带式运输机上的单级蜗杆减速器设计

1、机械课程设计说明书word范文目录：机械设计课程设计说明书错误!未定义书签目录:-.1-1设计题目:-2-2传动简图:-2-3原始数据-.2-4设计工作量要求 -2.-.-.2-.2-5传动装置的总体设计5.1拟定传动方案5.2选择电动机-3-5.3确定传动装置的总传动比及其分配 -.4-5.4计算传动装置的运动及动力参数 -.4.-.6传动零件的设计计算-.5-6.1选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数 -.4-6.2确定许用应力-.5-6.3接触强度设计-.5-6.4校核蜗轮齿面接触强度 -.7.-.6.5蜗轮齿根弯曲强度校核 -.7-6.6蜗杆刚度校核-8-7轴的设计计算-9-7.1蜗

2、轮轴的设计与计算 -.9-7.2蜗杆轴的设计与计算 -13-8滚筒轴承的选择 -17-9蜗杆联轴器选择-17-10润滑剂的选择-18-11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上的单级蜗杆减速器2传动简图图13原始数据已知条件：运输带工作拉力F=3.2kN ；运输带工作速度v=0.8m/s （允 许运输带速度误差为士 5沁；滚筒直径D=335mm ;两班制，连续单向运 转，载荷较平稳。环境最高温度 350C;小批量生产。4设计工作量要求每个同学独立完成减速器装配图1张，零件工作图1张（从动轴）， 设计说明书1份。5传动装置的总体设计5.1拟定传动方案采用

3、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。5.2选择电动机计算和说明结果稳定运转下工件机主轴所需功率：cFV3200 * 0.8小"P2.560 kW10001000工作机主轴转速为：60*1000v60*1000*0.8 r/n 45.6317 / D3.14*335Fn工作机主轴上的转矩:P * 95502.560* 9550一 T535.768 N mn45.6317如传动简图所示，初选联轴器为弹性柱销联轴器和凸缘联轴器，滚动轴承为滚子轴承,闭式传动。弹性柱销联轴器：0.9

4、925双滚子轴承：0.98凸缘联轴器（刚性）:1滚筒及运输带效率：0.95闭式蜗轮蜗杆的传动效率：0.83 （双头闭式）所以，电动机至工件机主轴之间的总效率为：n = 0.9925 * 0.95* 0.83* 0.98 * 0.98 * 0.98 * 0.98* 1=0.722R 2 560 所以电动机所需功率为：Fd - 3.546kW0.722选取电动机的转速为n = 1000%片，查机械设计手册，取电动机型号为Y132M1-6，则所选取电动机部分性能如下：额定功率Fed 4 kW满载转速nm 960 Jin表15.3确定传动装置的总传动比及其分配总传动比i nm96021.0380nw

5、45.63175.4计算传动装置的运动及动力参数n：nm 960 r minnn96045.6317 rmini121.0380RRd 013.546*0.99253.519 kWPnR * 12 3.519* 0.83* 0.98 2.863 kW各轴转速：各轴的输入功率：电动机的输出转矩:各轴的输入转矩：FdTd 955035.2753 N m nmR3.519n：T：95509550*35.007 N m同理Tn599.181 N m6传动零件的设计计算6.1选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数A）如图1所示，选用普通ZA圆柱蜗杆传动，有利于保障传动的平 稳性；B）运输机为一般工作机器

6、，速度不高，故选用 8c GB10089-88 ；C）材料选择。蜗杆用35CrMo表面淬火，硬度45 50HRC,表面粗糙度Ra<1.6呵，涡轮轮缘选用ZCuSn10P1金属膜铸造。D）蜗轮蜗杆的传动比：21 .03802145 .6317i丄nn初选数据如下:参考机械设计手册表35.5-5 ,960初选蜗杆头数：Z1 2蜗轮齿数：Z2 i* Z1 426.2确定许用应力HP' HP ZVSZ N其中查机械设计手册表35.5-14，有2'HP 220 N / mm查机械设计手册图35.5-2，有Vs 3 m/s再查机械设计手册图35.5-3，采用油浸润滑，得滑动速度影响系

7、数Zvs 0.95。假定该设备使用寿命为4年，每年工作300天，每班工作8小时，两班制，JC=40%工作环境温度为350C,则可求得齿轮应力循环次数N 6(n jh60* 45.6317* 1* 300*16* 4* 0.42.125* 107查机械设计手册图35.5-4得Zn 0.93XN 0.73则许用应力HPhpZvsZn220* 0.95* 0.93 194.37 N / mm26.3接触强度设计m2d1215000KT 2HPZ2查机械设计基础确定K 1.2涡轮轴的转矩为:丁 9550 * P1T 2n29550*3.519*0.83*0.9845.6317599.046 N m代入

8、接触强度设计公式，可得22,15000m d1KT 2HPZ2215000*1.2* 599.046194.37*4232426.984 mm查机械设计手册表35.5-4，接近于 m d1 2426.984 mm 的是 2500 mm ，相应 m 6.3 mm, d163 mm。查机械设计手册表35.5-6，按i 20.5, Z12, Z2 41, X20.5, a 160 mm, 11 18 36计算可得蜗轮分度圆直径d 2 mZ2 6.3* 41258.3 mm导程角mZ 1arctan11 1 8 36d1实际传动比Z2i20.5Z1蜗轮轴实际转速n2 in46.8293 r / min

9、蜗轮实际圆周速度V2恚0-6330滑移速度d1n1Vs 60000 cos3.2264 m/ s 3.0 m/sword范文查机械设计手册表35.5-3，得传动效率其中，量摩擦角123v 1 36tantan v0.87255油损轴承效率则2 0.963 0.981 2 30.87255* 0.96* 0.980.8216.4校核蜗轮齿面接触强度查机械设计手册表35.5-10，齿面接触强度验算公式.d1d查表35.5-11,有Ze155查表3.5-12使用系数Ka0.9载荷分布系数K1载荷系数Kv1.1Nmm29400T22 KaKv KHP2涡轮传递的实际转矩T2 9550* 3.5193*

10、 0.821 604.6445.6317当 Vs 3.2264 时，查图 35-5-3，得ZVs 0.94,贝y HP HP* Zvs* Zn 220* 0.94* 0.93193.324 N mm2将上述数据代入齿面接触强度验算公式h Ze I94002 * KaK Kv 155 J9400* 604.64 *0.9*1*1 179.3133 N/mm2 193.324 N/'mm2 d1d22 63* 258.326.5蜗轮齿根弯曲强度校核查机械设计手册表35-5-10，得验算公式666T2KaKvK7 7FYFSYFPd1d2m按Zv2Z2cos41343.3614cos 11.

11、036由已确定的X20.5查机械设计手册图 35-5-18，得Yfs8.55Y 1 百 °.908FP 51.1 N m3666* 604.64*0.9* 1*1.163* 258.3* 6.38.55* 0.90830.1893FP0.5乙2，查机械设计手册经校核，可以确定a 160 mm Z? 41 x?表35-5-7，有：齿形角20 ， d1 63mm， d?258.3mm。6.6蜗杆刚度校核6.6.1蜗杆受力校核蜗杆受力校核公式:48EIy mm其中，圆周力Fti1 1111.33Ndi径向力 Fn 216.746 N5E 3.1*105MPa.44df1 3.14* 47.

12、88444一mm 257935.645 mm6464l0.9d2 0.9*258.3 232.47 mmd11000忒 0063代入上述数据，得J111.332 216.752548*3.1*10 * 257935.6453(0.9* 258.3)0.0037y ,符合安全要求6.6.2蜗杆热平衡校核蜗杆传动的热平衡校核公式:t01000R (1)Ka其中，蜗杆传递的名义功率P 3.519kW蜗杆传动的总效率 0.821箱体散热系数(W m2 C)，ks 8.717.5W m2 C，取 13W m2 C箱体散热面积A2m2周围空气的温度t0 20C润滑油工作温度的许用值一般取60 70 C ,

13、取t 65 C代入上述数据，得201000*3.519(1 0.821)13*1.260.378 t，符合要求。7轴的设计计算7.1蜗轮轴的设计与计算7.1.1列出轴上的功率，转速，转矩F2 R* 0.8212.8991 kWn2nmi46.8293rminT2604.64 N m7.1.2求作用在蜗轮上的力圆周力Ft 纽 1111.333 N 七d1径向力FrFt tan216.746 N轴向力Fa 耳 4681.688N d27.1.3初步确定轴的最小直径选取轴为45钢经调质处理，取 A=110，则Idmin A3 P243.4651 mm丫 n2力学数据如下：b 650 MPas 360

14、 MPa1270 MPa1155 MPa5E 2.15*10 MPa直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。由于转矩变 化较小，Ka取1.5。联轴器计算转矩Tea KaT21.5*604.64906.96 N m根据GB/T5843-1986，选用YL11型凸缘联轴器，其公称转矩为1000N轴孔长度L 112 mm , L184 mm,轴孔直径D 50 mm,故取du 50 mm。7.1.4拟定轴上的零件装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A）为满足联轴器的轴向定位要求，Hi轴段右端需制出一轴肩，所以 取dn i 50mm，因轴承也要安装在系轴段上，选取轴承为角接触滚子

15、轴承 型号为（GBT297-1994 7212C）轴承尺寸 d* D* B 60 mm* 110 mm* 22 mm , a 22.4 mm。所以di3 60mm。取安装蜗轮处直径为di4 65mm，轴套直径为di5 di 4 2* 0.07di475 mm。B）确定轴各段的长度。因为联轴器中L1 84 mm ,所以轴段的长度为Li1 84 mm ；取轴段【2的长度为Li2 a 46 22.4 46 68.4 mm ；根据轴承 型号可得轴段Li3 22 15 5 42 mm （取蜗轮端面距箱体内壁的间距为15mm ,轴承端面距箱体内壁的间距为 5 mm）;由安装蜗轮处轴承直径可得 轮毂宽度为7

16、8 mm，所以轴段【4的长度为Li4 78 mm ;轮毂左侧轴段【5长 度为 Li 522 5 15 42 mm ,C）综上所述轴的总长度为L 22 5 15 78 15 5 22 22.4 46 84 314.4 mm支承跨度为l22225 15 78 15 5140 mm227.1.5校核轴的强度(a)计算简图(b) 水平面内弯矩图(c)垂直面内弯矩图<d) 合成弯矩图(£) 当量弯矩图T(e)扭矩图图4A)绘制轴的计算简图，如图4(a)。B)绘制水平面内弯矩，如图4(b )。两支承端的约束反力为FhAFhBJ-21111.33555.665 N2截面C处的弯矩为1 0.1

17、40MhcFhA555.665*38.90 N m2 2C)绘制垂直面内弯矩图，如图4 ( C)F r2F a2d2T21两支承端的约束反力为咤468688 25834427.230 N22 140Fr2Fa2d2216.7464681.688 258.322l22 1404210.484 N截面c左侧的弯矩为M vciFva309.906 N m21Mvc2Fvb294.734 N m2D) 绘制合成弯矩图，如图4 (d)截面C左侧的合成弯矩为MC1 Mhc2 MVci2.38.90 2309.906 2312.338 N m截面c右侧的合成弯矩为M C2.38.90 22294.73429

18、7.290 N mE) 绘制扭矩图，如图4(e)蜗轮与联轴器之间的扭矩为T 955吟 9550 蛊592.1 N mF) 绘制当量弯矩图，如图4( f)。因为轴为单向转动，所以扭矩为脉动循环，折合系数0.6，危险截面C处的弯矩为MrC MC22T 2. 297.2902 0.6*592.1 2 463.290 N mG) 计算危险截面C处满足强度要求的轴径可得d / MrC,0.13 463.290*100.1*270mm25.793 mm0.1d由公式其中a1为蜗杆轴向压力角,为轴向参数，t为端面参数。由于C处有键槽，故将轴径加大 5% 即25.793mm* 1.05 27.082mm。而结

19、构设计简图中，该处的轴径为dl 465 mm ,故强度足够H）绘制轴的工作图（见图纸）。7.2蜗杆轴的设计与计算7.2.1蜗杆轴的部分计算数据所设计蜗杆头数为2，11 18 36 ， d1 63mm，& t2 20 ，虫邑10m 6.3tanYz乙Px1d1d1乙m 乙d1可得PX1虹旦 tan11.°36*3.14* 63 19.291 乙7.2.2拟定轴上的零件装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A）为满足联轴器的轴向定位要求，n 1轴段左端需制出一轴肩，所以取dn 2 55mm，因轴承也要安装在系轴段上，选取轴承为角接触滚子轴承型号为（GBT297-1994

20、7212C）轴承尺寸 d*D*B 60mm*110 mm* 22 mm ,a 22.4 mm所以 dn 3 60mm。蜗杆的分度圆di 63mm所以取轴段的直径为d- 63mm，蜗杆的齿顶圆直径为 dd1 di 2m 63 2 10 83mmB）确定轴各段的长度。因为联轴器中Li 84mm,所以轴段的长度为Lii 84 mm ；取轴段【2的长度为L 2 a 4622.4 46 68.4 mm ；根据轴承型号可得轴段Li3 22 15 5 42 mm （取蜗轮端面距箱体内壁的间距为15mm ,轴承端面距箱体内壁的间距为 5 mm）;由安装蜗轮处轴承直径可得轮毂宽度为110 mm，所以轴段14的长

21、度为Li110mm ；轮毂左侧轴段15长度为L15 30mm,轴承连接处长度Li642mm。C）综上所述轴的总长度为L 84 68.4 42 11030334.4 mm支承跨度为22l5 15 78 15 527.2.3校核轴的强度222140 mmA）绘制轴的计算简图,如图(a)。B）绘制水平面内弯矩,如图(b )。1111 33555.665 N2两支承端的约束反力为F fhA hB -2截面C处的弯矩为1 0.222MhC FhA555.665*61.68 N2 2C)绘制垂直面内弯矩图，如图6 (C)。两支承端的约束反力为F vaF r1F ti di216.7464681.68863

22、1161.75N22l22 140F vbFr1F ti di216.7464681.68863945.01 N22l22 140截面C左侧的弯矩为1M VC1 Fva128.95N m2M VC2 Fvb -104.90N m2D）绘制合成弯矩图，如图6 （d）。 截面C左侧的合成弯矩为M C1 .Mhc MVC1 .61.68128.95142.94 N m截面c右侧的合成弯矩为M C2 . MhC2 MVC22. 61.68 21 04.9 21 21.69 N mE）绘制扭矩图，如图6 （e）。蜗杆与联轴器之间的扭矩为T 9550旦3 519955035.01 N m960F）绘制当量

23、弯矩图，如图6（f）。因为轴为单向转动，所以扭矩为脉动循环，折合系数0.6，危险截面C处的弯矩为2 2 2 2C2 T .121.690.6*35.01123.49 NG）计算危险截面C处满足强度要求的轴径由公式Mr . M 2 Tr31W0.1d3可得d 3033123'49* 10 mm 16.60 mmV 0.1*27017.43 mm。而由于C处有键槽，故将轴径加大5%即16.60mm*1.05结构设计简图中，该处的轴径为dl 4 65 mm，故强度足够H）绘制轴的工作图（见图纸）。8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

24、用 60000 GB/T2761994型轴承。9蜗杆联轴器的选择由于转矩变化不大，故选用弹性套柱销联轴器。取Ka 1.5，则转矩为Tea KAT, 1.5*35.007 52.5105 N m根据GB/T 43231984, TL4确定额定公称转矩T 63 N m。应选用的联轴器尺寸为：L1 38mm,L 52 mm。主动端为Z型轴孔，C型键槽，d1 20 mm, L|38 mm。从动端为J型轴孔，B型键槽，d2 22 mm,L1 38 mm。10润滑剂的选择查机械设计（第二版）（曹士鑫 主编 高等教育出版社1996）， 对于要求精度不高的设备，采用普通齿轮油润滑。速度因子kS占604竺 15

25、3.768V1 a n1160 *960上式中T2蜗轮传递的名义转矩（N m）；蜗杆的转速（r /min）a 蜗杆传动的中心距（mm）选取蜗轮蜗杆油（SH T00941991）为：L CKE320轻载荷蜗轮蜗 杆油，粘度等级（GB/T14906 1994）320mm2/s，运动粘度 288 352 mm2/s 11箱体的选择名称代号尺寸备注底座壁厚箱盖壁厚底座上部凸缘厚度箱盖凸缘厚度底座下部凸缘厚度轴承座连接螺栓凸缘厚度吊环螺钉座凸缘高度底座加强肋厚度箱底加强肋厚度地脚螺栓直径地脚螺栓数目轴承座连接螺栓直径底座与箱盖连接螺栓直径轴承盖固定螺钉直径视孔盖固定螺钉直径吊环螺钉直径轴承盖螺钉分布圆直

26、径轴承座凸缘端面直径螺栓孔凸缘的配置尺寸地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸铸造壁相父部分的尺寸箱体内壁与齿顶圆的距离相体内壁与齿轮端面的距离底座深度底座咼度箱盖咼度联接螺栓d3的间距外箱壁至轴承座端面距离轴承盖固定螺钉孔深度轴承座连接螺栓间的距离箱体内壁横向宽度其他圆角表212设计小结课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练， 着是我们迈向社 会，从事职业工作前一个必不少的过程。“千里之行始于足下”，通过这次 课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义。这次的题目是“带式 运输机上的单级蜗杆减速器”的设计，虽然看似拿到的设计题目很简单， 但是真正操作起来，才发现有很多的细节和知识我们并没有掌握。说实话，做课程设计真的有点繁琐和劳累。 在把握整体设计思路的