动额定同步满载案机型功率转速转速号号kwr/minr/min1y132m1-25.5300029902y112m-45.515001440电动机的数据及总传动比 表1-2选择y132m1- 2 异步电动 机p=5.5kw n=2990 r/min电动机型号为y132m2-6和y132s-4型。由上表12可知传动方案1电动机的转速适合且价格低， 根据链轮的转速估计传动比，为了能合理地分配传动比，使传 动装置结构紧凑，决定选用方案1,即电动机型号为 y1132m1-422.5传动比的分配根据表1

6、2,蜗杆蜗轮的传动比，i=20.132. 6电动机装置运动和动力参数的计算1、各轴的转速计算i 车由 q = nw = 299q7minii轴 勺=14/min所以传动比：i=2990/149=202、各轴的输入功率计算i 车由=5.5x0.98 = 539kwii 轴 p = p 仏 7 = 5.5 x 0.98 x 0.73 = 3.94 kw3、各轴的输出转矩i 轴7, = 9550 门/灿=9550x5.39/2990 = 17.57n/mii车由 t2 = tx xi蜗q轴初蜗=17.57x20x0.98x0.73= 282n/m将上述计算结果列到表13中，以供查用；各轴的运动及动力

7、参数 表1-3轴号转速r/min功率pkw转矩 tn m电机i。29905.5i29905.3917.57ii1493.94352.5根据设计要求，蜗杆蜗轮必须满的条件是使用寿命期限为 10年（每年工作300天），单班制工作的闭式蜗杆减速器中的 普通圆柱蜗杆传动，以知道输入功率为p为5.5kw,蜗杆转速3.蜗杆蜗轮的设计计算/?! =2990r/mino3. 1选择蜗杆传动类型根据gb/t10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（zi）。蜗杆 45号 蜗轮 铸锡 青铜3. 2选择材料根据库存材料的情况，并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

8、好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555hrc。蜗 轮用铸锡磷青铜zcusnlopl,金屈模铸造。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。3. 3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。由式：项冃内容计算过程及说明备注k=1.21n=48000)2传动屮心距也由式：)2q qi1、确定作用在蜗轮上的转矩t2按z, =2估取效率77 = 0.81,贝t2=282000n/m2、确定载荷系数k因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数k戶;由载荷不均匀、有小冲击选取使用系数k八由于转速不高，冲击不

9、大，可取动载荷系数为k广1°5。则：k=kkkh23、确定弹性影响的系数ze因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ze = 6qmpo4、确定接触系数zq先假设蜗杆分度圆直径£和传动屮心距a的比值仏/圧0.37,可查得zp = 2.95、确定许用接触应力b/根据蜗轮材料为铸锡磷青铜zcusnlopl,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uh =268mpao n=60j 乙= 60x1x149x10x300x16 = 4.29x10寿命系数为：项冃内容计算过程及说明备注107khn =8 =0.8335*4.29x1则：升=k测(th '

10、; = °-8335 x 268 = 223.3s9mpa6计算中心距=223mpa1(160x2.9 丫«>3 l21x282000<=113.891 215 丿取中心距a二125mm,因i=20,取模数m=5mm蜗杆分度圆 直径：d、=50mmo这吋 /o = 0.4,查得接触系数z二2.74,因为z/vz,因此 计算结果可用。3.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1、蜗杆主要参数齿顶高：hax = ha m = x5 = 5mm齿根咼：hj = (hal + c ) = (1 + 0.25)x5 = 6.25mm全齿高：人=hax + /ifl = 5 +

11、6.25 = 11.25mm分度圆直径：4 = mq= 5x10= 50mm齿顶直径：da =d + 2ha = 50+2x5 = 60mw齿根圆直径：dfx =d2hf =50-2x11.25 = 2&加刃蜗杆分度圆导程角:11.18°蜗杆轴向齿距：p = rnn = 34 x5 = 15.1mm蜗杆导程:p2 = 20.1mmd厂50mm项目内容计算过程及说明结果蜗杆长度 l>(6+0.06z)=6+0.06*41=8.84所以取蜗杆长度l=70mm2、蜗轮主要参数蜗轮齿数：z2=41,变位系数：x=0.5验算传动比心z2 = 41 = 20.5,这时传动比误差为&

12、lt;5%,在zi 2zl=2z2=40允许范围内。2 = 1 1.3p蜗轮齿顶高：包 2 =(心 + 兀)加= (10.5)x5 = 2.5 加加 蜗轮齿根高：hf2 = (&； + c x)m = (2.5 + 0.2 + 0.5) x5 = l 6mm 全齿高：他=h(l2 + hj2 = 2.5 + 16=1 &5 加加分度圆直径：d2 =mz2 =5x4l = 205mm 齿顶圆直径：dal = % + 2ha = 2()5+ 2x2.5 = 221mm 齿根圆直径：df2 =da2 -2hf2 = 205- 2 x 16 = 185.8mm 咽喉半径:乙= d 1

13、/ 2“2 t25 * x 205 = 22.5mm 蜗轮分度圆螺旋角：02=qtii$必=252项目内容计算过程及说明结果3.5蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核由经验可知对闭式蜗杆传动通常只作蜗轮齿根弯曲疲劳 强度的校核计算。查得蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算公式为1.53k7；dd2rn式中：巧蜗轮齿根弯曲应力，单位为mp；丫帀蜗轮齿形系数;蚣螺旋角影响系数;af蜗轮的许用弯曲应力，单位为mp；当量齿数z 边=v = 7一亠百= 32.8773cosy (cost 1.31)根据 = -0.5，zd = 32.8773 ,查得齿形系数 丫啟二 3.25螺旋角影响系数y 1 1 31k=1-=1-= 0.

14、9192卩 140140许用弯曲应力 °> = 0订kfn查zcusnlopl制造蜗轮的基本许用弯曲应力升,卩=56mpa o寿命系数kfnio64.2912x107= 0.658570- = 56x0.65857=36.881.53x1.21x28200050x205x5-x 3.25x0.9192 =30.43校验结果为30.43mp<56mpo所以蜗轮齿根弯曲疲 劳强度是满足要求的蜗杆工作图因为蜗杆的结构单一，儿何参数为所查资料得，根据经验 可知不需对蜗杆的结构及刚度不做特别设计和验算。所以以下只 列岀了蜗杆的详细参数。传动类型zi型蜗杆副蜗杆头数z2模数m5导程角

15、y11 18'36"螺旋线方向右旋齿形角a20精度重等级蜗杆8f屮心距a125配对蜗轮图号轴向齿距累积公差fpx0.014轴向齿距极限偏差fpxl0.024蜗轮齿开公差ai0.032_/轴向螺旋剖而9.89z,hal12.57 益hal5蜗轮的工作图因为蜗轮用铸锡青铜zcusnlopl,金属模铸造。为了节约 贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁ht100制 造，而蜗轮的直径较大，所以对蜗轮的结构设计是必要的。 蜗轮的结构如上图所示，齿圈厚度 § = 1,7m = l7x8 = 13.6« 14mm o在齿圈与轮芯联结处，采 用轮箍式。并米用h7/m6

16、配合，并加台肩和螺钉固定，此 蜗轮肓径较大，。深度为一半左右，装配后将镣钉的头部切 掉蜗轮的大体结构设计已完成，详细的结构尺寸见蜗轮的零 件图。蜗轮主要参数如上图；传动类型zi型蜗杆副蜗轮端在模数m5蜗杆头数z2导程角/11 1x36”螺旋方向右旋蜗杆轴向剖面 内的齿形角a20蜗轮齿数z241蜗轮变位系数力20.5中心距a125配对蜗轮图号精度等级蜗轮8cgb 10089-1988蜗轮齿距累积 公差0.125齿距极限偏差fpt±0.032蜗轮齿厚s2965篦&4.1蜗杆的联轴器4.1.1选凸圆联轴器4.轴的设计4.1.2 计算转矩 tc=kti=1.5x17. 57 x 10

17、26. 35nmte2 = kat = 1.5x282 = 423 n.m因为电动机连接处转矩不太大，而蜗轮输出转矩输出较大，所 以电动机与蜗杆连接采用滑块联轴器，蜗轮与链轮采用凸缘联轴 器。4. 1.3.二22.3mm,而电动机的的轴经为30,查标准s nungb5843-86,选择 kl,公称转矩=100n.m = = 30/nm 0满足要求。该半联轴器长度厶=44mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度l=62mm。再根据gb/t 5843-2003,选取凸缘联轴器型号是：gys6,【t】=900n.in,d=di = 40m/7xd = 14q?27%d = 80inm4.2对蜗轮轴的设计。4

18、.2.1由前面的计算可知轴的主要参数p = 4.94 加又2 = 149r/min于是= 282000v mm4.2.2求作用在蜗轮上的力已知轴上的蜗轮的分度圆直径为= 2526mm则圆周力几叮x囂60=69923径向力f2 = ft tan 20 = 4736.6轴向力尸2 = 2& = 2x26260=833.65f £63423初步定轴的最小直径初步估算低速轴的最小直径，选用45钢，调质处理。取a。' =110mm,于是得d .二爲必 iloxj型=22.98mum,n 钳仏 70根据工作条件选用yl11型凸缘联轴器，该轴的计算转矩tca = kati，考虑转矩

19、变化很小，故取ka t3，则：31j =/a2 = i.3x441 9600= 574548的皿用查标准gb/t5843-1986可选取kl2型联轴器，公称转矩t = 160000（k tjl nx ca许用转速n=300r/min> 149r/min选用轴孔直径亦=30mm mm, d -60mmo取最小直径为 vv max30mm,则可选取联轴器轴孔dx =30mm,d2 =30mmo d = di = 4o”跆所以滑块联轴器选取kl2,凸缘联轴器选取型号y132s1-2.424轴的结构设计1、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屮 间，如此轴的受

20、力比较合理。2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）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，故取么_3 = 68m加；半联轴器与轴配合的毂孔长度l = 107/77/72,为了保证轴端挡圈只 压在半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7 =1（）fnm°3）、取安装齿轮处的轴段45的直径4 5 = 60m加；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90mm ,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，故取= &兀加。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度h>0.07d,取h=5mm ,贝!j 轴

21、环处的直径s 6 = 8onmo轴环宽度b>1.4h,取厶_6 = 8加用。4）、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）。取端盖的外端面与半联轴器右端面 的距离1 = 25mm ,故取厶丁 = 50加加5）、取齿轮距箱体内壁z距a=16mm ,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s=8mm ,已知滚动轴承宽度t=24mm ,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l.4 = 50mm3、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

22、键，按/4_5 = 72/7im，查手册得a型平键截面 bxh = 20mnr x 12nvn ,键槽用键槽铳刀加工，长为80mm ,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 z? x/? = 1 8/717? x 1 1/2/77 ,半联轴器与轴的配合为h7/k6 o滚动轴承 与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为 m6 o4、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2x45 ,各轴肩处的圆角半径均为2mmo425、校核1）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 置吋，应从手册

23、中查取a值。对于7214ac角接触轴承，查得 a5 =35.lmm。因此，作简支梁的轴的支承跨距 z = 55.8x2/7to = 111.6mmo根据轴的简图作出轴的弯矩图和扭矩 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ffnh=fnh2='301.4n=6628"r nvj7wi = 139q36nfw2"443.02n弯矩mmr =72618/v/加mi = 77.582/v/wmvt = 24.72(w/加总弯矩m 产7261§+775822 t0

24、627n/加 胚=72.6182+(-24720卜 7671 on / 加扭矩tt = 050n/m2）、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。此图为轴的结构图以及弯矩和扭矩图nh2轴的及，并取q叽0.6,轴的抗弯截面系数取"j写".1/计算应力为= 17.117 a106270,+(06xl o5oooo)20.1x72前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，查得a_f = 6qmpao 因此 % vb_j,故此轴的各项要求是安全的。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。至此，轴 的设计

25、计算已告结束。5蜗轮轴承的校验艮据轴的设计选取轴承氐速轴：轴承型号33207, e二0.35弟速轴：轴承型号32210, c=0. 42氐速轴轴承寿命计算校核目为低速轴上受径向力卩=耳cos2(y = 4736v轴向力fa = 833n所以 fa/fr=0. 175<e期当量动载荷呈机械设计手册轴承6214的额定动载荷cr = 82o(w 更求使用寿命为十年，两班制工作5、轴承的验算列爲=10x300x16=48005呈机械设计基础表16-13o因为受轻微冲击载荷，所以其载荷 系数=1.1耐滚动体为球体，所以£ = 10/3,取常温下工作取= 1s 二曙()3代入数据的 l/;

26、 =1.9x10/z>4800gz斤以满足寿命要求高速轴的校核与低速轴的校核一样，同样满足 更求。查得可知7214ac轴承的c5 =53200n求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空 间力系分解为铅垂面（图 b）和水平面（图c）两个平面力fde系。其中：图a中的化为通过另加转矩而平移到指向轴线；图b中的化亦应通过另加弯矩而平移 到作用于轴线上（上述两 步转化图中均未画出）。由力分析可得：尺厂-443.022f妙 t39q36n7x55.8-55.8-f d、r-2vfirlv-/zf rphfrihobf -te q卜 *f/ft3w4ni22fr= v frw + frih i 22

27、4.3 n/ 2 2fr2= v fr2v + fr2h = 1769j n查轴承的有关系数，e51 = 0-68*yl；l| = 0-78。则轴承的派牛力为凡产參=703“參=105则轴向当量荷为凡二代产703.6npa= pd = 703.6+662.8= 1366.4n1988.1p广2653.66. 键的验算7、润滑5.2计算轴承寿命因为凡=7036 =0 575<纟码 12243fj1o163=（）57<0 fa 1769查出径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1xfi；y = °对轴承 2x25 = i；y25=o因轴承运转中有冲击载荷，查得/尸国=1218，取

28、 厶=15。则£ =乙（x百+ x你）=1 5 x （1 x 1325.39+0） = 1988.085np2 = a（x2f,2+y2rj=2653.6n因为px<p2,所以按轴承2的受力大小验算（由前面的结果得z； = l44xl0s（、3j -io6 cx 6乙一菖t10w丿故所选轴承可满足寿命要求。5.3蜗杆轴承校核由于蜗杆轴的轴向力太大，于是才用推力轴承32207和深沟 球轴承33310配合使用，再此就不对其进行精确校核。平符要 平符要 迥键合求c键合求的选择6.1低速轴即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bxh =

29、20mm x 12mmx80,半联轴器周向 定位为c型平键为z?x /? = 18mn x 11 nm x100查得平键的验算公式为油的 牌号l an2208、蜗杆 传动的 热平衡 计算p kid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(jff = 50-60mpa,取其平均值ap = 55mpao a型键的工作长度心厶-/? =80-20=60,键与轮 毂槽的接触高度k = 0.5h=6。由以上公式可得2tx10"kid2xl050xjq36x60x72=81可见，a型平键不符合要求，于是才用两个键,键的标记为: 键 18x60 (gb/t1096

30、1979) o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勺=100120册內，取其平均值lap = u0mpa. c 型键的工作长度/ = l- = 100-9 = 9bm?, 键与轮毂槽的接触高度k = 0.5a = 5.5mm。由以上公式可得2tx|q3 2xlo5ox|q36 kid 5.5x91x68= 61.1 mpa可见，c型平键符合要求，键的标记为：键c 12x75 (gb/t1096 1979)o7润滑油的选择和润滑方式由前已计算岀蜗杆传动的相对滑动速度vs = .29m/s, 查得润滑方式用油池润滑，油的运动粘度为220。查得油 的牌号为厶一a

31、2v2oo国号(gb9503-1986)8蜗杆传动的热平衡计算蜗杆传动由于效低，所以工作吋发热量大。在闭式传动中,9、箱体 及附件 的结构 设计。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，甚至发牛胶合。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。5( 100(0-77)_oq1 1000x4.20x(1-0.81) _ycais_ _17x0.72oj.z因为r >80c,则必须采取措施，以提高散热能力。这里采用在蜗杆端加装风扇以加速成空气流通。风扇消耗的功率厶"为风扇叶轮

32、的圆周速度，单位为m/s, %牛食八，其中非为风扇叶轮外径，单位为厂60x1000mm；为风扇叶轮转速，单位为r/mino心® xl50xl440 = 304m/yf 60x100060x1000 "(il 304)、0 022阳'10 10查得1000(p0-apf)(l-7)5，= 20+1000 x 4.178x(l_0.81)=603oc0 a血 s2+鬲 si17x0.72 + 31x0.24其中，ss2为风冷及自然冷却面积，单位为加；ad风冷时的表面传热系数；ta. t.分别为油的工作温度及周围空气的温度，单位为co由验算可得，在蜗杆端应加装一风扇来散热。满足 要求10、小结名称符号蜗杆减速器尺寸(mm)箱座厚度828箱盖壁厚久9.3箱盖凸缘厚度17箱座凸缘厚度b17箱座底凸缘厚度b215地脚螺钉直径df20地脚螺钉数rn4轴承旁联结螺栓 直径£12盖与座联结螺栓 直径d210轴承端盖螺钉直 径£8df > 4、至外 箱壁距离g16df > dx > 至凸 缘边距离14轴承旁凸台半径16外箱壁至轴承座 端面距离h40齿轮顶圆(蜗轮外 圆)与内箱壁距离15箱座肋厚m129箱体的大体