(完整word版)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5目录:机械设计课程设计说明书-错误！未定义书签。目录:-1-设计题目：-2-传动简图:-2-原始数据设计工作量要求-2-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-4-4-传动零件的设计计算6.16.26.36.46.56.6选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数确定许用应力接触强度设计校核蜗轮齿面接触强度蜗轮齿根弯曲强度校核蜗杆刚度校核轴的设计计算7.1蜗轮轴的设计与计算7.2蜗杆轴的设计与计算滚筒轴承的选择蜗杆联轴器选择10润滑剂的选择11箱体的选择12设计小结13参

2、考资料-8-4-5-5-7-7-9-9-13-17-17-18-18-19-21-设计题目带式运输机上的单级蜗杆减速器传动简图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。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

3、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稳定运转下工件机主轴所需功率: 3200 * 0.8=2.560 kW1000工作机主轴转速为:60*1000vn =jiD=竺竺空45.63%3.14*335/min工作机主轴上的转矩：P * 95502.560* 9550T =535.768 N mn45.6317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:n =0.9925双滚子轴承:n =0.98凸缘联轴器（刚性）：滚筒及运输带效率:n =0.95闭式蜗轮蜗杆的传动效率：n =

4、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 =0.722所以电动机所需功率为:pd 洋證 3.546kW选取电动机的转速为n = 1000 ymin ，查机械设计手册，Y132M1-6则所选取电动机部分性能如下：取电动机型号为额定功率Ped =4 kW满载转速nrn =960久巾表15.3确定传动装置的总传动比及其分配总传动比1=竺=960=21.0380nw45.63175.4计算传动装置的运动及动力参数各轴转速:ni = g =960 人in各轴的输入功率:电动机的

5、输出转矩:各轴的输入转矩:同理6传动零件的设计计算nnr29000 =45.6317 人nR =卩畀01 =3.546*0.9925 =3.519 kWPn = R *12 =3.519* 0.83* 0.98 =2.863 kWTd = 9550邑=35.2753 N mnmP3 519Ti = 9550二=9550* = 35.007 N mni960h = 599.181 N .m6.1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35CrM

6、o表面淬火，硬度4550HRC表面粗糙度Ra215000、I KT 2iCHPZ2 丿f 15000、=I I *1.2* 599.0461194.37*42 丿3= 2426.984 mm查机械设计手册表35. 5-4，接近于m2d1 =2426.984mm3的是2500 mm3相应 m =6.3mm, d1 =63 mm。查机械设计手册表35. 5-6，按i =20.5, Zi =2, Z2 =41, X2 = -0.5, a =160 mm* =1ll836计算可得蜗轮分度圆直径d 2 = mZ2 =6.3* 41 = 258.3 mm导程角mZ 1V =arctan= 11。1 836

7、d1实际传动比i =空=20.5Z1蜗轮轴实际转速门2 =in = 46.8293 r/min蜗轮实际圆周速度兀 d2n2=0.633060000滑移速度兀 d1n1Vs =匚一 =3.2264 m/s sz 3.0 m/s60000 cosY查机械设计手册表35. 5-3，得传动效率其中，量摩擦角;a;严872559油损轴承效率S =0.98nm,2 =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f9400T2叫eaKvK5p查表35.5-11,有Ze =155%m2查表3.5-12使用系数Ka=0.9

8、载荷分布系数Kp 二1载荷系数Kv =1.1涡轮传递的实际转矩T2 =9550* 3.5193* 0.821 =604.6445.6317当 Vs =3.2264 时，查图 35-5-3，得ZvS=0.94,贝JcrHp =时p*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crH =Ze F400!2 * KaKpKv =1559400*604.64*0.9*1.1*1 =仃9.3133 n/mm2 c 193.324 N/mm2飞 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，得验算公式住 _6

9、66T2KaKvKpZV2= =43.3614 cos f cos 11.036由已确定的x2=-0.5查机械设计手册图35-5-18，得Y FS =8.55S =0.96其中，蜗杆传递的名义功率P1 =3.519 kWctfp =51.1N/m363* 258.3* 6.3经校核，可以确定a =160 mm Z2666* 604.64*0.9*1*1.1* 8.55* 0.908 =30.1893 “FP=41 X2 =_0.5 Z1 =2，查机械设计手册表35-5-7，有：齿形角a =20笃di=63 mm， d 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

10、:48EIIymm其中，圆周力Ft1二药=1111.33 Ndi径向力 Fr1 =216.746 NE =3.1*105 MPa兀 df143.14* 47.8846444mm = 257935.645 mmI =0.9d2 =0.9* 258.3 =232.47 mmy = =旦=0.0631000 1000代入上述数据，得J1111.332 +216.752y =48*3.1* 105* 257935.645(0.9* 258.3)0.0037 呎，符合安全要求。6.6.2蜗杆热平衡校核蜗杆传动的热平衡校核公式:t=t0+1wg 兰 t蜗杆传动的总效率n =0.821箱体散热系数（W/m2

11、C）， ks =8.717.5W/m2fc，取 ks=13W/m2 七2箱体散热面积 A .2 m周围空气的温度t0=2OC 润滑油工作温度的许用值一般取6070C,取U = 65C代入上述数据，得13*1.2t =20+200*竺込0型=60.378兰t，符合要求。7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* 0.821 =2.8991 kW n2 二F=46.8293%inT2 =604.64 N7.1.2求作用在蜗轮上的力圆周力Ft =纽=1111.333 Nd1径向力FFt tanY =216.746 N轴向力2T2Fa= 4681.688N7

12、.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 =人彳匹 =43.4651 mm力学数据如下:bb =650 MPabs =360 MPaJ =270 MPaJ =155M PaE =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Tea = K AT2= 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 =112 mmLj =84 mm ,车由孑L直径 D =50 mm ,故取 di 1 =

13、 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，1轴段右端需制出一轴肩，所以取dn i=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 *60 mm*110 mm* 22 mm ,a = 22.4 mm。所以di3=60mm。取安装蜗轮处直径为di4=65mm，轴套直径为17di5 =di4+2* 0.07di4 =75 mm。B）确定轴各段的长度。因为联轴器中L .84 mm，所以轴段的长度为Li1=84mm ;取轴段l2的长度为Li 2 =

14、 a+46 = 22.4+46 = 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78 mm所以轴段i4的长度为Li 4 =78 mm ；轮毂左侧轴段i5长度为 Li5 =22 +5 +15 =42 mmC）综上所述轴的总长度为L =22 +5+15+78+15 +5+ 22+ 22.4+ 46 +84 = 314.4 mm支承跨度为I =22+5+15+78+15 + 5 + 22=140mm2 27.1.5校核轴的强度A)绘制轴的计算简图,如图

15、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 =讥一-1111.33 一555.665 N截面C处的弯矩为= -38.90 N m1M hc =FhA = -555.665*2 2C)绘制垂直面内弯矩图，如图4( C)两支承端的约束反力为_ Fr _ Fa2d22 2l216.746-4681.688X258.3 2咒140= 4427.230 N(匹46 + 一4681.6盼2583= _4210.484 N2x140y#截面C左侧的弯矩为M VC1 = Fva =309.906 N “m2Mvc2 = F/b = 294.734 N 师2D) 绘

16、制合成弯矩图，如图4( d)。/ 2 2 Mc1 =vMhc + M VC1截面C左侧的合成弯矩为=7(-38.90 f+(309.906 f =312.338 N -m截面C右侧的合成弯矩为Mc2 = jMhc2+Mvc22 =J(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=9550% 2.836 =592.1 N mn245.6317F) 绘制当量弯矩图，如图4 (f)。因为轴为单向转动，所以扭矩为脉动循环，折合系数a 0.6，危险截面C处的弯矩为Mrc = Jmc22 +0T f =72

17、97290(06*59277 =463.290 N -mG) 计算危险截面C处满足强度要求的轴径可得由公式r .亠4340.1d33463.290* 103mm = 25.793 mm0.1*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dl65mm ,故强度足够。为 =84mm ;取轴段2的长度为-2 = a+46 = 22.4 + 46 = 68.4 mm ;根据轴承H）绘制轴的工作图（见图纸）。7.2蜗杆轴的设计与计算图5217.2.1蜗杆轴的部分计算数据所设计蜗杆头数为 2, 丫=11。1836, d1=63mm

18、 , aa1= 20。,其中aa1为蜗杆轴向压力角，a为轴向参数，t为端面参数。q= =10m 6.3可得tanY = YZ乙Px1乙利 利d1qPx1 =tan 氐d1tan11.036* 3.14* 63 =19 291722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，1轴段左端需制出一轴肩，所以 取dn 2 =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* B =60 mm*110 mm* 22 mm ,a =22.4 mm所以 dn 3 = 60mm。蜗杆的

19、分度圆d63mm所以取轴段II4的直径为也4 =63mm，蜗杆的齿顶圆直径为 ddd1 +2m=63 +2咒 10=83mmB）确定轴各段的长度。因为联轴器中L =84 mm，所以轴【1段的长度型号可得轴段L3 =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Li4=110mm ；轮毂左侧轴段g长度 为L|5 =30mm,轴承连接处长度 S =42mm。C）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

20、22 22l =+5+15+78+15+5+=140 mm27.2.3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,两支承端的约束反力为FhA=FhB=T =截面C处的弯矩为1 0 222Mhc =FhA丄=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LFr1 丄 Ft1d12石石港込4681輕型=1161 75NI 22X140Fr1 FM2 21(j_4681.688“3L_945.01 N2X140te)(f)a截面C左侧的弯矩为1M VC1 = Fva =128.95N m21M VC2 = Fvb

21、 = T04.90N2D) 绘制合成弯矩图，如图6 ( d)。截面C左侧的合成弯矩为Me = jMhc2 +MVC； = J(61.682 + (128.95 2 =142.94 N m截面C右侧的合成弯矩为M C2 = JlMhc2 +MVc22 = J(61.682 +(-104.9 )2 =121.69 N EE) 绘制扭矩图，如图6 (e)。蜗杆与联轴器之间的扭矩为P3 519T =9550=9550X =35.01 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a止0.6，危险截27面C处的弯矩为J2222Mrc =JMc2 +(

22、aT ) = J121.69 +(0.6* 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Ml：m2+(：t)2 勇W 0.1d3可得J123.49*10 m 16.60 mm丫0.1&_1 0.1*270由于C处有键槽，故将轴径加大5%即16.60mm*1.05 = 17.43mm。而结构设计简图中，该处的轴径为di 4 =65mm，故强度足够。H）绘制轴的工作图（见图纸）。8滚筒轴承的选择结构简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, 单，使用方便。因此选用 60000 GB/T276 1994型轴承。9蜗杆联轴器的选择转矩为由于转矩变化不

23、大，故选用弹性套柱销联轴器。取Ka=1.5 ,Tea =5 =1.5*35.007 =52.5105 N m根据GB/T 43231984, TL4,确定额定公称转矩T=63N.m。应选用的联轴器尺寸为：L38mm,52mm。主动端为Z型轴孔，C型键槽，4=20 mm, L38 mm。从动端为J型轴孔，B型键槽，d22 mm,L38 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 J竺= 6034.64 =153.768V1a n1 160 * 960上式中T2蜗轮传递的名义转矩（N .m）；ni蜗杆的

24、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 CKE32（轻载荷蜗轮蜗杆油，粘度等级（GB/T149061994）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

25、交部分 的尺寸箱体内壁与齿顶 圆的距离箱体内壁与齿轮 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