蜗杆蜗轮课程设计

1、课程设计说明书课程名称： 机械设计基础课程设计设计题目：带式输送机减速传动装置 机械 工程 学院（系） 包装工程 专业班 级： 包装0802设 计 者 ： 张晶 学 号 ：0403080209指导教师 ： 许承华 2010年12月第一章 设计任务书课程设计设计内容1. 拟定和分析设计方案2. 选择电动机，计算传动比和运动参数3. 传动件设计4. 轴的设计和键的设计5. 轴承及组合件的设计，联轴器的选择6. 箱体和附件的设计7. 润滑和密封设计8. 零件图和装配图的绘制9. 设计说明书的编写课程设计要求1 工作条件（1）工作环境为室内工作；（2）该传动机构进行单向，连续的运转；（3）工作载荷平稳

2、；（4）单班制工作，工作期限为十年，检修间隔期，三年进行一次大修。 2.已知参数（1）卷筒转速n=30r/min；（2）卷筒圆周力F=12500N； （3）卷筒直径D=350mm。 3 .设计工作量（1）画出装配图一张（A0或A1）；（2）零件工作图1-3张；（3）设计说明书一份。第二章 拟定分析传动方案一传动方案简图二传动方案的分析一般的机械传动有带传动，齿轮传动，链传动和蜗杆蜗轮传动。带传动的传动载荷小，传动效率低，外廓尺寸较大，并且因为弹性滑动的原因，传动比不恒定。但是，它具有良好的缓冲吸振的作用，所以将其与电动机高速极相连，吸收振动，减小转矩，减小带传动的轮廓尺寸。蜗杆蜗轮传动具有传动

3、比大，工作平稳，噪音小，结构紧凑的优点。但是，它的传动效率较低。为了减磨耐磨，蜗轮的齿圈常常用青铜制造，导致成本较高。考虑到本设计中的卷筒速度较小，导致传动比比较大，为了减小轮廓尺寸，使结构紧凑，所以选择使用蜗杆蜗轮传动。第三章 运动学和动力学的计算设计项目计算过程计算结果一 电动机的选择1 工作机所需要的功率2 确定电动机的额定功率Ped3.确定传动机构的总传动比ia1 工作机所需要的功率电动机所需功率为Pd=Pw/a KW 因为 Pw=Fv/1000KW V=w r=w D/2所以 Pd= Fv/1000a KW=FwD/2000a其中，由电动机 至 运动带 传动总效率为a = 12345

4、查表1-7初选 联轴器 效率 1= 0.99V带传动效率 2= 0.96两对滚动轴承效率 3= 0.990.98蜗杆蜗轮的传动效率 4= 0.82卷筒效率 5=0.96 则a=0.990.960.990.980.820.96=0.73Pd= Fv/1000a KW=FwD/2000a KW=125000.35/(20000.73)=8.9kW2 确定电动机的额定功率Ped 因为 PedPd 所以查表得:Ped=11kw 即 选择额定功率为11kw的电动机。3.确定传动机构的总传动比ia ia= i1 i2其中，i1为V带传动的传动比，i1的常用范围24，最大值为7；i2为蜗杆蜗轮传动的传动比,

5、i2的常用范围1040，最大值为80； 所以，ia的范围是20160，电动机的转速nd=ia n=30（20160）=6004800 r/min为了降低传动比，提高蜗杆传动效率，所以选择同步转速为1000r/min 的电动机 ，即Y160L-6 Y160l-6参数如下:型号额定功率 KW同步转速 r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160L-611100022a=0.73Pd=8.9kW电动机型号设计项目计算过程计算结果电动机参数中心高外形尺寸地脚尺寸螺孔直径轴伸尺寸装键部位HL*(AC+AD)*HDA*BKD*EF*G160645*(325*255)*385254*2541542*1

6、1012*37二确定运动装置中的动力和运动参数1 分配各级的传动比2 确定各轴的转速3 确定各轴的功率和转矩1 分配各级的传动比 ia=nd/nw=970/30=32.3初取 蜗杆蜗轮传动比i2=15则带传动比i1 = ia/ i2=32.3/15=2.16 2 确定各轴的转速 no=nd=970r/min; n1=n0/i1=970/2.16 r/min=449.07r/min; n2=n1/i2=449.07/15 r/min=29.94r/min; n3=n2=29.94r/min传动误差=（30-29.94）/30=0.0005 在±5%的范围之内。3 确定各轴的功率和转矩

7、(1) P0=Pd=8.9kwP1=P0×0.96=8.9×0.96=8.63kwP2= P1×0.82×0.99×0.98=8.63×0.82×0.99×0.98=6.87kwP3= P2×0.96=6.87×0.96=6.59kw运动和动力参数电动机轴轴I轴II轴III转速n/r/min970449.0729.9429.94输入功率P/ kw8.98.636.876.59输入转矩T/N·m84.9183.152191.332102.02传动比i2.12151效0.960.8910.

8、95i1=2.16i2 =15r/minNm第四章 传动零件的设计设计项目计算过程计算结果一带传动设计1确定计算功率Pc2选择V带型号3 确定大小带轮基准直径d1,d24验算带速v5计算中心距a和基准带长Ld6验算小带轮包角7 求窄V带的根数z1确定计算功率Pc 由已知条件，单班制工作，查表13-6得KA=1.0所以 Pc=KA×Pd=1.0×8.9=8.9kw2选择V带型号 根据Pc=8.9kw n1=970r/min.由V带选型图得，坐标点位于B型V带区域，所以选择B型V带。3 确定大小带轮基准直径d1,d2 由表13-7 ，初选d1=125 mm，则 D2=d1

9、15;i1(1-)=125×(2.16-0.02)=267.5mm 由表13-7 得D2=265mmI实际=265/125=2.12传动比误差在±5%之内，所以允许。4验算带速vV=d1×n1×/(60×1000)= ×970×125/60×1000=6.35 m/s带速在525m/s范围内，所以合适。5计算中心距a和基准带长Ld初步选择因为 0.7（d1+d2）a02(d1+d2) 即 273mma0780mm取 a0=580mm则L0=2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)=2×580+×

10、;390/2+/4×580=1160+612.3+8.4=1780.7mm 就近取Ld=1800mm 由公式aa0+(Ld-L0)/2=580+(1800-1780.7)/2=590mm6验算小带轮包角=180°-（d2-d1）/a×57.3°=180°-（250-125）/602×57.3°=167.1°120°,适合。7 求窄V带的根数z由传动比i=2.02 查表13-4 由线性差值法 得 kw P0=1.67kw由Ld=1800mm查表13-2得 ; =167.1°查表13-5 得 代入数

11、据得： Z=9.41/(1.67+0.30)×0.96×0.95=4.29（根）所以 取z=5（根）8 确定带的初拉力F和作用在轮轴上的压力F 取q=0.2kg/m=500×9.41/(5×6.35) ×(2.5/0.96-1)+0.2×6.35=236.43N作用在轴上的压力F=2×5×236.43×sin163.2°/2=683N9 带轮结构设计（1）小带轮的尺寸小带轮的基准直径为125mm，参照电动机的参数，可知中心高H=160mm，轴伸长度是4620mm,轴径是42mm,所以，小带轮的轴

12、孔直径应为42mm,轮毂长不大于 3d(d代表轴的直径),采用实心式结构（2）大带轮的尺寸，大带轮的基准直径是265mm300mm,采用腹板式结构，轮毂宽B=(1.52)d=52.570mm,取B=60mm.Pc =8.9kw选择B型V带。d1=125 mm d2=265mmV=6.35 m/sa590mmLd=1800mm=167.1°z=5（根）8 确定带的初拉力F和作用在轮轴上的压力F9 带轮结构设计设计项目计算过程计算结果三蜗杆蜗轮传动设计1选择蜗杆传动类型.2选择材料3按齿面接触疲劳强度设计（1） （2）.确定作用在涡轮上的转距 （3）.确定使用系数K 综合弹性系

13、数Z4）确定接触系数 Z（5）.确定许用接触应力（6）计算中心距a（7） 确定模数m，蜗轮齿数z2，蜗杆直径系数q，蜗杆导程角，中心距a(8)确定几何尺寸 5热平衡校核初步估计散热面积A 周围空气的温度t 热散系数K 热平衡校核 1选择蜗杆传动类型 根据GB/T 10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。 .2选择材料 蜗杆：考虑到蜗杆传动传递的功率较大，速度只是中等，故蜗杆用45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 考虑到速度较小，载荷较大，所以 蜗轮材料选择10-3铝青铜。它有足够的强度，铸造性功能好，

14、耐冲击，价廉。估测vs=2m/s所以，由表12-5 得3按齿面接触疲劳强度设计蜗轮轮齿所限定的承载能力，大都超过齿面点蚀和热平衡计算所限定的承载能力。只有在少数情况下，例如：再受强烈冲击的传动中，或蜗轮采用脆性材料时，计算其弯曲强度才有意义。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，再校核齿根弯曲疲劳强度。（1） 由i=15，查表12-5，选取z1=2,z2=2×15=30估计传动效率 =0.82（2）.确定作用在涡轮上的转距      n2 =29.94r/minT=2191.33N/m  （3）.确定使用系数K 综

15、合弹性系数Z 因工作载荷较稳定，无冲击载荷，转速较低故取确定使用系数K=1.1因用铝青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故取Z =160  （4）确定接触系数 Z 假设蜗杆分度圆直径 和传动中心距a的比值 为0.45，由12-11图可查得 Z =2.4。 （5）.确定许用接触应力  根据蜗轮材料为铝青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,估测滑动速度 为2m/s可从表12-4中查得蜗轮的基本许用应力 210MPa 。 （6）计算中心距a取a=190mm（7） 确定模数m，蜗轮齿数z2，蜗杆直径系

16、数q，蜗杆导程角，中 心距a d1= 由表12-1，初选m=8, d1=80mm, a=0.5(d1+d2)=0.5(80+240)=160mm另取 m=10,d1=90mm,q=9.000 a=0.5(d1+d2)=195190mm 所以适合。 (8)确定几何尺寸 采用渐开线蜗杆（ZI）蜗杆用45钢蜗轮材料选择10-3铝青铜n2 =29.94r/minT=2191.33N/m  K=1.1Z =160 Z =2.4。 210MPa 。a=195mmm=10, d1=90mm, q=9.000第四章 轴的设计和键的设计设计项

17、目计算过程计算结果一轴的设计1轴1的结构设计（1）、轴上的功率、转矩、转速（2）初步确定最小直径3）确定各轴段直径 (4）确定各段长度2蜗杆的受力计算(1).按扭转和弯曲组合变形强度条件进行校核计算(2)求水平面H和沿垂平面V的支座反力(3)求合成弯矩Ma(4)计算扭矩T(5)求危险截面的当量弯矩Me 2蜗轮轴的结构设计(1）轴上的功率、转矩、转速（2）初步确定最小直径(3）确定各轴段直径 (4）确定各段长度3蜗轮轴的受力计算及校核 1.按扭转和弯曲组合变形强度条件进行校核计算2求水平面H和沿垂平面V的支座反力 3沿垂平面V内的支座反力4垂直面V的弯矩计算5求合成弯矩Ma6计算扭矩T1轴1的结

18、构设计（1）、轴上的功率、转矩、转速 由上计算得， PI= 8.9kW nI= 449.07 r/min（2）初步确定最小直径 选择轴的材料为45钢，调质处理根据表14-2取C=110，于是：考虑轴端有键槽，将上述轴径增大10%，即29.9×1.10=32.89 mm,根据标准直径系列取d=35mm   （3）确定各轴段直径 轴段a（外伸端）直径最小，要对带轮定位，轴段上设计轴肩,则d1=35mm, d2=d1+2×0.1×35mm=42mm 因为要安装密封的毛毡圈，所以取d2=45mmd3要与轴承孔相配合，初选轴承30310所以d3=50mm D5与涡

19、轮的轮齿部分相接， 所以取d5=58mm,d4=0.08×d4×2+d4 =4.6×2+58=67.2m 所以取d4=68mm d6=d3=50mm d7=d4=68mm d8=d3=50mm(4）确定各段长度  初选轴承30310带轮的轮毂宽为60mm，L1=61mm L2>1+e+(510)+L0其中，L0为箱体轴承端盖外部零件处与带轮之间的距离，为1520mm 取L0=17mm e是轴承端盖的厚度e=1.2d3 d3是螺钉的直径10mm e=12mm =11mm 又根据涡轮到箱内轴承凸台的距离，确定 L2=65mmL3=30mm（轴承宽度为2

20、9.25mm） L4=4mm在保证蜗轮与箱体内壁保持距离20mm以上的前提下 取L5=60mm 蜗轮的有齿部分估计所以取b1=160mm L6= L5=60mm L7=L4=4mm L8=L3=30mm其轴的零件草图如下蜗杆的受力计算 分度圆直径d=90mm  转矩T=183150 N.mm 圆周力Ft=2T1/d1=2×183150/90=3.4KN  径向力Fr=Fa1tan20=12.5×tan20=4.5KN           

21、; 轴向力Fa=2T2/d2=2×2338060/375=12.5KN  （1）按扭转和弯曲组合变形强度条件进行校核计算   绘制轴的受力简图         水平面H内受力图水平面H内弯矩图垂直平面V内受力图垂直平面V内弯矩图合成弯矩图扭矩图(2)求水平面H和沿垂平面V的支座反力水平面H内的支座反力 FH1=FH2=Ft/2 =1.7KN水平面H的弯矩 MHa=L×FH1=160×1.7Nm=272Nm   沿垂平面V内的支座反力 Fr

22、60;垂直面V的弯矩计算  求外力F在支架上产生的支反力 F在截面a-a上产生的弯矩 (3)求合成弯矩MaMa1=Ma2=(4)计算扭矩TT=Ft(5)求危险截面的当量弯矩Me 由图可见。截面a-a是危险截面所以，轴1是安全的。2蜗轮轴的结构设计(1）轴上的功率、转矩、转速 由上计算得， P2= 6.87kW n2= 29.94r/min（2）初步确定最小直径 选择轴的材料为40Cr，调质处理根据表14-2取C=100，于是：考虑轴端有键槽，将上述轴径增大5%，即61.22×1.05=64 mm,根据联轴器标准直径系列取d=65mm   （3）确定各轴段直径 轴段

23、a（外伸端）直径最小，要与联轴器相连,则d1=65mm,d2起定位作用， d2=d1+0.14×d1=65×1.14=74.1mm 取d2=75mmD3要与轴承孔相配合，初选轴承7016CD3=80mm D4=d3+5=85mm D5=d4+0.07×2×d4=1.14×85=96mm 取d5=96mmD6=d3=80mm (4）确定各段长度与联轴器配合的长度L1=142mmL2>1+C1+C2+(510)+L0其中，L0为箱体外壁与联轴器之间的距离，为1520mmL2=10+20+22+15+8=75mmL3=B+其中，B是轴承的宽度，

24、是蜗轮断面到箱体内壁的距离，要大于壁厚13mm是轴承座到轴承端面的距离，1015mmL4用于支撑蜗轮，长度应略小于蜗轮的厚度100mm，所以L4=98mmL5用于固定蜗轮，L5=1.4h=1.4×5.5=7.7mm, 取L5=8mm L6=15+12+22 =49mm其轴的零件草图如下：蜗轮的受力计算 分度圆直径d=300mm  转矩T=2191.33 N.m           1.按扭转和弯曲组合变形强度条件进行校核计算   绘制轴的受力简图  

25、60;      水平面H内受力图水平面H内弯矩图垂直平面V内受力图垂直平面V内弯矩图合成弯矩图扭矩图2求水平面H和沿垂平面V的支座反力 水平面H内的支座反力 水平面H的弯矩 MHa=L×FH1=96×6.25Nm=525Nm   3沿垂平面V内的支座反力 Fr 4垂直面V的弯矩计算   5求合成弯矩MaMa3=Ma2=6计算扭矩TT求危险截面的当量弯矩Me 由图可见。截面a-a是危险截面所以，轴2是安全的。PI=8.9kW nI=449.07r/mind1=35mm, d2=45mmd3=50

26、mm L2=65mmL3=30mmL4=4mmL5=60mmL6=60mm L7=4mm L8=30mmFt=3.4KN  Fr=4.5KN            Fa=12.5KN  FH1=FH2=1.7KNMHa=272NmMa1=Ma2=T=d1=65mm,d2=75mmd3=80mmd4= 85mm d5=96mmd6 =80mm L1=142mmL2=75mmL3=56mmL4=98mmL5=8mmL6= 49mmMHa=525NmMa3=Ma2=540

27、.7MPaMe=1405.1Nm设计项目计算过程计算结果二键的设计1）轴与带轮键的设计校核2）II轴与蜗轮键的设计校核3）电动机轴与小带轮键的设计校核键的选择与校核选用C型普通平键连接蜗杆和带轮，蜗轮轴与联轴器。选用A型普通平键连接蜗轮与涡轮轴，实现周向固定。1）轴与带轮采用C型平键连接此段 键长应略短于轮毂宽60mm，根据L的系列数，取L=56mm2）II轴与蜗轮采用A型平键连接此段3）电动机轴与小带轮采用C型平键连接有电动机的外伸轴的键槽尺寸和轴径，选用此段轴与带轮采用C型平键连接II轴与蜗轮采用A型平键连接3）电动机轴与小带轮采用C型平键连接第五章 轴承的设计设计项目计算过程计算结果1

28、计算蜗杆轴轴承2计算选择蜗轮轴轴承根据条件，轴承的预计寿命为1 计算蜗杆轴轴承已知轴承的转速为n1=449.07r/min 初选圆锥滚子轴承30310D=110mm d=50mm T=29.25mm 轴承安装及受力情况如图所示轴承30310适用2轴承7016C适用第六章 联轴器的选择设计项目计算过程计算结果联轴器的设计（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。 （2）载荷计算计算转矩TC=KA×T=1.3×2191.33=3039.5Nm，其中KA为工况系数，由课本表17-1得KA=1.3（3）型号选择根据TC，轴径d

29、，轴的转速n， 查标准GB/T 58432003，选LX5弹性柱销联轴器，其额定转矩T=3150Nm, 许用转速n=3450r/min ,故符合要求。第七章 箱体及附件设计设计项目计算过程计算结果一箱体结构设计（1）箱体结构形式的选择 选择本蜗杆减速器的箱体形式为剖分式.由于蜗杆圆周速度v=2m/s45m/s,故采用蜗杆下置式 （2）箱体材料的选择与毛坯种类的确定 根据蜗杆减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200.由于铸造箱体刚性好,易得到美观的外形,灰铸铁铸造的箱体还易于切削、吸收振动和消除噪音等优点,可采用铸造工艺获得毛坯. (3)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处

30、要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(4)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(5)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(6)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(7)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在

31、机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(8)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(9)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(10)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(11)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。

32、密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚11机盖壁厚110机座凸缘厚度b15机盖凸缘厚度b 116.5机座底凸缘厚度b 228地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距 l 150轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d10df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 20df，d1, d2至凸缘边缘距离C224,20, 16轴承旁凸台半径R128, 20,16凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 65，50蜗轮顶圆与内机壁距离110蜗杆端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m211， 11轴承端盖外径D2160，185轴承端盖凸缘厚度t 12轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2第八章 润滑及密封设计设计项目计算过程计算结果1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以