带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计

1、攀枝花学院本科学生课程设计任务书题目 带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计1、课程设计的目的机械设计课程设计是课程教学的一重要内容,也是一重要环节,目的有三:1)使学生运用所学,进行一次较为全面综合的设计训练,培养学生的机械设计技能,加深所学知识的理解;2)通过该环节,使学生掌握一般传动装置的设计方法,设计步骤,为后续课程及毕业设计打好基础,做好准备;3)通过该环节教学使学生具有运用标准、规范、手册、图册和查阅相关技术资料的能力，学会编写设计计算说明书，培养学生独立分析问题和解决问题的能力。2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）设计一用于带式运输机上的传动及减速装置。设计

2、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。要求装配图（0或1号）（1：1）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（6000-8000字，word）一份。传动简图（附后）及设计原始参数如下。带拉力F（N）带速度V（m/s）滚筒直径D（mm）23001.15703、主要参考文献1所学相关课程的教材 2陆 玉主编 ,机械设计课程设计,北京,机械工业出版社 , 2004。3濮良贵主编 ,机械设计,北京 ,高等教育出版社 , 1989.4吴宗泽主编 ,机械设计课程设计手册,北京

3、 ,高等教育出版社,1992.5徐 灏主编 ,机械设计手册,北京,机械工业出版社, 1989.6徐 灏主编 ,机械设计图,北京,机械工业出版社, 1989.4、课程设计工作进度计划1)、准备阶段（1天）2）、设计计算阶段（3-3.5天）3）、减速器的装配图绘制（3天）4）、绘零件图（3-3.5天）5）、编写设计说明书（3天）6）、答辩或考察阶段。(0.5-1天)指导教师（签字）日期年 月 日教研室意见：年 月 日学生（签字）： 接受任务时间： 年 月 日机械课程设计说明书目录： 机械设计课程设计说明书-2-目录：-2-1 设计题目:-3-2 前言:-3-2.1题目分析- 3-2.2传动简图-3

4、-2.3原始数据 -3-2.4设计工作量要求 -4-2.5拟定传动方案 -4-3电动机的选择 -4-3.1电动机的类型的选择 -5-3.2电动机功率的选择 -5-3.3电动机的选择 -6-4传动零件的设计计算 -7-4.1 选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数 -7-4.2按齿面接触疲劳强度进行设计 -8-4.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 -10-4.4蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核 -13-4.5蜗杆工作图 -5轴的设计计算及校核5.1对蜗轮轴的设计5.2轴的结构设计5.3、轴上零件的周向定位5.4、确定轴上圆角和倒角尺寸5.5、校核6蜗杆轴的设计61轴的材料选择，确定许用应力。6.2确定各

5、轴段直径6.3 校核轴的强度7、轴承的验算7.1蜗轮轴承的验算8、键的验算8.1蜗轮轴上的键验算9、润滑的选择9.1润滑油的选择和润滑方式10、蜗杆传动的热平衡计算10.1蜗杆传动的热平衡计算11、箱体及附件的结构设计11.1箱体的大体结构设计12 设计小结13参 考 文 献1 设计题目带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计2前言2.1 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。2.2 传动简图 2.3原始数据 已知条件：带拉力F=2300N;带速度V=1

6、.1 m/s(转速误差为+5%);滚筒直径D=570 mm;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。2.4设计工作量要求 要求装配图（0或1号）（1：1）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（6000-8000字，word）一份。传动简图（附后）2.5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3.1电动机的类型的选择电动机的类

7、型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机3.2电动机功率的选择 工作机所需要的有效功率为：=23001.1 /1000=2.53Kw工作机主轴转速为：36.87r/min工作机主轴上的转矩：为了计算电动机所需要的有效功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率，设分别为联轴器,蜗杆涡轮传动效率,轴承效率，滚筒的效率：查得：=0.99 = 0.83 = 0.98 =0.95则传动装置的总效率为： =0.727联轴器，蜗杆蜗轮，滚动轴承滚筒 所以电动机所需功率为： =2.53/0.727=3.48Kw 选取电动机的额定功率为：4Kw 3.3电动机的选择 选择常用的同步转速为1500r/min

8、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/min1Y112M-44150014402 Y132M1-641000960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，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即电动机型号为Y132M1-6。 则选电动机的同步转速为 n=1000r/min电动机额定功率 电动机满载转速 3.4 确定传动装置的总传动比及其分配总传动比 i=26.03743.5 计算传动装置的运动及动力参数各轴转速： 各轴的输入功率 电动机的输出转矩： 各轴的输入转矩： 总效率=0.727选择 Y132M1-6异步电

9、动机P=4kwn=14404传动零件的设计计算计算过程及说明结 果4.1 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： 4.2按齿面接触疲劳强

10、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：4.2.1确定作用在蜗轮上的转矩T2按蜗杆头数计算，则：涡轮轴的转矩T2为：4.2.2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；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数为=1.1则： 4.2.3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=。4.2.4确定接触系数 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值=0.25可查得4.2.5确定许用接触应力 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面

11、硬度>45HRC，查得蜗轮的基本许用应力=180MPa。应力循环次数 N=60j 寿命系数为： 0.7653则： = =4.2.6 计算中心距 取中心距a=200 mm，因i=26，固从表中取m= 6.3 蜗杆分度圆直径：这时0.315 ,查得接触系数=3.15，因为<,因此计算结果可用。 4.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸4.3.1蜗杆主要参数齿顶高： 齿根高： 全齿高： 直径系数： q=10分度圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 蜗杆导程:蜗杆螺纹部分长度：取=110mm蜗杆分度圆导程角：=蜗杆轴向齿距： 4.3.2、蜗轮主要参数蜗轮齿数：，变位系数：验算传动比，这时传动比

12、误差为<5%，在允许的范围内蜗轮齿顶高： 蜗轮齿根高：全齿高： 分度圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 蜗轮分度圆螺旋角：=4.4蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核 查得蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算公式为 式中：-蜗轮齿根弯曲应力，单位为MP； -蜗轮齿形系数； -螺旋角影响系数； 为蜗轮的许用弯曲应力，单位为MP；当量齿数： 根据 ，查得齿形系数螺旋角影响系数： 许用弯曲应力 查ZCuSn10P1制造蜗轮的基本许用弯曲应。 寿命系数 则 校验结果为。所以蜗轮齿根弯曲疲劳强度是满足要求的4.5蜗杆工作图因为蜗杆的结构单一，几何参数为所查资料得，不需对蜗杆的结构及刚度做特别设计和验算。所以以下只列出了

13、蜗杆的详细参数。传动类型ZI型蜗杆副蜗杆头数Z2模数m6.3导程角螺旋线方向右旋齿形角精度重等级蜗杆8f中心距a200配对蜗轮图号轴向齿距累积公差0.014轴向齿距极限偏差0.024蜗轮齿开公差0.032 轴向螺旋剖面6.3 蜗轮的工作图 因为蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1。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。蜗轮的结构如下图所示。在齿圈与轮芯联结处，采用轮箍式。并采用H7/r6配合，并加台肩和螺钉固定，此蜗轮直径较大，采用8个螺钉平均分布,螺钉直径。深度为(0.3-0.4)B，装配后将镙钉的头部切掉。轮幅打均分的

14、六个圆孔，直径取为25mm。其厚度mm，则取mm。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。蜗轮主要参数如下图；传动类型ZI型蜗杆副蜗轮端在模数6.3导程角螺旋方向右旋蜗杆轴向剖面内的齿形角蜗轮齿数53蜗轮变位系数-0.1032中心距200配对蜗轮图号精度等级蜗轮8cGB10089-1988蜗轮齿距累积公差0.125齿距极限偏差蜗轮齿厚蜗杆用45号钢蜗轮用铸锡磷青铜K=1.1N=137.754MPa=61mmZ1=2Z2=53=333.95轴的设计计算及校核计算过程及说明结果5.1对蜗轮轴的设计5.1.1由前面的计算可知轴的主要参数 Kw 5.1.2求作用在蜗轮上的力已知轴上的蜗

15、轮的分度圆直径为则 圆周力 径向力 轴向力5.1.3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=110mm，于是得 为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故须同时选取联轴器型号，该轴的计算转矩 ,考虑转矩变化很小,故取,则:查标准GB/T5843-1986可选取YL11型凸缘联轴器，公称转矩许用转速n=3200 r/min >36.87r/min选用YL11型联轴器,选用轴孔直径50mm，取最小轴孔直径为50mm，固取。该半联轴器长度=229mm,半联轴器轴孔长度L=112mm,与轴配合的毂孔长度=90mm,选用YL11型联轴器能满足要求。5.2轴的结构设计

16、5.2.1、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中间，如此轴的受力比较合理。5.2.2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度5.2.2.1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,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm。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 。5.2.3、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基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30212，其尺寸为

17、，则，所以可取。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由标准查得30212型轴承的定位轴肩高度4.5mm，因此。5.2.4、取安装齿轮处的轴段45 的直径；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2-5mm，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=4.9mm ，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取。5.2.5、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。 5.2.6、取齿轮距箱体内壁

18、之距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=23.75mm ，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5.3、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型平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，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A型平键为，长为80mm,半联轴器与轴的配合为H8/j7。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

19、的直径尺寸公差为r7。 蜗杆与半联轴器联接，采用键连接，选用的键为长为45mm。5.4、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2mm。5.5、涡轮轴的校核5.5.1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时，应从手册中查取a值。对于 型圆锥滚子轴承，查得a=22.3mm。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1-2：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T5.5.2、按弯扭合成应力来校核轴的强度进行校核时，

20、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。轴的抗弯截面系数取=34300前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，查得=60MPa。因此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。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。6.2确定各轴段直径 查表可知，选用YL5联轴器，标准孔径为d=28mm,联轴器轴孔长度L=44mm.6.2.1轴的结构设计从轴端起开始逐段选取轴段直径，起固定作用，定位

21、轴肩高度为（0.07d），因此因为此处要按装毛毡圈，所以取标准直径=30m m,与轴承配合，而且应大于，要求同时承受径向力和轴向力，所以选用角接触球轴承7007AC,所以=35mm, 起轴肩定位，h=0.07，因此=40mm, =40mm,段装轴承,所以=35mm, 取蜗杆齿顶圆直径，因此=75.6mm。6.2.2确定各段轴的长度取联轴器的长度为50mm,是安装端盖的长度，取68mm 是安装轴承的，固取轴承宽度为14mm 和为了时蜗杆和涡轮正确啮合取为118mm 也是安装轴承的取为14mm 为蜗杆轴向齿宽为152mm 定出轴的跨度为L=+=402mm 轴的总长度6.3 校核轴的强度绘图略查的角

22、接触球轴承a=18.3mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距两支承端的约束反力为 截面中心处的弯矩为 当其为竖直面内分解是 两支承端的约束反力为 截面的左侧的弯矩为截面的右侧的弯矩为 截面左侧的合成弯矩为 截面右侧的合成弯矩为 蜗杆与联轴器之间的扭矩为 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 计算危险截面C处满足强度要求的轴径由公式可得 由于中心处有键槽，故将轴径加大5%，即。而结构设计简图中，该处的轴径为 ，故强度足够。7、轴承的验算计算过程及说明结果7.1蜗轮轴承的验算7.1,1两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，如右图将轴系部件受到的空间力

23、系分解为水平面，如上图查轴承的有关系数 e=0.4, Y=1.5。 则轴承的派生力为 因为1被放松，2被压紧则轴向当量荷为 7.1,2算轴承寿命 因为 查出径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 对轴承2 因轴承运转中有冲击载荷，查得取。则 因为，所以按轴承2的受力大小验算（由前结果得 ，查表的c=102000由于选轴承可满足寿命要求。7.1.3蜗杆轴承校核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将轴系部件受到的空间力系分解为水平面查轴承的有关系数 e=0.68。 则轴承的派生力为 因为1被放松，2被压紧则轴向当量荷为 算轴承寿命 因为 查出径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承

24、1 对轴承2 因轴承运转中有冲击载荷，查得取。则 因为，所以按轴承2的受力大小验算（由前结果得 ，查表的c=18500由于选轴承不满足寿命要求。因此要选用一端两个轴承，一端一个，这样来增加轴承的寿命。=3534.78=5794.788、键的验算计算过程及说明结果8.1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，半联轴器周向定位为A型平键为。查得平键的验算公式为 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=50-60MPa，取其平均值。A型键的工作长度=70-20=50mm，键与轮毂槽的接触高度7mm。由以上公式可得 可见，

25、A型平键不符合要求，于是用两个键。 对于半联轴器的A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，取其平均值。A型键的工作长度，键与轮毂槽的接触高度4.5mm。由以上公式可得可见，A型平键符合要求。 A型平键不符合要求因此用双键C型平键符合要求9、润滑的选择计算过程及说明结果9.1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/T14906-1994）由于是采用蜗杆下置式，所以采用浸油润滑，在箱体内装上润滑油，使蜗杆浸在其中。涡轮轴承的润滑采用脂润滑，而蜗杆轴承采用油润滑。润滑油选粘度等级为3

26、2010、蜗杆传动的热平衡计算计算过程及说明结果10.1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。 因为，所以不需要加散热装置。11、箱体及附件的结构设计。计算过程及说明结果11.1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9.35机座凸缘厚度16.5机盖凸缘厚度17机座底凸缘厚度27.5地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径15机盖与机座联结螺栓直径10联接螺栓的间距150轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径7、至外机壁距离26，22,16、至凸缘边缘距离24,20,14轴承旁凸台半径24外机壁至轴承座端面距离+(8-12)大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内机壁距离>13.2齿轮端面与内机壁距离>11机盖机座座肋厚轴承端盖外径150轴承端盖凸缘厚度t8.8轴承旁联接螺栓距离s12、计算结果项目名称结果工作机功率2.53Kw主动轴功率3.4452Kw电动机功率2.8023 Kw主动轴转速960r/min总效率0.727总传动比26.