机械设计课程设计--用于带式运输机传动装置的单级蜗杆减速器

机械设计课程设计题目用于带式运输机传动装置的单级蜗杆减速器学院机械工程学院专业机械设计及其自动化班级11机械班学号学生指导老师2014年12月20日机械课程设计说明书一传动装置的总体规划11设计题目22传动简图23原始数据及工作条件24设计工作量2二传动装置的总体设计311拟定传动方案322选择电动机423确定传动装置的总传动比及其分配424计算传动装置的运动及动力参数5三传动零件的设计计算631选定蜗轮蜗杆类型，精度等级，材料及齿数632按接触疲劳强度设计633蜗轮齿根弯曲强度校核734验算效率835校核蜗轮齿面接触疲劳强度936蜗杆刚度校核1037蜗杆热平衡计算与校核11四轴的设计计算1141蜗轮轴的设计与计算1142蜗杆轴的设计与计算1543滚筒轴承的选择16五键的选择及校核16六箱体的设计及计算17七联轴器的选择18八减速器的结构与润滑19参考资料20设计小结21一传动装置总体规划1设计题目用于带式运输机传动装置的单级蜗杆减速器2传动简图1电动机2,4联轴器3减速器5滚筒6输送带3原始数据及工作条件运输带工作拉力F2KN；运输带工作速度V12M/S（允许运输带速度误差为5）；滚筒直径D315MM；两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳；使用期限10年，小批量生产；生产条件是中等规模的机械厂，可加工78级精度的蜗杆及涡轮；动力来源是三相交流电220/380V。4设计工作量（1）绘制减速器装配图1张（A0或A1。（2）绘制减速器零件图1张（12张）。（3）编写设计说明书1份。5传动机构的总体设计根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为电机联轴器减速器联轴器带式运输机。根据生产设计要求可知，该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见，采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。二、传动装置的总体设计11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。22选择电动机（1）按工作要求和条件选取Y系列三相异步电动机，封闭式结构。（2）选择电动机的功率电动机所需功率PDPW/式中PD电动机输出功率电动机至工作机之间传动装置的总效率PW稳定工作下工作机所需功率PWFV/1000200012/100024KW由电动机至工作机之间的总效率122234其中分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。1234查表可知099（弹性联轴器）098（滚子轴承）2075（单头蜗杆）096（卷筒）34所以09920982075096068所以电动机输出功率PDPW/24/068KW353KW3选择电动机的转速工作机滚筒转速NW601000V/D60100012/3143157279R/MIN根据机械设计课程设计中查的蜗杆的传动比在一般的动力传动中；I1040，电动机的转速的范围因为ND10407279727929116R/MIN选取电动机的转速为N，查机械设计手册，取电动MI10R机型号为Y132M1，则所选取电动机部分性能如下额定功率PE4KW满载转速IN960RNM23计算总传动比和各级传动比的分配（1）计算总传动比INM/NW960/727914（2）各级传动比的分配由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。24计算传动装置的运动和动力参数1各轴输入功率蜗杆轴PPD353099098342KW12蜗轮轴PP342075099098249KW312滚筒轴PP249099098242KW122各轴转速蜗杆轴N1960R/MIN蜗轮轴N2960/13197278R/MIN滚筒轴N3N27278R/MIN3各轴的转矩电动机输出转矩9550PD/NM9550353/960NM494NMDT蜗杆输入转矩9550P/N19550342/960NM3402NM1蜗轮输入转矩9550P/N29550249/7278NM38673NM2滚筒输入转矩9550P/N39550242/7278NM31755NM3T将以上算得的运动和动力参数列于表1参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速R/MIN96096072787278功率P/KW353342249242转矩NM49434023867331755传动比I14效率099075096三蜗轮蜗杆的设计与校核31选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数（1）根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。（2）选择材料蜗杆根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，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。因而蜗轮用铸锡磷青铜ZCUSN10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用45号钢制造。（3）蜗轮蜗杆的传动比IN1/N2960/727914参考机械设计手册表,初选数据如下初选蜗杆头数1Z蜗轮齿数Z2Z1I2832按接触疲劳强度进行设计设计公式M2D1KT2480/Z2H）2（1）确定蜗轮转矩T2955106P/N238673NM2载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K1，有表机械设计115选取使用系数KA115；取动载系数KV105；则KKKAKV115110512（3）确定弹性影响系数ZE查表ZE160MPA（4）许用接触应力由机械设计，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H268MPA应力循环次数N60JN2LH60172781082365255108寿命系数KHN08898105287HN则HHKHN2680889MPA238MPA（5）计算MD1的值MD11238673MM3240673MM32840查机械设计表112，MD1的值接近2500，故取M63MM,D163MM,分度圆导程角366蜗杆与蜗轮主要参数与几何尺寸蜗轮中心距AAD1D2/21197MM蜗轮齿数282Z分度圆直径M6328MM1764MMD喉圆直径DA22HA21764263MM189MM2齿根圆直径DF2176426312MM16128MMFH蜗轮咽喉母圆半径RG2A05DA2119705189MM252MM蜗杆轴向齿距PA2513MM直径系数QD1/M10齿顶圆直径DA1D12M632163MM756MMAH齿根圆直径DF1D1D12M63263102FAHCMM479MM导程角368蜗杆轴向齿厚SA05M0531463MM99MM33蜗轮齿根弯曲强度校核12153FFAFKTYDM当量齿数28/COS1131。3292932COSZV由025，2929，查机械设计手册可得齿形系数222X2RZ2FAY螺旋角系数1109192Y014031许用弯曲应力KFNF从表118查得由ZCUSN10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力56FAMP寿命系数11649861052FNK1、1656651MPAFNKFAMP2202MPA9063417825弯曲强度是满足的。34、验算效率TAN0965V已知1831，；与相对滑动速度0113RCTVVF有关SV615M/SSV1060COS3DN查表可得0025，12VFV代入式中可得901大于原估计值，因此不用重算。35校核蜗轮齿面接触疲劳强度H21480ZMDKTH式中载荷系数KKAKKVH，H分别为蜗轮齿面的接触应力与许用接触应力，MPA。KA09K1KV11带入齿面接触疲劳强度公式MPAH167283619048故滿足要求。36蜗杆刚度校核蜗杆受力校核公式MYLEIFYRT32148其中，圆周力234020/63108N12DTFT径向力NR746E31105MPA3144974/64258280565MM4641FDI15876MM290L00631DY代入上述数据，得22104，符合安全要求。56280134875Y37蜗杆热平衡计算与校核蜗杆传动的热平衡公式SPTDA100其中，蜗杆传递的功率P342KW箱体散热系数，取2CMWCMWKS25178CMKS213箱体散热面积21A周围空气的温度CT0润滑油工作温度的许用值一般取,取C706T65传动效率321其中，量摩擦角6V87250TAN1V油损9602轴承效率83则123082代入上述数据，得，符合要求。4659820140T38精度等级工查核表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为F，标注为8F,GB/T100891988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。四,轴的设计计算及校核41蜗轮轴的设计与计算（1）列出轴上的功率，转速，转矩及作用在蜗轮上的力KW1538204P1MIN/6IN/962RRINMT238673NM圆周力NDFT107963421径向力NTR436COSTANCOSA轴向力437641NTANAF（2）初步确定轴的最小直径选取轴为45钢经调质处理，取A0112，则412MM320MINPAD轴的最小直径为D1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。计算转矩,查机械设计书表，选取12，则有CAT3KAAKKT129550279/7276439，4NMCAT60因轴头安装联轴器，根据联轴器内孔直径取最小直径为D42MM选联轴器查机械设计课程设计表119选LT7弹性套柱销联轴器，标准孔径D42MM（3确定各轴段直径根据确定各轴段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始，轴段1为轴的最小直径，已确定D142MM，轴段2考虑联轴器定位，按照标准尺寸取D252MM，轴段3安装轴承，为了便于安装拆卸应取D3D2,且与轴承内径标准系列相符，故取D355MM轴承型号选30211，轴段4安装蜗轮，此直径采用标准系列值，故取D460MM轴段5为轴环，考虑蜗轮的定位和固定取D570MM，轴段6考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号30211查得D664MM，轴段7与轴段3相同轴径D755MM。4确定各轴段长度为了保证蜗轮固定可靠，轴段4的长度应小于蜗的轮毂宽度2MM，取L460MM。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23MM；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根据轴承宽度B21MM，取轴段7长度L721MM，因为两轴承相对蜗轮对称，故取轴段3长度为L3（223221）48MM。为了保证联轴器不与轴承盖相碰，取L2224668MM。根据联轴器轴孔长度112MM，取L1110MM。因此，定出轴的跨距为L（105256025105）131MM蜗轮轴的总长度为L总1312168110330MM。轴的结构示意图如图所示5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）（1）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。FT/21079/25395NHAF（2）C截面处的弯矩MNLMHA34521539（3）求垂直平面V内的支反力及弯矩支反力由得0A22DFLLARVB41763NLR393753NLAVA2截面C左侧及右侧的弯矩MNLFMVBCA13274162853921求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩26031NM21VCHC截面C右侧的合成弯矩27523NM22VCHCM计算转矩389NM2950NPT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A截面C处的当量弯矩为22254396013ATMECC27131NM计算截面C处的直径，校验强度13220DTWRR31631RCMD因此处有一键槽，故将轴径增大5，即D316105332MM而结构设计中，此处直径已初定为96MM，故强度足够。42蜗杆轴的设计1轴的材料的选择选取45钢，调制处理，硬度HBS230，强度极限B650MPA,屈服极限S360MPA,弯曲疲劳极限1300MPA,剪切疲劳极限R155MPA,对称循环变应力时的需用应力1B60MPA。（2）轴的最小直径MPAD3轴的结构设计从轴段D142MM开始逐渐选取轴段直径，D2起固定作用，定位轴肩高度可在（0107）D范围内，故D2427D149MM，该直径处安装密封毡圈，取标准直径。应取D254MM；D3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，选定轴承型号为30310。取D360MM。D4起定位作用，由H（0107）D3（0107）50643MM，取H22MM，D4D3H602282MM；D6D482MMD7段装轴承，取D76MM,D5段取蜗杆齿顶圆直径D5106MM4确定各轴段长度L1取联轴器轴孔长度84MM,L2安装端盖取L296MM,L3安装轴承，取轴承宽度L3B56MM,L4和L6为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取L4L69MM,L7也安装轴承和端盖L754MM,L5为蜗杆轴向齿宽取L5130MM,定出轴的跨度为LL4L6L51/2L31/2L73055MM蜗杆的总长度为L总595MM43滚筒轴承的选择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，结构简单，使用方便。因此选用60000GB/T2761994型轴承五键的选择和校核1蜗轮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D42MM,选择键BH12MM8MML80MMLLB801268MM,K05H0584MMMPA110MPA故合格389426810531023KLDT2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D40MM,选择键BH12MM8MML70MM,LLB701258MM,K05H0584MMMPA110MPA故合格450841210233KLDT六箱体的设计计算（1）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10MM。2铸铁箱体主要结构尺寸和关系如下表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230MM七联轴器的选择根据轴设计中的相关数据，查GB43231997，选用联轴器的型号LT7八螺栓，螺母，螺钉销，垫圈垫片的选择（1）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GB578286M620数量为2个；M825，数量为24个；M616数量为12个（2）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。九减速器结构与润滑的说明（1）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