课程设计说明书

蜗杆-直齿轮减速器设计说明书题 目： 蜗杆-直齿轮减速器 专 业： 机械工程及自动化 学生姓名： 学 号： 指导教师： 设计日期：2013.12.29. - 3 -目录一、课程设计任务书-1二、传动装置的拟定和选择-2三、电动机的选择及总传动比的分配-5四、蜗杆及直齿轮的设计计算-7五、轴的设计计算-15六、轴的强度校核-20七、轴承的寿命计算-31八、键的强度校核-33九、参考资料-35带式运输机传动装置设计任务书一.带式运输机工作原理带式运输机传动示意图：二.已知条件1）工作条件：两班制，连续单项运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；2）使用折旧期：8年；3）动力来源：电力，三相交流，电压308/220；4）运输带速度允许误差：5%；5）制造条件及生产批量：一般机械制造，小批量生产；6）设计数据：运输带工作拉力3300N，运输带工作速度1.2m/s，卷筒直径350mm；（07）传动装置方案拟定和选择1. 方案一:两级展开式直齿轮传动优点：传动减速器横向转速较小，两大齿轮浸油深度可以大致相 同。缺点：减速器轴向尺寸及重量较大，高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅有一份输入和输出端，传动布置不够灵活。2. 方案二：锥齿轮加直齿轮同轴传动优点：传动效率高，使用功率和范围广，使用寿命较长。缺点：结构较复杂，横向尺寸小，轴向尺寸大，间轴较长，刚度差，中间轴润滑比较困难。3. 方案三：蜗杆传动优点：在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比（可大于7）； 在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声；能传递大的载荷，使用寿命长；在一定条件下，蜗杆传动可以自锁，有完全保护作用；结构简单且紧凑，拆装方便，调整容易。缺点：由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低并且摩擦发热大。绝大多数是蜗杆为主动，蜗轮为从动。4. 方案四：带传动加齿轮传动优点：适用于中心距较大的传动;带具有良好的挠性,可缓和冲击,吸收振动;过载时带与带轮之间会出现打滑,避免了其他零件的损坏;结构简单,成本低廉。缺点：传动的外廓尺寸较大;需要张紧装置;由于带的滑动,不能保 证固定不变的传动比;带的寿命较短;传动效率较低。综上所述，我选择单级蜗杆加一级齿轮传动序号设计内容及步骤结果 一、电动机选择及总传动比分配1. 工作机各传动部件的传动效率及总效率：已知:运输带工作压力F=3300N 运输带工作速度V=1.2m/s 卷筒直径350mm 查机械设计课程设计手册表1-5可知各传动部件的效率分别为： =0.98 =0.98 =0.97=0.96 =0.98工作机总效率： = *0.96=0.70电动机功率： =所以电动机所需总功率为： 根据上面所算得的原动机的功率，查机械设计课程设计手册表12-1选择电动机的型号如下： 型号额定功率满载转速Y132M-47.5kw1440r/min2.22.32.总传动比及传动比的分配 工作机转速： ：电动满载转速 3.各轴转速与扭矩第一轴转速：第二轴转速：第三轴转速： 第一轴转矩:=第二轴转矩： 第三轴转矩： 轴转速（n）转矩（M）第一轴1440r/min47.27N.m第二轴140r/min364.67N.m第三轴65.4r/min722.87N.m二、蜗杆及直齿轮的设计计算1蜗杆涡轮的设计计算（1）选择蜗杆传动类型 根据GB/T 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。（2）蜗杆的材料选择考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45号钢。为提高效率，蜗杆螺旋齿面要淬火，硬度为45-55HRC。涡轮用铸铝铁青铜ZCuAL10Fe3，金属模铸造。（3）按齿面接触疲劳强度进行设计查阅机械设计书公式11-12得 1）确定转矩按 估取效率计算查前面数据得:2）确定载荷系数 因为工作稳定，所以取1 查表11-5得=1 由于转速不高，转速不大，故=1.1K=1*1*1.1=1.13）确定弹性影响系数 因选的是铸铝铁青铜涡轮和钢蜗杆相配，所以4）确定接触系数 先假设蜗杆分度元直径和传动中心距的比值，从图11-18中可查的=2.95）确定许用接触应力 查表11-7得涡轮的基本许用应力得268MPa 应力循环次数为N=60 其中j=1， 根据前面查的140.48r/min =8*360*16=46080h N=60*1*140.48*46080=388399140 寿命系数为 则6）计算中心距 取中心距a=100mm,因,故从表11-2中取模数=4mm,蜗杆分度圆直径,这时=0.4，从图11-18中可查的接触系数=2.74，因此以上计算结果可用。（4）涡轮蜗杆的主要参数与几何尺寸1）蜗杆 轴向齿距=12.56 直径系数q=10;分度圆直径齿顶圆直径=48齿根圆直径=31.5分度元导程角蜗杆轴向齿后=6.282）涡轮 涡轮齿数=41 变位系数 验算传动比i=,误差为 涡轮分度圆直径=4*41=164mm 涡轮喉圆直径 涡轮齿根圆直径 涡轮咽喉母圆半径（5）校核齿轮弯曲疲劳强度当量齿数： 根据，=51.07，从图11-19可查的齿形系数螺旋角系数： 许用弯曲应力： 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的涡轮的基本许用弯曲应力。寿命系数: =64.35MPa =所以弯曲强度是满足的。（6）验算效率 已知 ， 。代入式中得=0.85,大于原估计值,所以不用重算。 2直齿轮的设计计算材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为40Cr,调制处理，硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢，调制处理，硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。（1）初选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取（2）由设计计算公式（10-9a）进行计算 试选载荷系数由以上计算的小齿轮转矩364.67N.m由表10-7选取齿宽系数由表10-6查的材料的弹性影响系数由图10-21d查得，小齿轮疲劳强度极限大齿轮疲劳强度极限由式10-13计算应力循环次数 由图10-19取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力，取安全系数s=1由式10-12得（3）计算试算小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 计算齿宽b: 计算齿宽与齿高之比:模数齿高（4）计算载荷系数根据 7级精度，由图10-8得，直齿轮：，由表10-2查得使用系数由表10-4查的根据， 由图10-13得故载荷系数为 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式10-10a得 计算模数 （5）按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为 确定公式内的各计算数值由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度为大齿轮由图10-18取得弯曲疲劳强度寿命取弯曲疲劳安全系数s=1.4（6）计算载荷系数K 由表10-5查的齿形系数为；由表10-5查的应力校正系数计算大小齿轮的并加以比较 比较得大齿轮的数值大（7）设计计算取m=6小齿轮齿数，取大齿轮齿数，取几何尺寸计算 计算中心距 计算齿轮宽度 取三、轴的设计计算（一）.输入轴的设计计算1. 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3取根据公式, 其中可得 因为轴上有一个键槽所以有 2. 粗选联轴器 查表14-1可得 由以前计算的联轴器的计算转矩为N查手册选用LX4型弹性柱销联轴器。3.粗选轴承因受轴向力和径向力的作用，粗选圆锥滚子轴承303104.轴的结构设计轴的结构简图如图所示，径向尺寸为： 根据联轴器 制出轴肩令 根据轴承选 轴承轴向定位选 为便于啮合便于制造取 蜗杆分度元直径轴向尺寸为： 根据联轴器选选 为安装轴承端盖取 根据轴承宽度取 轴的轴向定位 根据啮合及安装要求取 根据啮合要求取 根据蜗杆长度取（二）.中间轴的设计计算 1.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3取根据公式 其中可得 因为轴上有一个键槽所以有 2. 选择轴承根据前面，与输入轴选用同型号轴承为圆周滚子轴承303103.轴的结构设计轴的结构简图如下如图所示，轴的径向尺寸如下： 根据轴承得 根据蜗轮尺寸选取 齿轮轴向定位可得轴肩为 直齿小齿轮分度元直径为轴的轴向尺寸为： 根据轴承尺寸和与箱体距离可得 根据涡轮轮毂宽度103可得 取轴肩处宽度为 直齿小齿轮轮毂宽度为（三）.输出轴的设计计算1.轴的材料选择：选取轴的材料为45钢，调制处理。2.初步确定轴的最小直径 根据公式 其中粗取, 解得 因为轴上有两个键槽所以得 3. 选择联轴器根据轴的直径选择弹性柱销联轴器，LX4，孔轴直径60，半联轴器长度1074. 选择轴承由于只有径向力，无轴向力，所以选择深沟球轴承，系列号为6014.5. 轴的结构设计轴的结构简图如下如图所示，径向尺寸为： 根据轴承选择和安装方便取 根据安装尺寸取 为了齿轮轴向定位取 根据齿轮尺寸取 为安装轴承端盖取 根据联轴器取轴的轴向尺寸： 根据安装及轴承要求取 根据安装要求取 取轴肩宽度 根据轮毂宽度取 为方便安装轴承端盖取 根据联轴器取 轴的受力分析及校核四、轴的强度校核（一）输入轴的受力及校核1. 输入轴的受力分析2. 输入轴的受力简图3. 输入轴的校核根据弯矩图取蜗杆的中间部位为危险截面，查表15-5的，根据表15-1查的 故安全。（2） 中间轴的校核1.中间轴的受力分析=-2021N,=260N=-1632N,=2296N=144401Nmm，=13021Nmm=185603Nmm,=152637Nmm=43170Nm，=51694Nmm=235160Nmm=210118Nmm=45091Nmm=53309Nmm=166.53Nm2. 中间轴的受力简图3.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面的强度）。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为 =/=49.2MPa因轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得=70MPa。因，故安全。（3） 输出轴的校核1. 输出轴的设计计算=2661N,=1517N ，=174N,=1397N=165754Nmm =165784Nmm,=236869Nmm2. 输出轴的受力简图3. 输出轴的校核=/=16.1MPa因轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得=70MPa。因，故安全。（四）轴2的安全系数校核1）判断危险截面经分析判断可知，2号轴只需要校核截面2的左右两侧；由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，故其它截面处均无需校核。2）危险截面校核校核截面2左右两侧截面2左侧抗弯截面系数 =0.1=0.150mm=12500mm抗扭截面系数 =0.2=0.250mm=25000mm截面2左侧的弯矩为=185603.2（71.45-33.5）/71.45Nmm=61934.4Nmm截面2上的扭矩为 =166530Nmm截面上的弯曲应力 =/=61934.4/2700MPa=23.0MPa截面上的扭转切应力 =/=166530/5400MPa=30.8MPa轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得=735MPa，=355MPa，=200MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因r/d=1.0/30=0.067,D/d=35/30=1.17,经插值后可得 =1.859 ，=1.441又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为=0.82， =0.85故有效应力集中系数按式（附表3-4）=1+（-1）=1+0.82（1.859-1）=1.704=1+（-1）=1+0.85（1.441-1）=1.375由附图3-2的尺寸系数=0.83；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.9.轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.91轴未经表面强化处理，即=1，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为=/+1/-1=1.704/0.83+1/0.91-1=2.15=/+1/-1=1.375/0.9+1/0.91-1=1.64又由3-1及3-2得碳钢的特性系数 =0.1-0.2，取=0.1 =0.05-0.1，取=0.05于是，计算安全系数值，按式（15-6）-（15-8）则得 =/（+）=7.18=/(+)=7.68=5.25S=1.5故可知其安全。截面2右侧抗弯截面系数 =0.1=0.170mm=34300mm抗扭截面系数 =0.2=0.270mm=68600mm截面2又侧的弯矩为=185603.2(71.45-33.5）/71.45Nmm=61934.4Nmm截面2上的扭矩为 =166530Nmm截面上的弯曲应力 =/=61934.4/4287.5MPa=14.4MPa截面上的扭转切应力 =/=166530/8575MPa=19.4MPa 过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=3.20, =0.83.20=2.56轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 =0.91故得综合系数为=/+1/-1=3.20+1/0.91-1=4.30=/+1/-1=2.56+1/0.91-1=3.66所以轴在截面2右侧的安全系数为=/（+）=5.73=/(+)=5.56=4.00S=1.5故该轴在截面2右侧的强度也是足够的。校核截面3左右两侧截面3左侧抗弯截面系数 =0.1=0.170mm=35937mm抗扭截面系数 =0.2=0.270mm=71874mm截面3左侧的弯矩为 =51693.6（48.95-11）/48.95Nmm=40077.1Nmm截面上的扭矩为 =166530Nmm截面上的弯曲应力 =/=40077.1/35937MPa=1.12MPa截面上的扭转切应力 =/=166530/7187.4MPa=2.32 MPa轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得=735MPa，=355MPa，=200MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因r/d=1.6/30=0.053,D/d=33/30=1.1,经插值后可得 =1.90 ，=1.35又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为=0.84， =0.86故有效应力集中系数按式（附表3-4）=1+（-1）=1+0.84（1.90-1）=1.756=1+（-1）=1+0.86（1.35-1）=1.301由附图3-2的尺寸系数=0.82；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.88.轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 =0.91轴未经表面强化处理，即=1，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为=/+1/-1=1.756/0.82+1/0.91-1=3.24=/+1/-1=1.301/0.88+1/0.91-1=2.58又由3-1及3-2得碳钢的特性系数 =0.1-0.2，取=0.1 =0.05-0.1，取=0.05于是，计算安全系数值，按式（15-6）-（15-8）则得 =/（+）=9.78=/(+)=6.61=5.48S=1.5故可知其安全。截面3右侧抗弯截面系数 =0.1=0.130mm=2700mm抗扭截面系数 =0.2=0.230mm=5400mm截面3左侧的弯矩为 =51693.6（48.95-11）/48.95Nmm=40077.1Nmm截面3上的扭矩为 =166530Nmm截面上的弯曲应力 =/=61934.4/4287.5MPa=14.8MPa截面上的扭转切应力 =/=166530/8575MPa=30.8MPa 过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=3.09，=2.47 故得综合系数为=/+1/-1=3.09+1/0.91-1=3.19=/+1/-1=2.47+1/0.91-1=2.57所以轴在截面3右侧的安全系数为 =/（+）=7.52=/(+)=4.96=4.14S=1.5故该轴在截面3右侧的强度也是足够的。五、轴承的寿命计算对输入轴圆锥滚子轴承1.计算径向载荷垂直面支反力： =194N，=713N水平面支反力： =637N，=1786N =666N,=1923N则径向载荷=666N, =1922.计算轴向载荷=/2Y=666/(21.6)N=208N=/2Y=1923/(21.6)N=601N；又A=595N=601N，=+A=11963.计算当量动载荷 /=1.80e,则X=0.40，Y=1.6/=0.32e，则X=1，Y=0；取=1.5所以=（X+Y）=3270N,= =2885N4.验算轴承寿命 因为，所以按轴承1的受力大小验算=4.74h=830028h=3.84h，符合要求。对中间轴圆锥滚子轴承1.计算径向载荷垂直面支反力：=1632N，=1022N水平面支反力： =2021N，=266N=2598N,=1056N则径向载荷=2598N, =1056N2.计算轴向载荷=/2Y=2598/(21.6)N=812