机械设计课程设计说明书-带式运输机传动装置的一级蜗杆蜗轮减速器设计

带式运输机传动装置的一级蜗杆蜗轮减速器设计目录1、机械设计课程设计任务书（3）2、电动机的选择（5）3、传动装置的运动和动力参数的计算（7）4、传动零件设计计算（8）5、轴的设计计算及校核（13）6、轴承的校核（19）7、键的选择和校核（22）8、箱体的设计（22）9、键等相关标准的选择（24）10、减速器结构与润滑、密封方式的概要说明（25）1设计题目带式运输机用蜗杆减速器设计。11工作原理及已知条件工作原理带式输送机工作装置如下图所示己知条件1工作条件两班制，运输机连续工作，单向动转，载荷平稳，空载起动。2使用寿命使用期限8年（每年300工作日）；3运输带速度允许误差；5；三、原始数据已知条件传送带工作拉力F（KN）传送带工作速度V（M/S）滚筒直径D（MM）参数43167501电动机2联轴器3蜗杆减速器4带式运输机21电动机的选择计算211选择电动机2111选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2112选择电动机容量工作机所需的功率KWKWFVPW861034103由电动机至工作机之间的总效率4321A其中分别为联轴器，轴承，蜗杆1和卷筒的传动效率。查表可知099（滑块联轴器）098（滚12子轴承）073（单头蜗杆）096（卷筒）34所以630978092XXA所以电动机输出功率KWKWPAD921063/82113确定电动机转速根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为R/MIN7640R/IN750616106KWDVNW688KWWP063A1092KWDPNW4076R/MIN计算及说明结果电动机转速可选范围NDIWNND10704076407628532R/MIN2114确定电动机型号查表161，可得方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比极数1Y160M2215KW3000R/MIN2930R/MIN718822Y160L415KW1500R/MIN1460R/MIN358143Y180L615KW1000R/MIN970R/MIN23806计算及说明结果经合考虑，选定方案3。因为同步转速较高，电动机价格比较便宜，而且方案3的传动比不是很大，尺寸也不是很大，结构还比较紧凑。电动机的型号为Y180L6计算及说明结果212计算总传动比和各级传动比的分配2121计算总传动比23807649WNMIA2122各级传动比的分配2123由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。3计算传动装置的运动和动力参数31蜗杆蜗轮的转速蜗杆转速和电动机的额定转速相同蜗轮转速MIN/76408239RN滚筒的转速和蜗轮的转速相同32功率蜗杆的功率P110920991081KW蜗轮的功率P21092073098781KW滚筒的功率P3781098099757KW33转矩MNNPTMD5107962150950ID41711T62079808234062A2MNI613332380AIN4076R/MINP11081KWP2781KWP3757KW10751NDTM10644N1M2407622TNM2288203NM将所计算的结果列表参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速R/MIN97097040764076功率P/KW10921081781757转矩NM1075110644240762228820传动比I2380效率099073096计算及说明结果4选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。41选择材料考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为4555HRC，蜗轮用铸锡磷青钢ZCUSN10P1，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。42按齿面接触强度进行设计传动中心矩计算公式如下232HEZKTA1确定作用在蜗轮上的转矩240762NM22确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数KA113确定弹性影响系数EZ因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故147EZ21MP渐开线蜗杆ZI45钢ZCUSN10P1青铜HT100240762NM2TKA11147EZ21MP计算及说明结果4确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆D1和传动中心矩A的比值，301D从图1118可查得31Z5确定接触疲劳极限LIMH根据蜗轮材料为ZCUSN10P1，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表117中查得无蜗轮的基本许用应力268MPALIMH（6）计算许用接触应力H384082HL931047610HANN887/0/934HK28VMIMPA（7）计算中心距232HEZKTAMM23314710604195取中心矩A250MM这时，30182DAZ由图1118查得，因为D2,且与轴承内径标准系列相符，考虑蜗轮有轴向力存在，故选取角接触球轴承现暂选轴承7016C，查机械设计手册轴承内径D80MM,外径D125MM,宽度B22慢慢，内圈定位轴肩直径DA87MM,外圈定位直径DA118MM,轴上定位端面圆角半径最大为RA1MM,对轴的力作用点与外圈大端面的距离A3247MM,故D380MM,轴承采用脂润油，需要挡油环宽度初定为B1,故L3L7BB1221537MM一般同一根轴上选用同一型号的轴承。所以D7D380MM轴段4与轴断6为轴环，它们关于蜗轮对称，起蜗轮的定位和固定作用，定位轴肩的高度H00701D5639MM取H8MM,则D698MM为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体内壁间应有一定间隙，取两者间距为24MM,即，L4L624MMD480MM轴段5安装蜗轮，此直径采用标准系列值，D5应略大于D4故取D590MM,其长度应比轮毂略短，故取L562MM为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内壁的距离为2MM为了保证联轴器不与轴承盖相碰，取L2224668MM。因此，定出轴的跨距为37456185246185472LLM（一般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算）蜗轮轴的总长度为L总14718568110185352MM。轴的结构示意图如图所示D170MMD275MMD380MMD480MMD590MMD698MMD780MML424MML737MML337MML268MML1105MML562MML624MML147MML总352MM计算及说明结果523轴的校核计算按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图见下图）（A）绘制轴的受力图蜗轮的分度圆直径D384MM；转矩T240761NM蜗轮的切向力2T/D2240762/0384125397N2TF蜗轮的径向力TAN2RTF125397TAN2045641N蜗轮轴向力TAN2AT125397TAN11325057N（B）求水平面H内的支反力及弯矩由于蜗轮相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。HAF2/15397269BTNC截面处的弯矩NM60408ALM（C）求垂直平面V内的支反力及弯矩支反力由得0A022DFLLARVBLR456175384225N907VAFRVB截面C左侧的弯矩125397N2TF45641N2R25057N2AF62699NHA62699NB4608NMHCM55548NVBF9907NA1907142782VALMVCFNM728NM1MVC计算及说明结果截面C右侧的弯矩25480172483LMVCFBNM求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩2221146087465HVC截面C右侧的合成弯矩2222460836157HVCMNM计算转矩2950719PTN求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数06,危险截面C处的当量弯矩为A2226157089158MATNMEC计算截面C处的直径，校验强度331860AD因此处有一键槽，故将轴径增大5，即5620543AM而结构设计中，此处直径已初定为70MM，故强度足够53蜗杆轴的设计531轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，淬火处理。按扭转强度，初步估计轴的最小直径2MVC4083NM1C652CM6157NMT8912588ECMNM612MMADD643MM强度足够45钢计算及说明结果DC033185279PMN12TC67N532确定各轴段直径查表GB/T58431986选用YL7联轴器，标准孔径D28MM，即轴伸直径为28MM联轴器轴孔长度为44MM。轴的结构设计从轴段D128MM开始逐渐选取轴段直径，D2起固定作用，定位轴肩高度可在（00701）D范围内，故D228（00701）D12996308MM，该直径处安装密封毡圈，取标准直径。应取D230MM；D3与轴承的内径相配合，且D3D2,又应要承受径向力和轴向力，为便与轴承的安装，故选定角接触轴承型号为7007C。取D335MM。D4起定位作用，由H（00701）D3（00701）35245535MM，取H3MM，D4D3H35338MM；D6D438MMD7段装轴承，取D7D335MMD5段取蜗杆齿顶圆直径D580MM533确定各轴段长度L1取联轴器轴孔长度44MML2安装端盖取L240MML3安装轴承，取轴承宽度L3B14MML4和L6为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取L4L6138MML7也安装轴承和端盖L730MML5为蜗杆轴向齿宽取L5107MM定出轴的跨度为LL4L6L51/2L31/2L3397MM蜗杆的总长度为L总L403044511MM534蜗杆轴的强度校核D28MMD128MMD230MMD335MMD438MMD638MMD735MMD580MML144MML240MML314MML4138MML730MML5107MML397MML总511MM按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图和蜗轮轴相似，故不再作图）计算及说明结果（A）绘制轴的受力图（B）求水平面H内的支反力及弯矩FT1FA225057NFR1FR245641NFA1FT2125397N由于蜗杆相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。HAF1/25072159BTNC截面处的弯矩93487ALMM（C）求垂直平面V内的支反力及弯矩支反力由得0A0211DFLARVBLR397456125937824N4611VAFRVB截面C左侧的弯矩178039252VALMVCNM截面C右侧的弯矩4708VBF求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩221148715932HVCMNM截面C右侧的合成弯矩FT125057NFR145647NFA1125397N12529NHAFCM2487NM37824NVBFVAN742501MVC52M7508N1CM293M计算及说明结果2222487509CHVCMNM计算转矩1950164PTN求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数06,危险截面C处的当量弯矩为A2227906147935MATNMEC计算截面C处的直径，校验强度335240101ECD因此处有一键槽，故将轴径增大5，即D52410555MM而结构设计中，此处直径已初定为80MM，故强度足够蜗杆轴的结构示意图如下图所示6轴承的校核61校核7016C查表GB/T2971994额定动载荷CR45103N基本静载荷COR432103N1求两轴承受到的径向载荷FR1和FR2由前面设计蜗轮时求得的FR1V9907NVAF2CM790NMT10647935ECMD55强度足够CR45103NCOR432103NFR1V9907N计算及说明结果FR2V55548NVBFFR1H62696NHAFR2H62696NBFR1N22219076347FRVFR2N2548（1）求两轴承计算轴向力FA1和FA2查表GB/T2971994可知E04附加轴向力轴向力FA25057N轴承2端被压紧，故求当量动载荷P1和P2110MPA332102476108TKLD不合格，因此改选双键，相隔180布置。双键的工作长度L1570105MM由式合适3321024761095TMPALD72蜗杆与联轴器相配合的键的选择查GB10952003A型普通平键根据轴的最小直径D28MM,选择键BH8MM7MML40MMLLB40832MMK05H0535MM110MPA33210641079528TMPAKLD合格8箱体的设计计算81箱体的结构形式和材料箱体采用铸造工艺，材料选用HT200。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚810MM，取10MM82铸铁箱体主要结构尺寸和关系如下表A型普通平键BH20MM12MM不合格双键相隔180布置L105MM合格A型普通平键BH8MM7MML40MML32MMK35MM679110MPA合格名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚10MM箱盖壁厚110896MM取110MM箱座凸缘厚度B1，箱盖凸缘厚度B，箱座底凸缘厚度B2B115115MMB1515MMB225251025MM地脚螺钉直径及数目DF0036A1221MM取DF25MMN6轴承旁联接螺栓直径D1075DF1875MM取D120MM盖与座联接螺栓直径D2（0506）DF取D216MM联接螺栓D2间的间距L150200MM轴承端盖螺栓直径D3（0405）DF取D312MM检查孔盖螺栓直径D4（0304）DF取D48MMDF，D1，D2至外壁距离DF，D2至凸缘边缘距离C126,20,16C224,14轴承端盖外径D2140MM轴承旁联接螺栓距离S140MM轴承旁凸台半径R116MM轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚M19MMM29MM蜗轮外圆与箱内壁间距离116MM蜗轮轮毂端面与箱内壁距离230MM9键等相关标准的选择本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，垫圈、垫片的选择，具体内容如下键的选择查GB10952003蜗轮轴与半联轴器相配合的键A型普通双键，BH20MM12MMA型，GB10952003半联轴器与蜗杆轴的连接BH8MM7MM20MM12MMA型，8MM7MM联轴器的选择根据轴设计中的相关数据，查GB43231997，选用YL13凸缘联轴器YL13GB43231997螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓GB578286，M1035，数量为3个M12100，数量为6个螺母GB617086M10数量为2个M12，数量为6个螺钉GB578286M1016数量为2个M1225，数量为24个M816数量为12个M1035M12100M10M12M1020M1225M81664销，垫圈垫片的选择选用销GB11786，B830，数量为2个选用垫圈GB9387数量为8个选用止动垫片1个选用石棉橡胶垫片2个选用08F调整垫片4个GB11786B830GB9387止动垫片石棉橡胶垫片08F调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图10减速器结构与润滑、密封方式的概要说明减速器的结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照后附装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放油螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速器用地脚螺栓固定在机架或地基上。减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图减速器的润滑由于V406M/S12M/S，应用喷油润滑，考虑成本及需要，选用润滑油润滑。轴承部分采用润滑脂润滑。蜗轮润滑采用N32号涡轮蜗杆油（SH009491）最低最高油面距1020MM，油量为15L。轴承润滑选用ZL3型润滑脂GB73241987）油量为轴承间隙的1/31/2。减速器的密封箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂漆或水玻璃。观察孔和油孔等处接合面的密封用石棉胶橡纸，垫片进行密封。轴承孔的密封、闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴段外伸端透着间的间隙采用毡圈油封。轴承靠近机体内壁处用挡圈油环密封以防止润滑油进入具体结构详见装配图具体结构装配图详见零件工作图N32号涡轮蜗杆油ZL3型润滑脂详见装配图参考文献1，机械设计第八版濮良贵纪名刚主编北京高等教育出版社2，机械设计课程设计宋宝玉主编北京高等教育出版社3，机械设计课程设计殷玉枫主编北京机械工业出版社4，机械设计课程设计孙岩陈晓罗主编北京北京理工大学出版社5机械设计课程设计王昆，何小柏，汪信远主编高等教育出版社6机械设计（第七版）濮良贵，纪名刚主编高等教育出版社7简明机械设计手册洪钟德主编同济大学出版社8减速器选用手册周明衡主编化学工业出版社9工程机械构造图册周明衡刘希平主编机械工业出版社10机械制图（第四版）刘朝儒高治一编高