机械设计课程设计带式运输机上的单级蜗杆减速器设计讲解

1、攀枝花学院本科课程设计（论文）带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计学生姓名：学生学号：院 （系）：机电工程学院年级专业：200 级指导教师：助理指导教师：二一一年 月机械课程设计说明书目录： 机械设计课程设计说明书 - 错误！未定义书签。 -目录： -21 设计题目 : -22 传动简图 : -23 原始数据 - 24 设计工作量要求 -25 传动装置的总体设计 -25.1 拟定传动方案 -25.2 选择电动机 -35.3 确定传动装置的总传动比及其分配 -45.4 计算传动装置的运动及动力参数 - 错误！未定义书签。 -6 传动零件的设计计算 - 错误！未定义书签。 -6.1 选定蜗轮蜗杆类型

2、、精度等级、材料及齿数 -46.2 确定许用应力 -56.3 接触强度设计 -56.4 校核蜗轮齿面接触强度 -76.5 蜗轮齿根弯曲强度校核 -76.6 蜗杆刚度校核 -87 轴的设计计算 -97.1 蜗轮轴的设计与计算 -97.2 蜗杆轴的设计与计算 -138 滚筒轴承的选择 -179 蜗杆联轴器选择 -1710 润滑剂的选择 -1811 箱体的选择 -18-12设计小结 -19-13参考资料 -21-1 设计题目带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计2 前言2.1 题目分析采用联轴器将蜗杆和电动机相连， 采用蜗杆下置式， 因为蜗杆的 具有减速的作用， 因此将蜗杆通过联轴器与带轮连接， 从而将

3、电动机 的转速通过蜗杆减速器传到带轮上，驱动带轮运动，从而传递载荷。2.2 传动简图2.3 原始数据已知条件：带拉力 F=2300N;带速度 V=1.1 m/s（转速误差为 +5%）; 滚筒直径 D=570 mm;设计使用期限 8 年（每年工作日 300天），两班 制工作;单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3 年;减速器由一般规模厂中小批量生产。2.4 设计工作量要求要求装配图（ 0 或 1 号）（1：1）一张，低速级齿轮与轴，箱体 或箱盖（共 3 张零件图），设计说明书（ 6000-8000字， word）一份。 传动简图（附后）2.5 拟定传动方案 采用一级蜗轮蜗杆减速器，优点是

4、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，不适合于传递较大功率。3 电动机的选择计算过程及说明结果3.1 电动机的类型的选择电动机的类型根据动力源和工作条件，选用 Y 系列三相异步电动机3.2 电动机功率的选择工作机所需要的有效功率为：Pw FV / 1000 =2300 1.1 /1000=2.53Kw工作机主轴转速为：60 1000v 60 1000 1.1nw36.87r/minw D 3.14 570工作机主轴上的转矩：P 9550 2.53 9550T 655.316 N mn 36.87为了计算电动机所需要的有效功率 Pd

5、 ，先要确定从电动机到工作机之间的总效率 ，设 1 2, 3, 4 分别为联轴器 ,蜗杆涡轮传动效率 ,轴承效率，滚筒的效率：查得： 1 =0.992= 0.83 3= 0.98 4=0.95则传动装置的总效率为：= 12 2 33 4 =0.7271联轴器， 2 蜗杆蜗轮，3滚动轴承 4 滚筒 所以电动机所需功率为： p w =2.53/0.727=3.48Kw选取电动机的额定功率为： 4Kw3.3 电动机的选择选择常用的同步转速为 1500r/min 和 1000r/min 两种方案号电动机型 号额 定 功 率 Kw同步 转速 r/min满载 转速 r/min1Y112M-44150014

6、402Y132M1-641000960由上表可知传动方案 1 虽然电动机的价格低，但总 传动比大，为了能合理地分配传动比，使传动装置结构 紧凑，决定选用方案 2，即电动机型号为 Y132M1-6 。则选电动机的同步转速为 n=1000r/min电动机额定功率Ped 4 kW电动机满载转速nm 960 r min3.4 确定传动装置的总传动比及其分配 总传动比 i= nm nw = 960 =26.0374m w 36.873.5 计算传动装置的运动及动力参数 各轴转速：n1 nm 960 r minn2 n1960 36.87 r2 i1 26.0374 min 各轴的输入功率 P1 Pd 1

7、 3.48 0.99 3.4452 kWP2 P1 2 3 3.4452 0.83 0.98 2.8023kW 电动机的输出转矩： Td 9550 Pd 34.6187N m nm各轴的输入转矩：T1 9550 P1 34.2725N mn1T2 9550 2 725 .8466 N mn24传动零件的设计计算计算过程及说明结果4.1 选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数 根据设计要求，减速器使用期限 8 年（每年工作日300 天），两班制工作，单向运转，空载起动，运输机工 作平稳，大修期为 3 年。转速误差为 +5%，减速器由一 般规模厂中小批量生产。由此，推荐采用渐开线蜗杆（ZI ），考

8、虑到蜗杆传动传递的功率不大， 速度只是中等， 故蜗杆用 45 号钢；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。蜗轮用铸锡 磷青铜 ZCuSn10P1。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈 用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。 蜗轮蜗杆的传动比：n1960i26 .0374 26 n 236 .874.2 按齿面接触疲劳强度进行设计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，在校核齿根弯曲强度。 传动中心距由式：a 3 KT2(Z Z )4.2.1 确定作用在蜗轮上的转矩 T2按蜗杆头数 Z1 2 计算，则：涡轮轴的转矩 T2 为：T2 9

9、550 P1 2 3 9550 2.0578 533007.5 N mm36.87n24.2.2 确定载荷系数 K因运输机工作平稳， 故取载荷分布不均匀系数=1；由于空载起动，固选取使用系数=1；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数为 v =1.1则： K v 1.14.2.3 确定弹性影响的系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故Z E =160MP 12 。4.2.4 确定接触系数 Z先假设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 a 的比值 d1 =0.35, a可查得 2.94.2.5确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸 造，蜗杆螺旋齿面硬度 4

10、5HRC ，查得蜗轮的基本许用应 / =268MPa。应力循环次数N=60j n2 Lh 60 1 36.87 2 8 300 8 8.495 107寿命系数为：K HN1078.495 1070.7653则： H = KHN / = 0.7653 180 137.754MPa4.2.6 计算中心距160 2.9a 3 1.1 533007.5 188.069mm137.754取中心距 a=200 mm，因 i=26 ，固从表中取 m= 6.3 蜗杆分度圆直径： d1 63mm这时d1/a 0.325 ,查得接触系数 Z / =2.87，因为 Z /Z ,因此计算结果可用。4.3 蜗杆与蜗轮的

11、主要参数与几何尺寸4.3.1蜗杆主要参数齿顶高：ha1ha* m 1 6.3 6.3mm齿根高：hf1(ha* C* ) (1 0.25) 6.3 7.875mm全齿高：h1ha1 hf1 6.3 7.875 14.175mm直径系数：q=10分度圆直径：d1mq 6.3 10 63mm齿顶圆直径：da1 d1 2ha1 63 2 6.3 75.6mm齿根圆直径：df1d1 2hf 1 63 2 7.875 47.25mm蜗杆导程 : p239.5mm蜗杆螺纹部分长度 ：l (12 0.1 49) 6.3 106.47mm取l =140mm蜗杆分度圆导程角：=11o18/36/蜗杆轴向齿距：p

12、m 3.14 6.3 19.782mm4.3.2、蜗轮主要参数蜗轮齿数： Z2 53，变位系数 ： X 2 0.1032验算传动比 i z2 53 26.5 ，这 时传动比误差为z1 226.5 26 1.9%72r/min选用 YL11 型联轴 器,选用轴孔直径 dmin 50mm， dmax 56mm，取最小轴孔直径为 50mm，固取 d1 2 50 。 该半联轴器长度 L0 =229mm,半联轴器轴孔长度 L=112mm, 与轴配合的毂孔长度 L1=84mm,选用 YL11 型联轴器能满 足要求。5.2 轴的结构设计5.2.1、拟定轴上的零件的装配方案 因为轴上零件只有一个蜗轮，则应将蜗

13、轮放在两轴 承的中间，如此轴的受力比较合理。5.2.2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 5.2.2.1为了满足半联轴器的轴向定位要求， 12 轴 段右端需制出一轴肩，故取 d2 3 57mm ,左端用轴端挡圈 定位，按轴端直径取挡圈直径 D=60mm 。半联轴器与轴 配合的毂孔长度 L1 84mm ，为了保证轴端挡圈只压在半 联轴器上而不压在轴的端面上， 故 12 段的长度应比 L1 略短一些，现取 L1 2 82mm 。5.2.3、初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴 向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并 根据d2 3 57mm ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游

14、隙 组、标准精度级的圆锥滚子轴承，其尺寸为 d D B mm mm mm ，所以可取 d3 4 d1 2 mm 组、标准精度级的圆锥滚子轴承，其尺寸为 d D B mm mm mm， 所以可取 d3 4 d1 2 mm。 右端 滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由标准 GB/T276-1994 查得 型轴承的定位轴肩高度 mm，因此 取l 7 8 mm。5.2.4、取安装齿轮处的轴段 45 的直径 d4 5 mm ；齿 轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的 宽度为 mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮， 此轴段 应略短于轮毂宽度 2-3mm，故取 l 4 5 mm。齿轮的右端采 用轴肩定

15、位，轴肩高度 h0.07d，取 h= mm ，则轴环 处的直径 d 5 6 mm 。轴环宽度 b 1.4h，取 l5 6 mm 。5.2.5、轴承端盖的总宽度为 25mm（由减速器及轴承 端盖的结构设计而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴 承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端 面的距离 l 25mm，故取 l2 3 mm。5.2.6、取齿轮距箱体内壁之距 a=16mm ，考虑到箱体 铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段 距 s，取 s=8mm ，已知滚动轴承宽度 T=mm ，因为此 轴上只有一个零件，而且并没有其他零件在任何位置对 轴的长度造成影响，则蜗轮应位于中心位

16、置，所以 l 3 4 mm5.3 、轴上零件的周向定位 蜗轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按蜗轮用 A 型平键，按 l4 5 mm,查手册得 A 型平键截面 b h 20mm 12mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mm ， 同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选取蜗 轮轮毂与轴的配合为 H7/n6 ；半联轴器与轴的联接，用 C 型平键为 b h mm mm，半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证 的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6 。5.4 、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2 45o ，各轴肩处的圆角半径均为 2mm。5.5 、校核5.

17、5.1 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承 的支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于 型圆锥滚 子轴承，查得 a= mm。因此 ,作为简支梁的轴的支承跨 距 l mm mm 。根据轴的简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下图所示从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的结果列于下表 1-2 ：载荷 水平面 H 垂直面 V支反 力FFNH 1FNH 2NF NV1NF NV2N弯矩MM H N.mM v1 N.mM V2 N.m总弯矩M1M2N.mN.m扭矩TT N /m5.5.2、按弯扭合成应力来校核轴的强度 进行校核时，通常

18、只是校核轴上受最大弯矩和扭矩 (即危险截面 C)的强度。(M12 2T 2) ( )ca MPaW轴的抗弯截面系数取 W 5 = d 0.1d3 。32前已选定轴的材料为 45 号钢，调质处理，查得 1=MPa。因此 ca 1 故此轴的各项要求是安全的。 因为此轴不是特别重要的， 所以此轴不需要进行精、 确校核轴的疲劳强度。至此，轴的设计计算已告结束。6、轴承的验算计算过程及说明结果6.1 蜗轮轴承的验算6.1,1 两轴承承受的径向载荷 Fr1 N Fr2 N将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面，如下图将轴系部件受到的空间力系分解为水平面，如下图F r1V NF r2V NFr1H F r2H

19、 N22Fr1 Fr1V F r1H N22F r 2 F r 2V F r 2H N55查轴承的有关系数， e 0.68，Y 0.78 。则轴承的派生力为F r1 NF d1 2 Y NF d2 F r 2 NF d 2 2 Y则轴向当量荷为F a1 F d1 NF a2 N6.1,2 算轴承寿命因为 F a1F r1FFar22 11071669.13 0.57查出径向载荷系数和轴向载荷系数为55对轴承 1X1 1;Y1 055对轴承 2因轴承运转中有冲击载荷，查得 f p5 1.2 1.8取。X 2 1;Y2 0f p 1.5P1 f p (X1Fr1 Y1Fa1) NP2fp(X 2Fr2 Y2Fa2) N因为 P