矿用回柱绞车传动设计蜗轮蜗杆

1、 目 录前言1机械设计课程设计任务书2题目：矿用回柱绞车传动装置设计2设计条件2原始数据2设计任务2设计要求2第一阶段设计3一、总体设计31、传动方案的拟定及说明32、电动机选择33、计算传动装置的总传动比并分配传动比44、计算传动装置的运动和动力参数5二、传动件的设计计算61、蜗轮蜗杆传动设计计算.82、直齿圆柱齿轮传动设计计算113、内啮合齿轮传动设计计算16第二阶段设计20一、装配图设计20二、传动轴的设计计算201、电机轴的确定202、输入端联轴器选择203、I轴蜗杆设计204、II轴蜗轮轴的设计255、III轴低速轴设计28三、键联接的选择校核与轴承寿命校核321、轴上与联轴器相联处

2、键与轴承的校核322、轴上键与轴承的校核343、轴上键与轴承的校核35第三阶段设计36一、铸件减速器机体结构外形设计361、铸件减速器机体结构尺寸计算表362、减速器附件的选择，在草图设计中选择373、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)37参考资料目录37课程设计小结38机械设计课程设计说明书前 言课程设计是考察学生全面掌握基本理论知识的重要环节。根据学院的教学环节，为期三周的机械设计课程设计。本次是设计一个二级蜗轮齿轮减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。该减速器的设计基本上符合设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。一、 机械设计课程设

3、计任务书题目：矿用回柱绞车传动装置设计1、 设计条件1） 机器功用：煤矿井下回收支柱用的慢速绞车2） 工作情况:工作平稳，间歇工作，绳筒转向定期变换3） 运动要求：绞车绳筒转速误差不超过8%4） 工作能力：储备余量10%5） 使用寿命：10年，每年350天，每天8小时6） 检修周期：一年小修，五年大修7） 生产批量：小批生产8） 生产厂型：中型机械厂2、 原始数据钢绳牵引力：50KN钢绳最大速度：0.13m/s绳筒直径：280mm钢绳直径：16mm最大缠绕层数：43、 设计任务1） 设计内容：电机选型，轮系设计，轴系设计，减速器设计2） 设计工作量：减速器装配图A1图纸1张，蜗杆轴A3图纸1张

4、，低速轴大齿轮A3图纸1张4、 设计要求蜗杆减速器设计成阿基米德蜗杆减速器设计成蜗杆齿轮减速器 设计计算及说明结果第一阶段设计一、总体设计1、传动方案的拟定及说明减速器采用蜗轮-齿轮二级减速器，以实现在满足较大传动比的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的环境下工作。蜗杆传动布置在高速级，有利于啮合处油膜的形成，齿轮传动布置在低速级，可适当降低制造精度，降低成本。传动方案简图说明如下：一级直齿内啮合圆柱齿轮传动减速两级蜗轮齿轮传动减速2、电动机选择1）电动机输出功率计算工作机上作用力，线速度输出功率传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承

5、的效率。由机械设计课程上机与设计表9-1查得：(高速)GCLD型电机轴伸鼓型齿式联轴器；滚动轴承（脂润滑）；双头蜗杆（油润滑）；圆柱齿轮传动（8级油润滑）；加工齿的开式齿轮传动；卷筒；油池内油的飞溅；弹性柱销联轴器则故 2）确定电动机型号式中k取1.1按工作要求和工作条件，由机械设计课程上机与设计表16-2选用一般用途的Y160L-4系列三项异步电动机。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y160L-415KW1460r/min2.22.23、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比满载转速滚筒最大直工作机转速总传动比2)分配传动比蜗杆齿轮减速器的齿轮传动比由机械设

6、计课程上机与设计公式（5.12）计算表9-2常用单级传动比蜗轮蜗杆传动比4、计算传动装置的运动和动力参数减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。1）各轴转速计算：2）各轴功率计算3）各轴输入转矩计算4）将计算结果汇总列表备用。轴号转速n（r/min）输出功率P（kW）输出扭矩T（Nm）传动比i效率电机轴146011.58375.7610.98I轴146011.3574.2419.50.77II轴74.878.761117.383.50.93III轴21.398.164089.6710.96IV轴21.397.843500.333.50.90V轴6.117.1511175.53

7、二、传动件的设计计算1、蜗轮蜗杆传动设计计算已知：蜗杆传递功率p=11.35kw蜗杆转速，蜗轮转速1）选择齿轮材料，确定许用应力蜗杆 由机械设计选用45号钢表面淬火，表面硬度HRC=4555蜗轮 选用ZCuSn10Pb1（金属模铸造）蜗轮许用接触应力 由机械设计式蜗轮的基本许用接触应力由机械设计表11-7查得应力循环次数N 接触强度的寿命系数 则蜗轮许用接触应力蜗轮的许用弯曲应力由机械设计式7-12蜗轮的基本许用弯曲应力由机械设计表7.6查得弯曲强度的寿命系数 则蜗轮的许用弯曲应力2）齿面接触疲劳强度设计计算由机械设计式7-8 蜗杆头数蜗轮齿数蜗轮转矩载荷系数使用系数由机械设计表10-2动载系

8、数 估计载荷分布不均匀系数 载荷平稳则载荷系数材料弹性系数由机械设计P108接触系数,先假设，从图11-18得故由机械零件设计手册表16-5得模数m蜗杆分度圆直径蜗杆导程角蜗轮齿数变位系数蜗轮分度圆直径 蜗轮圆周速度 3）齿根弯曲疲劳强度校核计算蜗轮齿根弯曲应力由机械设计式11-13当量齿数由、蜗轮齿形系数由机械设计图11-19得螺旋角系数故4）热平衡计算由机械设计式7-15可得蜗杆传动所需的散热面积A传动效率啮合效率当量摩擦角由机械设计式7-14滑动速度由查机械设计表11-8,用插值法则轴承效率则散热系数 按通风良好，取油的工作温度周围空气温度故5）其它主要尺寸计算由机械设计表11-3蜗杆顶

9、圆直径蜗杆根圆直径蜗杆螺纹部分长度 （圆整）蜗轮喉圆直径 （圆整）蜗轮根圆直径（圆整）蜗轮外圆直径（圆整）蜗轮宽度 （圆整）蜗轮咽喉母圆半径 蜗轮齿宽 2、直齿圆柱齿轮传动设计计算已知：高速齿轮传递功率小齿轮转速，传动比i=3.51） 选择齿轮材料，确定许用应力由机械设计表10-1选小齿轮调质大齿轮45钢调质许用接触应力接触疲劳极限由机械设计图10-21（d）接触强度寿命系数，应力循环次数N由机械设计图6-5得接触强度最小安全系数则许用弯曲应力由机械设计式10-12弯曲疲劳极限由机械设计图10-20(c)得弯曲强度寿命系数由机械设计图10-18弯曲强度最小安全系数则2） 齿面接触疲劳强度设计计

10、算工作机转速不高，故选用8级精度小轮分度圆直径由机械设计式10-9a得齿宽系数由机械设计表10-7按齿轮相对轴承为非对称布置,软齿面选较高值小齿轮齿数由推荐值中选大齿轮齿数齿数比传动比误差小轮转矩初选材料弹性系数由机械设计表10-6故圆周速度齿宽 设计模数设计齿高齿宽和齿高之比载荷系数使用系数由机械设计表10-28级精度，由v，查图10-8得动载系数由于采用直齿圆柱齿轮，故得由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得由，查图10-13得载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得设计校正后模数 3） 齿根弯曲疲劳强度校核计算由机械设计式10-5 齿形

11、系数由机械设计表10-5小轮大轮应力修正系数由机械设计表10-5小轮大轮计算大小齿轮的并比较以数值大的计算计算载荷系数K 取模数为5mm小轮齿数大轮齿数4） 齿轮其它主要尺寸计算小轮分度圆直径大轮分度圆直径根圆直径顶圆直径齿宽大轮宽小轮宽3、内啮合齿轮传动设计计算已知：高速齿轮传递功率小齿轮转速，传动比i=3.5小轮转矩1） 选择齿轮材料，确定许用应力由机械设计表10-1选小齿轮调质后表面淬火大齿轮45调质后表面淬火齿芯硬度用HBS，齿面硬度用HRC许用接触应力由机械设计式10-12接触疲劳极限由机械设计图10-20d接触强度寿命系数，应力循环次数N由机械设计式10-13由机械设计图10-19

12、得接触强度最小安全系数则许用弯曲应力由机械设计式6-12弯曲疲劳极限由机械设计图10-20d弯曲强度寿命系数由机械设计图10-18由机械设计图6-9（设模数m小于5mm）弯曲强度最小安全系数则2） 齿根弯曲疲劳强度校核计算齿轮模数初选小轮转矩齿宽系数由机械设计表10-7按齿轮相对轴承为悬臂布置因开始齿轮传动又为内啮合小齿轮齿数应在17-20间取大齿轮齿数（圆整）齿数比传动比误差齿形系数由机械设计表10-5小轮大轮应力修正系数由机械设计表6.5小轮大轮计算大小齿轮的并比较取较大者则齿轮模数设计直径设计宽度设计齿高齿宽和齿高之比 圆周速度载荷系数使用系数由机械设计表10-28级精度，由v，查图10

13、-8得动载系数由于采用直齿圆柱齿轮，故得由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时，得由，查图10-13得载荷系数校正后模数开式齿轮m扩大圆整小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径标准中心距齿宽 （圆整）大齿轮齿宽小齿轮齿宽用齿面接触疲劳强度进行校核标准直齿轮查表10-6得弹性影响系数接触疲劳强度载荷系数3）齿轮其它主要尺寸计算根圆直径顶圆直径第二阶段一、装配图设计二、传动轴的设计计算1、电机轴的确定电机型号Y160L-42、输入端联轴器选择由机械设计手册轴及其联接选用GCLD3型联轴器许用转速n=4000r/min公称转矩T=1120Nm轴孔长度L=112mm3、I轴蜗杆设计已知：

14、传递功率，转速传动比i=19，双向传动，10年，350天/年，8小时/天1）计算作用在蜗杆上的力转矩蜗杆分度圆直径蜗杆头数圆周力轴向力径向力2）初步估算轴的直径选取材料由机械设计式 计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽影响由机械设计表15-3，取A=115则3）I轴蜗杆的结构设计（1）确定轴的结构方案右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位；左轴承从轴的左端装入，并靠轴肩定位。半联轴器靠轴肩定位，左右轴承均采用轴承端盖，半联轴器靠轴端挡圈得到轴向固定，半联轴器采用普通平键得到周向固定，采用双列角接触球轴承和弹性柱销联轴器。（2）确定各轴段直径和长度1段：根据圆整（按GB5014-85）选择联轴器型号为

15、GCLD1型联轴器（J型）比轮毂长度84mm短作为1段长度2段：为使半联轴器定位，轴肩高度孔倒角c取2.5mm（GB6403.4-86）且符合标准密封内经（JB/ZQ4606-86）箱体壁厚取地脚螺钉直径，由机械设计课程上级与设计中表15-14进行选取轴承端盖螺钉直径轴承端盖厚度螺钉选用M12的内六角圆柱头螺钉，长度l=25mm取端盖宽度42mm，螺栓的端盖外面与半联轴器右端面距离28mm则3段：圆螺母、螺纹。螺纹规格取圆螺母，m=12mm（宽度），长度取20mm，4段：为了便于装拆轴承内圈，且符合标准轴承内径。由机械设计课程上机与设计表13-6暂选角接触球轴承，型号为7213B，其宽度B=2

16、3mm轴承润滑方式选择：为保证蜗杆浸油深度，选择油润滑两轴间环套宽度，挡油盘宽度则5段：取挡油环右端定位轴肩高度h=5mm，则轴环直径轴环宽度取15mm6段：由箱体内壁不与蜗轮相碰，间隙为7段：螺纹长度，8段：同6段，9段：同5段，10段：由机械设计课程上机与设计表13-4选择轴承型号为：深沟球轴承6213内径d=65mm，外径D=120mm，宽B=23mm为保证浸油深度，选择油润滑挡油盘宽度则，11段：圆螺母，螺纹规格取圆螺母，m=12mm（宽度），长度取20mm3） 轴的受力分析将左端两轴承合为一起计算支反力，两轴承中间位置至蜗杆螺纹段中心的距离是；右端深沟球轴承至蜗杆螺纹段中心的距离是通

17、过受力分析得因工作时换向，扭转切应力对称循环，故折合系数按表15-1，45钢调质的许用应力4、II轴蜗轮轴的设计1）确定轴结构方案如下图所示2）初步估算轴直径选取材料由机械设计式 计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽影响由机械设计表15-3 取A=115则3）确定各轴段直径和长度1段：根据圆整（按GB5014-85）取由机械设计课程上机与设计表13-5暂选角接触球轴承型号：7214C内径d=70mm，外径D=125mm，宽B=24mm 作用位置a=25.3mm，面对面安装，选择脂润滑封油环宽度则 2段：蜗轮宽度B=68mm，取轮毂宽度L=108mm套筒8mm长则3段：取蜗轮定位轴肩高度，则轴环

18、直径轴环宽度取37mm4段：直径小齿轮的轮毂宽度B=160mm，轴段长度5段：4） 轴受力分析蜗轮上的受力与蜗杆有关，可以直接得到小齿轮上受力 通过对轴进行结构分析得出各个力作用点的位置由力学知识计算得轴承上的支反力水平面上最大弯矩竖直面上最大弯矩总弯矩最大处用公式 因工作时换向，扭转切应力对称循环，故折合系数按表15-1，45钢调质的许用应力带键槽的轴的抗弯截面系数5、III轴低速轴设计1）计算作用在齿轮上的力转矩输出轴大轮分度圆直径圆周力径向力2）初步估算轴的直径选取材料由机械设计式 计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽影响由机械设计表15-3 取A=115则3）轴的结构设计（1）确定轴的

19、结构方案如下图示（2）确定各轴段直径和长度1段：查（GB/T5272-1985）选用弹性柱销联轴器，型号HL8d=95mm，J型轴孔，2段： 3段：由机械设计课程上机与设计表13-4暂选深沟球轴承型号：6222内径d=110mm，外径D=200mm，宽B=38mm，封油环宽度则4段：，5段：由整轴长度推算，6段：由大轮轮毂长度推算大轮轮毂长度为160mm7段：轴承同样选深沟球轴承型号：6222封油环宽度则5） 轴受力分析及弯扭疲劳强度校核计算由力学分析可得最大弯矩分布总弯矩最大处用公式 因工作时换向，扭转切应力对称循环，故折合系数按表15-1，45钢调质的许用应力带键槽的轴的抗弯截面系数6）精

20、确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面 截面1,A,2,3,B仅受扭矩作用，最小直径弯扭强度较为宽裕，故不必校核。截面7,D,8不受扭矩作用，虽然7处应力集中较大，但不予考虑。4,5,6处均为危险截面处，但6处承受更大的弯矩，且轴肩高度相对较大，因而只需校核6处即可。(2) 截面6左侧6处弯矩 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得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， 经插值后可查得，又由附图3-1查得材料的敏性系数为 故有效应力集中系数由附图3-2的得截面形状系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削

21、加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即按式3-12及式3-12a得综合系数为取碳钢系数为于是计算安全系数按机械设计式（15-6）（15-8）得故可知其安全（3） 截面6右侧面抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 由附表3-8用插值法求出 并取轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为于是计算安全系数按机械设计式（15-6）（15-8）得故可知其安全三、键联接的选择与校核以及轴承寿命的计算1）轴上与联轴器相联处键的校核公称直径，键 b×h×L=12×8×70 单键深度：轴槽深，轮毂槽深挤压强度=12

22、5MPa满足设计要求轴上轴承寿命校核计算实际工作用时五年一次大修可进行轴承更换，实际寿命可折半经计算分析左端两轴承的受平分左端合力，故B型轴承e取1.14 ，因，据表13-5故取X=0.35,Y=0.57得2）轴上键的校核（1）与蜗轮相联处公称直径，键 b×h×L=20×12×100 单键深度：轴槽深，轮毂槽深挤压强度=125MPa满足设计要求（2）与小齿轮相联处公称直径，键 b×h×L=20×12×140 单键深度：轴槽深，轮毂槽深挤压强度=125MPa满足设计要求2轴上轴承寿命校核计算径向力C类轴承先计算相对轴

23、向载荷用插值法查表13-5得判断系数e 因，据表13-5故取X=0.44,Y=1.38得3）轴上键的校核（1）与大轮相联处公称直径，键 b×h×L=32×18×140 单键深度：轴槽深，轮毂槽深挤压强度=125MPa满足设计要求（2）与联轴器相联处公称直径，键 b×h×L=25×14×125 单键深度：轴槽深，轮毂槽深挤压强度=125MPa满足设计要求3轴轴承寿命校核计算 轴承型号6222最大径向力深沟球轴承先计算相对轴向载荷查表13-5得 第三阶段设计一、铸件减速器机体结构外形设计1、铸件减速器机体结构尺寸计算表

24、名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.04a+3mm=12mm,取12mm机盖壁厚1机座凸缘厚度b1.5d =18mm机盖凸缘厚度b11.5 =21mm机座底凸缘厚度2.5= 35mm地脚螺钉直径df0.036a+12=21.72mm取24mm地脚螺钉数目n6个轴承旁连接螺栓直径d10.75df=18mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=14mm连接螺栓d2的间距150200mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=12mm取M12窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=8mm取M8定位销直径d(0.70.8)d2=10mm大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=14.4mm取15

25、mm齿轮端面与内机壁距离2=12mm取13mm机盖肋厚机座肋厚轴承端盖外径D22、减速器附件的选择，在草图设计中选择包括：轴承盖，凸台，窥视孔，视孔盖，油标，通气孔，吊孔，螺塞，封油垫，毡圈，螺钉等。3、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。本减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心，减速器滚动轴承采用油脂润滑。参考资料目录1 程志红,唐大放主编. 机械设计课程上机与设计M. 南京：东南大学出版社，2006年10月第1版2 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版3 孙桓、陈作模、葛文杰主编. 机械原理M北京：高等教育出版社，2006年5月第7版4 韩正铜、杨善国主编. 机械精度设计与检测M. 徐州：中国矿业大学出版社，2013年12月第2版5 吴宗泽主编.机械零件设计手册M北京：机械工业出版社，2004年1月第1版 45号钢 ZCuSn10Pb1（金属模铸造）（符合估计）、公差组8级合适取齿芯齿面合适m=10mm合格F=12mmG=37mmE=110mm（外部轴长）n=4000r/minT=1120NmL=112mm45号钢合格