蜗轮蜗杆减速器设计说明书

1、机械设计课程设计说明书带式输送机传动装置蜗杆减速器设计学 号 .姓名何家勇班级车142指导老师o.安徽工业大学机械工程学院年 月 日目录一、计任务书3设计内容3主要设计计算结果4二、正文51. 选择电动机52. 总传动比及分配53. 运动计算64. 蜗轮蜗杆设计75. 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸85.1蜗杆85.2蜗轮96校核齿根弯曲强度97.验算效率108精度等级公差和表面粗糙度的确定109. 轴的设计计算119.1蜗杆轴119.2蜗轮轴1210. 轴承选择与校核1410.1蜗杆轴承1410.2蜗轮轴承1611润滑方式选择1712.连接零件选择1812.1键的选择1812.2联轴器的选择

2、1913参考文献20机械设计课程设计任务书课程设计题目：带式运输机的传动装置设计一、设计内容带式运输机传动方案如下图所示。请完成下列工作:1. 根据给定的已知条件进行蜗杆减速器的设计计算，设计计算说明书一份（内容包括： 选择电动机，传动比分配，蜗杆传动设计计算，轴系零件的设计及强度校核等）。2. 绘制蜗杆减速器装配图（图幅a0） 张（包括主视图，俯视图和左视图），按比例绘制 视图，按国家标准绘制标题栏和明细表，标注尺寸、配合等技术要求，注明技术特性。3. 蜗杆、蜗轮的零件图各一张，共两张。（图幅阳、a2、a3均可）。二、已知条件：（请将技术数据填在下面的空白中）1.输送带工作拉力尸=7.0 k

3、n :2. 输送带工作速度1.8 m/s （允许输送带速度误差为±5% ）;3.滚筒直径500 mm ;4. 滚筒效率小=0.96 （包括滚筒与轴承的效率损失）；5. 工作条件： a（每位同学a,b,c中任选一种）6. 动力来源三相交流电、电压380/220voabc工作年限81015工作班制221工作环境清洁多灰尘少量灰尘载荷性质平稳较大冲击轻微冲击生产批量大批小批单件指导老师（签名）主要设计计算结果课程设计题目：带式运输机的传动装置设计已知条件1输送带工作拉力，f(kn)7.02输送带工作速度，v(m/s)1.83滚筒直径,d(mm)5004工作条件两班制，清洁，载荷平稳设计结果

4、列表：电机型号：y1804m-4功率：kw额定转速：1500rpm总速比i= 21.3(速比分配：带传动id=;减速器iw= 21.3)序 号参数名称代号计算结果单位序 号参数名称代号计算结果单位1皮带型号12蜗轮模数mt2102根数z13蜗杆导程角yi1203t44n3张紧力f()14蜗轮螺旋角0.91054大小带轮直径di/d215蜗轮齿宽b21055带轮总宽度b16蜗轮变位系数x206蜗杆传动中心距a260mm17蜗杆轴最小直径d287蜗杆分度圆直径山90mm18蜗杆轴轴承型号及尺寸d/d/b3020875x8蜗轮分度圆直径d2430mm19蜗轮轴最小直径d63mm9蜗杆头数z1220蜗

5、轮轴轴承型号及尺寸d/d/b3021575x130x25mm10蜗轮齿数z24321主动轴联轴器型号hl211蜗杆模数mai1022从动轴联轴器型号hl6箱体设计参数:18158d152a.209d210322010h7.5430班级：车142 姓名：何家勇 学号：1490540465ci266c2247df201.选择电动机1.1传递装置总效率伽=0.75式中：蜗杆的传动效率0. 877=0.752两联轴器的效率0.99 仏：滚筒效率为0.961.2工作机所需输入功率7000 x 1 .8 »门 a = 1 o . 8 k w°°久1000 x 0.751.3选

6、择电动机型号根据工作条件载荷平稳选择一般用途的丫系列三相异步电动机。根据电 动机所需功率并考虑到电动机转速越高总传动比越大减速器的尺寸也相 应增大所以决定选用y1804m-4型电动机 其额定功率p=18.5kw 满p 二 16.859v载转速n=1470r/min,电动机轴颈直径d=48mm.2总传动比及分配滚筒轴工作转速60000x560000x1.8 / =69r / min龙 x5002.22.3传动比分配bj，由于使用联轴器连接电动机和减速器，所以4=1蜗轮传动n . = 69r/minvvz = 21.30=1470厂/min147021.30=69r / min滚筒轴转速nw =

7、n2 = 69r / min3.2各轴上的功率3. 2. 1蜗杆轴占=沏 2 =18.5x0.99 = 1832bu;?u. =n2= 69 r / min3. 2. 2 蜗轮轴p2 pg = 18.32x0.8 = 14.66皿3. 2. 3滚筒轴pw =创 2 = 14.66x0.99 = 14.51曲3.3各轴扭矩3. 3. 1输入轴p1 q c=9550- = 9550x = 120.19n m n147018.32 加p2 = 14.66 曲3. 3. 2蜗杆轴p=14.51kw3运动计算3.1各轴转速蜗杆转速 71 = = 1470r/min蜗轮转速pi q 32t = 9550

8、a = 9550x = 119.022 m1 n1470蜗轮轴t2 = 9550 = 9550xwd = 2029.037v m2 n2693.3.3滚筒轴7； =12019n/np14 51t = 9550=9550x = 2008.277v m nw69综上得出下表轴功率p(kw)扭矩(n*m)转速(r/min)传动比i效率电动机18.5120.19147010.9921.3蜗杆18.322119.0214700.8蜗轮14.662029.036910.96滚筒14.512008.2769轴各轴运动参数表7； =11902n 加t2 = 2029.03 n m4蜗轮蜗杆设计t、, = 20

9、08.27nmfv4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型根据gb仃100851998选择渐开线蜗杆4.2选择材料蜗杆选45钢，齿面要求淬火，硬度为45-55hrc.蜗轮用zcusn10p1,属模制造。4.3按齿面接触疲劳强度计算进行设计先按齿面接触疲劳强度计进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度4.3.1确定载荷系数k因工作载荷稳定，故取载荷分布不均匀系数kft= ,由表11-5选取使用系数k产15,冲击不大，可取动载荷系数=1.05 k = kakv=.24.3.2ze确定弹性系数所选用的是 zcusn10p1 和 45 钢，ze = 160m/76z24.3.3确定齿数蜗杆头数z =2传动比i = 213

10、蜗轮齿数 z2 = z = 42.6,取z2=434.3.4确定许用接触应力巧】根据选用的蜗轮材料为zcusn10p1 ,金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度45hrc ,可从仔7中查蜗轮的基本许用应力0畀=268旳內应力循环次数n = 60 jn.lh = 60x lx1470 x 46720 = 1.93x10*2 h21.38i io7khn = j二 0.6907寿命系数小 v 1.93x10*则ah= khn xah' = 0.6907x268mpa = 1 s5mpa计算肿值根据公式 md'kt2（z2ah）m2d,>kt,（ 4° ）-1.21x2029

11、030x（ 480 ）2 -8938.731- z2ah43x185由乙=2 ,从表"2取模数m=10mm,蜗杆分度圆直径d1=90mm5蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸5.1蜗杆轴向尺距pa =龙m =31.142mm直径系数尸=9m齿顶圆直径+ 2h：m= 110mm齿根圆直径df=d-2（心n + c） = 69mm分度圆导程角 /= arctan=12°31 44"q蜗杆轴向齿厚sa - m7t - 15.708mm“ 2k = 1.211zg=160mjz, =2z2=43蜗杆的法向齿厚5zi = cos y = 15.708xcos 12°3r

12、44n = 15.334mm5.2蜗轮蜗轮齿数z? =43 ,变位系数260 430 + 90 n =v102x10蜗轮分度圆直径d2 = fnz2 = 10x43 = 430mm蜗轮齿顶高心2 =（' + “2）= 10蜗轮齿根高hf2 = m（ha 一兀2 + "）= 15加加喉圆直径2 = d2 +2人2 = 450mm齿根圆直径= 2 - 2勺2 = 400加加咽喉母圆半径行2 =g“2 =35呦6校核齿根弯曲强度时詈纭2沪e当量齿数43zv2_ =二 46 22cos3y cos3123r44h*根据 x2 = 0, zv2 = 46.22从图11-9中可查得齿形系

13、数yfa2 =2.467v = l93xlo*kh” =0.6907m=10mmd1=90mm螺旋角系数：沪1-丄=1-3竺= 0.9105"140°140°许用弯曲应力：从表11-8中查得有zcusnlopl制造的蜗轮的基本许用弯曲应力<rf =56mpa寿命系数= 0.557刁=56 x 0.557 = 3192mpal53xl21x2029030x246x0910590x430x10=2.14ompa可以得到：6刁因此弯曲强度是满足的。7验算效率77 = (0.95 - 0.96)凹吃一 tan(/+_)已知r=1231-44- =arctan/v；九

14、与相对滑动速度匕有关。匕=兀“厲=7.096m / s60x1000 cos/从11-18中用差值法查得:x =0.0192; 0严00192°代入式中,得沪0.88大于原估计值，因此不用重算。8精度等级公差和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/t10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度选择8级精度，侧隙种类为f, 标注为8fgb/t 10089-1988o然后由有关手册查得要求的公差项日及 表面粗糙度，此处从略。详细情况见零件图。8.热平衡计算 校核公式1000(1-)ads其中，蜗杆传动功率£=18.32kvv蜗杆传动总效率7=

15、0.88箱体表面散热系数巧=31.142q=9dax = 110mmdf = 69mm y=12°31'44” sa = 15.708mmsn = 15.334mm召=0d 2 = 43 0/t? m ha2 = iq mm hf2 = 15mm d(l2 = 450 mm d/2 = 400mm2 = 35 mm= (8.15-17.45)w /(m2 °c)取 % =17w/(m2 °c)箱体所需散热面积需增加散热片10000/（心=4.1 m29轴的设计计算zv2 = 46.229.1蜗杆轴9.1.1蜗杆轴的尺寸图i® jal52. 756

16、2,552,7552,552,5178yfa2 =2.4652,5178"0.9105载荷水平面h垂直面v支反力nrbhravrbv1322.451322.452932.56502.35弯矩mn mmmh =231098.14mv =512464.86m2v = 87785.669.1.2蜗杆轴上的载荷心厂0.557© =21.74omr总弯矩mn*mmml = jmj +mw2 = 56216242 m2 = jmj += 247209.7777 = 0.88扭矩 t=11 902077777?9.1.3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的弯矩和

17、扭矩的截面(即危险 截面)的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为 脉动循环变应力，轴的计算应力：°ca _0.1j23j247209.772 +(0.6x119020)2-0.1x903=3.53mpa < cr_ = 60mpa安全9.2蜗轮轴9.2.1蜗轮轴尺寸图9.2.2蜗轮轴上的载荷载荷水平面h垂直面v支反力nrahrbhravrbv-4718.68-4718.685393.291958.38弯矩mnmmmh =-364989.90矚诃=717170.98m2v2 =151480.69总弯矩mn*mm阿=jmj +m2v12 =554300.69 m2

18、= jmj +a/2v22 =395175.94扭矩 t=2029030 n - mm494s = 4.11m29.2.3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的弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的 强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力， 轴的计算应力危险截面系数兀d' bt(d-t)2 兀x85 22x14(85-14)2 一“ “3w = = 51158.48/?/?r32 2d322x85皿+(曲)2% =wj554300.692 +(0.6x202903051158.48=26 as mp a < (y_ = 60mpa安全

19、10轴承选择10.1蜗杆轴轴承选择考虑轴向力的存在，选用圆锥滚子轴承，根据轴径，选用30308 ,基本尺寸 dxdxt = 40mmx90mmx25.25mm基本额定静载荷c°= 63.8kn基本额定动载荷c,. =86.2 kn极限转速匕“x =4500r/mine=0.35y=1.7rarb' fdlfafd2 '水x1）两轴承径向载荷ra = jra+ raj 二 j2932.56?+1322.45? =3216.95"rb = j rbj + rbj = jl 322.452+502.352 = 1414.657v2）两轴承的计算轴向力为f®

20、;, fa2派生轴向力口 ra 3216.75fj =946.16n刃 2y 2x1.7厂 rb 1414.65十 f/?= 13 =41607nd 2y 2x1.7= 1717.467v巧2 +巧巧1fax =fa + 巧2 =1717.46+416.07=2133.53n巧2=2=416.07nf 2133.53 c”=0.66>e=0.35ra 3216.95a =3.53mpa轴承上的当量载荷p=xrayfa =0.4x3216.95 + 1.7x2133.53 = 4913.78f 416.07 “29“rb 1414.65轴承2上的当量动载荷p2 =心"414.65

21、n根据较大当量动载荷验算寿命10106=106 r 86.2 丫 =59015.13"60讥 p 丿 60x1470(4.91378丿满足要求10.2蜗轮轴承选择根据轴径，选用 30215 ，基本尺寸 dxdxt = 75mmxl30mmx27.25mm基本额定静载荷5= 185kn基本额定动载荷c=138kn极限转速/ax =280017 mine=0.44 y=1.44rarbxy.' fdlfafd2 /wxra = yrah2 + rav2 = 7(-4718.68)2 + (-5393.29)2 =7166.14nrr = y/rrh2 + rbv2 =7(-147

22、1 &68)2+1958.3* =510&93n两轴承的计算轴向力为尸坷，fa.派生轴向力弘=71664 = 2559.34"加 2y 2x1.4傀二 5108.93 二824 62n 6/2 272x1.4外加轴向载荷fq = 2644.89na =26a5 mpav/ccfd2 + fq >场你=巧+巧2 =2644.89+1824.62=4469.50伤=巧2=1824.62"你严510.6>e=0.44ra 7166.14轴承上的当量载荷p = xrayfa =0.4x7166.14 + 1.4x4469.51 = 9123.77巧2 _ 1824.62 瓦 一 5108.93=0.35 < e轴承2上的当量动载荷鬥二心= 5108.93n根据较大当量动载荷验算寿命10at= 2067621.46/10610660x69(9.123心=3216.95“他=1414.65n满足要求"润滑方式选择轴承3020&am