带式运输机用蜗杆减速器设计

1、湖南人文科技学院课程设计报告课程名称:校企教育合作课程（二） 机械拆装与设计实训 设计题目: 带式运输机蜗杆减速器 系 别： 能源与机电工程系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 机械2班 学生姓名: 米树林、李云龙、邓凌涛、李像仁学 号: 124282（39、40、19、23）起止日期: 2014年12月 22日 2014年12月31日 指导教师: 聂时君、张海筹 教研室主任： 指导教师评语： 指导教师签名： 年 月 日成绩评定项 目权重成绩学生姓名学生姓名学生姓名学生姓名学生姓名1、设计过程中出勤、学习态度等方面0.22、课程设计质量与答辩0.53、设计报告书写及图纸规范程度0.3

2、总 成 绩 教研室审核意见：教研室主任签字： 年 月 日教学系审核意见： 主任签字： 年 月 日摘 要本次设计由第七小组米树林、李云龙、邓凌涛、李像仁共同完成。带式运输机蜗杆减速器的设计，主要包括电动机的选择，传动方案的设计，传动零件的设计，轴的设计，滚动轴承的选择，联轴器的选择，键的使用，润滑方式以及箱体设计等。本文首先对蜗杆减速器进行了简单介绍，进而宏观地分析了减速器的总体结构，接着对减速器的各部分进行了详细的设计，并提供了主要部件的工艺性分析及加工方案。关键词：蜗轮蜗杆传动、三相异步电动机、渐开线蜗杆、轴承、油池润滑目录1 设计题目12 前言12.1传动方案的分析 12.2 运动简图 1

3、2.3 原始数据 13电动机的选择 23.1电动机的类型的选择 23.2电动机功率的选择 23.3 电动机的选择23.4确定传动装置的总传动比及其分配总传动比 33.5计算传动装置的运动及动力参数 34 传动零件的设计计算44.1 选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数44.2按齿面接触疲劳强度进行设计 44.2.1确定作用在蜗轮上的转矩T2 44.2.2确定载荷系数K 44.2.3确定弹性影响的系数 54.2.4确定接触系数 54.2.5确定许用接触应力 54.2.6 计算中心距 54.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 64.3.1蜗杆主要参数 64.3.2 蜗轮主要参数

4、 64.4蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核 74.5蜗杆工作图 75 蜗轮轴的设计计算及校核 115.1对蜗轮轴的设计115.1.1由前面的计算可知轴的主要参数115.1.2求作用在蜗轮上的力115.1.3初步定轴的最小直径115.2蜗轮轴的结构设计125.2.1.拟定轴上的零件的装配方案 125.2.2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 125.2.3.初步选择滚动轴承 125.2.4.确定蜗轮边轴的直径 135.2.5.轴承端盖尺寸的确定 135.2.6.确定蜗轮处轴的尺寸 135.3轴上零件的周向定位135.4确定轴上圆角和倒角尺寸135.5涡轮轴的校核145.5.1求轴上的载荷145.

5、5.2按弯扭合成应力来校核轴的强度156 蜗杆轴的设计 166.1轴的材料选择，确定许用应力166.2确定各轴段直径166.2.1轴的结构设计166.2.2确定各段轴的长度166.3 校核轴的强度177轴承的验算 197.1蜗轮轴承的验算 19 7.1,1两轴承承受的径向载荷197.1.2计算轴承寿命208键的验算  218.1蜗轮轴上的键验算219润滑的选择 2210蜗杆传动的热平衡计算 2310.1蜗杆传动的热平衡计算 2311箱体及附件的结构设计2411.1箱体的大体结构设计 2412 计算结果2613 设计小结27参考文献 281 设计题目带式运输机蜗杆减速器2 前

6、言2.1传动方案的分析采用一级蜗轮蜗杆减速器，优点是传动比大，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。2.2 运动简图图11.电动机 2联轴器 3蜗杆减速器 4带式运输机2.3 原始数据已知条件：运输带工作拉力（）=2.2×103；运输带工作速度（/）=0.9/（运输带速度容许误差为5）；卷筒直径（）=320mm；使用期限10年(每年工作日300天)，三班制工作；运输机连续工作，单向动转，载荷平稳，空载起动；减速器小批生产。3电动机的选择计算和说明结果3.1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

7、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： (3-1)工作机主轴转速为： (3-2)工作机主轴上的转矩： (3-3)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，弹性柱销联轴器： =0.99双滚子轴承： =0.98凸缘联轴器（刚性）：=1滚筒效率： =0.95闭式蜗轮蜗杆的传动效率： =0.83则传动装置的总效率为： (3-4)所以电动机所需功率为： (3-5)3.3 电动机的选择选取电动机的转速为n=1000r/min，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 =4KW满载转速 3.4确定传动装置的总传动

8、比及其分配总传动比 (3-6)3.5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 (3-7) (3-8)电动机的输出转矩： (3-9)各轴的输入转矩: 总效率=0.735选择Y132M1-6电动机P=4KWn=960r/min4 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A) 选用渐开线蜗杆（ZI）传动，选45号钢，有利于保障传动的平稳性；B) 运输机为一般运输机器，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Ra<1.6m，蜗轮用

9、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： (4-1)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；由于空载起动，固选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数为则： (4-2)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

10、心距a的比值可查得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，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，查得蜗轮的基本许用应力=268MPa应力循环次数 (4-3)寿命系数为： (4-4)则：4.2.6 计算中心距 (4-5)取中心距a=140 mm，因i=18，固从表中取m= 6.3     蜗杆分度圆直径：这时，查得接触系数，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

11、： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 蜗杆导程： 蜗杆螺纹部分长度： 取 l=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 ，这时传动比误差为，小于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 (4-6)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： (4-7)根据，查得齿形系数 螺旋角影响系数： (4-9)许用弯曲应力 (4-10)查ZC

12、uSn10P1制造蜗轮的基本许用弯曲应 =56MPa寿命系数 (4-11) 满足弯曲强度要求。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11°1836螺旋线方向右旋齿形角20°精度重等级蜗杆8f中心距a140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

13、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d=1.3m=1.3*6.3=8mm，深度为(0.3-0.4)B，装配后将镙钉的头部切掉。图2轮幅打均分的六个圆孔，直径取为25mm。其厚度c=1.6m+1.5=11.58mm，取c=12mm，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型蜗杆副蜗轮端模数m6.3导程角11°1836螺旋方向右旋蜗杆轴向剖面内的齿形角20°蜗轮齿数37蜗轮变位系数0.103

14、2中心距a140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±0.032蜗轮齿厚 蜗杆用45号钢蜗轮用铸锡磷青铜K=1.215 蜗轮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 5.1.2求作用在蜗轮上的力 已知轴上的蜗轮的分度圆直径为 则圆周力 (5-1) 径向力 (5-2) 轴向力 (5-3)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，于是得 (5-4)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 (5

15、-5)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 >53.7394r/min选用YL11型联轴器，选用轴孔直径，取最小轴孔直径为50mm，固取，该半联轴器长度，半联轴器轴孔长度L=112mm，与轴配合的毂孔长度，选用YL11型联轴器能满足要求。5.2蜗轮轴的结构设计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 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

16、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d×D×T=60mm×110mm×23.75mm，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、确定蜗轮边轴的直径

17、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、轴承端盖尺寸的确定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l=25mm，故取。5.2.6、确定蜗轮处轴的尺寸取齿轮距箱体内壁之距a=16mm ，考虑到箱体铸造误差，在确

18、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b×h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，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b×h=14mm×9mm，长为80

19、mm,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b×h=8mm×7mm，长为45mm。5.4、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2×45°，各轴肩处的圆角半径均为2mm。蜗轮轴示意图5.5、蜗轮轴的校核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0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30212，查得a=22.3mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距l=2×65.45=130.9

20、mm。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处的结果列于下表载荷水平面H垂直面V支称反力F弯矩M总弯矩扭矩TT=520Nm5.5.2、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。 (5-6)轴的抗弯截面系数取 前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，查得，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

21、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。 (6-1) T=34.2725Nm6.2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=28mm开始逐段选取轴段直径，起固定作用，定位轴肩高度为（0.07d），因此=31.92mm，因为此处要按装毛毡圈，所以取标准直径=30mm，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，因此=40mm，=40mm，段装轴承,所以=35mm，取蜗

22、杆齿顶圆直径，因此=75.6mm。6.2.2确定各段轴的长度 是联轴器的长度为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 和为了使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L=534mm蜗杆轴示意图6.3 校核轴的强度 查的角接触球轴承a=18.3mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距l=2×188.7=377.4mm 两支承端的约束反力为 截面中心处的弯矩为两支承端的约束反力为截面的左侧的弯矩为 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

23、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=0.6，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 (6-2)由于中心处有键槽，故将轴径加大5%，即31.83mm×1.05=33.42mm。而结构设计简图中，该处的轴径为=63mm，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，如下图 将轴系部件受到的空间力系分解为水平面，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，则轴向当量载

24、荷为  7.1.2计算轴承寿命 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 (7-1) (7-2)因为，所以按按轴承2的受力大小验算。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。8、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b×h×L=20mm×14×70mm，半联轴器周向定位为A型平键为b×h×L=14mm×9×80mm。查得平键的验算公式为 (8

25、-1)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，取其平均值=55MPa，A型键的工作长度l=70-20=50mm，键与轮毂槽的接触高度k=0.5h=7mm，由以上公式可得 符合要求对于半联轴器的A型平键，键、轴和半联轴器材料 都为钢，查得钢的许用挤压应力=100120MPa，取其平均值=110MPa。A型键的工作长度l=L-b=80-14=66mm，键与轮毂槽的接触高度k=0.5h=4.5mm，由以上公式可得可见，A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

26、 (9-1)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。10、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

27、(10-1)因为<80°，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l150轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径d7、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+（812）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，m8，m9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s 12 计算结果项目名称结果工作机功率1.98KW主