机械设计课程设计蜗轮蜗杆传动修订版

1、一、传动方案的确定11.1传动简图如下：11.2工作条件21.3原始数据21.4设计工作量2二、电动机的选择及传动装置的运动及动力参数计算22.1电动机的选择22.2各级传动比的确定42.3计算传动装置的运动和动力参数4三、传动零件的设计计算53.1蜗轮蜗杆传动的设计计算53.2.开式齿轮的设计计算7四、轴的计算94.1高速轴的设计94.2低速轴的设计12五、键连接的选择及计算165.1.高速轴外伸端处的键选择和校核165.2.低速轴蜗轮连接处的键选择和校核165.3.低速轴外伸端的键选择和校核16六、滚动轴承的选择及计算176.1高速轴滚动轴承校核176.2低速轴滚动轴承校核18七、联轴器的

2、选择197.1高速轴联轴器的选择197.2低速轴联轴器的选择19八、设计小结20设计题目：链式运输机传动装置一、 传动方案的确定本传动装置为链式运输机传动装置，选用闭式蜗轮蜗杆减速器和链式传动系统。此装置载荷变化不大，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本比较低，结构较为简单，传动效率比较高，适应工作能力强，可靠性高，能满足设计任务书中要求的设计条件及环境。1.1传动简图如下：1.2工作条件运输机两班（16小时）连续工作制，负荷基本平稳，设计寿命为5年，每年工作280天。1.3原始数据链式运输机索引力 F(KN)2.9链轮圆周速度(允差±5%)V(m/s)0.25鼓轮直径

3、D(mm)3001.4设计工作量减速器装配图一张；零件图4张；设计说明书一份。二、电动机的选择及传动装置的运动及动力参数计算2.1电动机的选择（1）选择电动机类型 按工作要求和条件，选用三相鼠笼异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型； （2）选择电动机的容量电动机所需工作功率为Pd=PwakW即Pd=Fv1000akW由电动机至运输带的传动效率为a=13243456由参考文献3表1得，式中：效率名称大小1弹性联轴器0.9932滚动轴承0.993刚性联轴器0.984齿轮 0.955蜗轮蜗杆0.786链传动0.92则a=0.9933×0.994×0.98×0.95

4、×0.78×0.92=0.637所以Pd=Fv1000akW=2500×0.61000×0.7435=2.03kW（3）确定电动机转速工作转速为nw=v×60×1000D=0.25×60×10003.14×300=15.9 r/min按推荐的传动范围，蜗轮蜗杆传动的传动比i1=1040，圆柱齿轮减速器传动比i2=37，则总传动比的合理范围为ia=30280，故电动机转速的可选范围为nd=ian=30280×15.9=4474452rmin符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、300

5、0r/min方案电动机型号额定功率PedkW电动机转速rmin电动机重量Kg参考比价(相对）同步转速满载转速1Y90S-21.530002840221.302Y90L-41.51500140027 1.353Y100L-61.51000940331.784Y132S-82.2750710633.09 根据容量和转速，由有关手册查出四种适合的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器、链传动的传动比，选定电动机型号为Y90L-4，其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW同步转速/（r/min）满载转速/（r/min）最大转矩质量/kg额定转矩Y90L-41.5150

6、014002.3272.2各级传动比的确定（1）总传动比：ia=nmn=140015.9=88.05（2）分配传动装置传动比：由式ia=i0i1i2式中i0、i1、i2、i3分别柔性联轴器连接、减速器、齿轮传动和刚性联轴器的传动比。因此i0=1，初步取i2=4，则减速器的传动比为i1=ini2=49.914=22.0125（3）分配减速器的各级传动比 综合比较传动比范围，则齿轮的传动比i1=4，i2=22。2.3计算传动装置的运动和动力参数（1） 各级转速轴 n1=nmi0=14001=1400rmin 轴 n2=n1i1=140022=63.6rmin 轴 n3=n2i2=473.54.18

7、5=15.9rmin 卷筒轴 n4=n3i3=113.141=15.9rmin（2） 各轴输入功率 轴 p1=pd.01=1.1338×0.993=1.13kw 轴 p2=p1.25=p1.2.5=1.13×0.99×0.78=0.873kw 轴 p3=p2.23=p2.2.4=0.873×0.99×0.98=0.796kw 卷筒轴 p4=p3.23=p3.2.3=0.796×0.99×0.98=1.64kw（3） 各轴输入转矩Td=9550Pdnm=9550×1.1381400=7.76Nm轴 T1=Tdi0.0

8、1=26.40×1×0.993=7.71Nm轴 T2=T1.i1.25=7.71×22.0125×0.99×0.78=131.03Nm轴 T3=T2.i2.24=131.03×4×0.99×0.95=492.93Nm卷筒轴 T4=T3.i3.23=492.93×1×0.99×0.98=478.24Nm运动和动力参数计算结果整理于下表轴名效率P kw转矩T Nm转速nrmin传动比i效率输入输出输入输出电动机轴1.1387.76140010.993轴1.131.11877.717.631

9、40022.050.772轴0.8730.86131.03129.7263.640.941轴0.8210.813492.93488.0015.910.970卷筒轴0.7960.788478.24473.4615.9三、传动零件的设计计算3.1蜗轮蜗杆传动的设计计算 由前计算可知，轴的输出功率为P=1.12kW，蜗杆转速n1=1450 r/min,传动比i12=22.05 ,链式运输机，传动平稳，传动不会反向，工作载荷较稳定，无较大的冲击，设计寿命为5年，每年工作280天，两班（16小时）连续工作制。.选择蜗杆传动类型根据GB/T 100851998的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。.选择材料考虑

10、蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆选用45钢；因用于传动，希望效率较高些，耐磨性较好，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮选用铸锡磷青铜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，而轮芯用灰铸铁HT100制造。.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，在校核齿根弯曲疲劳强度。m2d1KT2480Z2H2 (1).确定作用在齿轮上的转矩T2按Z1=2，估取效率=0.8，则T2=9.55×106P2n2=9.55×106Pn1/i12=9.55×106×1.12

11、15;0.781400/22.05=131400.36 Nm(2).确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K=1；由参考文献2表11-5选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲击不大，可选取动载荷系数KV=1.05;则K=KKAKV=1×1×1.05=1.05(3).确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆配合，故选ZE=160MPa12。(4).确定许用接触应力H根据蜗轮材料铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从参考文献2表11-7查得蜗轮的基本许用应力H=268 MPa。工作时长Lh=YDh=5×

12、;280×16=22400h应力循环次数N=60jn2Lh=60×1×140022×22400=8.55×107寿命系数KHN=81078.55×107=0.7647则 H= KHNH=0.7647×268 MPa=205MPa(5).计算m2d1的值m2d11.05×131400×48044×2182=345.50mm3因，由参考文献2表11-22取模数m=4，蜗杆分度圆直径。.蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸(1).中心距中心距不符合5的倍数圆整至 ，则变位系数为(2).蜗杆尺寸分度圆直径:，

13、所以节圆直径:齿顶圆直径:齿根圆直径:蜗杆齿宽:取80mm(3).蜗轮尺寸分度圆直径:节圆直径:齿顶圆直径:齿根圆直径:外圆直径:蜗轮齿宽: 3.2.开式齿轮的设计计算现已知齿轮为开式传动，安装在蜗轮减速器的低速轴上，传递功率为P=0.864kW，n1=63.6 r/min ，传动比u=4，工作时长为22400h。齿轮类型的选择(1).按传动方案可知，选用圆柱直齿轮传动。(2).由于运输机为一般工作机要求的精度不高，故选用7级精度，=20°。(3).由于为开式传动，应选用铸钢为齿轮材料，材料：小齿轮：QT-600-2，大齿轮：QT500-5(4).初选小齿轮齿数Z1=19，大齿轮齿数

14、Z2=76按齿面弯曲强度设计：由(1).试选用(2).计算小齿轮传递扭矩：T1=9.55××P/n1=9.55××0.864/63.6=129736 N·mm(3).由参考文献2表10-7选取齿宽系数=0.5(4).由参考文献2表10-17 =2.86(5).由参考文献2表10-18 =1.53(6).计算弯曲疲劳重合度系数a1=cos-1z1cosz1+2ha*=cos-119cos20°19+2×1=31.767°a2=cos-1z2cosz2+2ha*=cos-176cos2076+2×1=23.7

15、09°=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=19tan31.767°-tan20°+76tan23.709°-tan20°2=16.81Y=0.25+0.75=0.25+0.751.681=0.696(7).计算YFaYsaF由参考文献2图10-17查得齿形系数YFa1=2.86 ，YFa2=2.27，图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.53，Ysa2=1.72，图10-24（c）查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：Flim1=350MPa，Flim2=300Mpa10-22查得弯曲疲劳寿命系数：先求应力循环次数N1

16、=60jn1Lh=60×1×63.6×22400=855×107；N2=60jn2Lh=60×1×15.9×22400=855×107得 KFN1=0.98 KFN2=0.99取弯曲疲劳安全系数为S=1.4，由参考文献2公式10-14得：F1=KFN1Flim1S=0.983501.4=245MPaF2=KFN2Flim2S=0.943801.4=212.14MPaYFa1Ysa1F1=2.83×1.53245=0.0179YFa2Ysa2F2=2.27×1.72212.14=0.0184取两者

17、中的最大值（大齿轮）得YFaYsaF=YFa1Ysa1F1，YFa2Ysa2F2max=0.0184试算模数mt32KFtT1Ydz12YFaYsaF=32×1.3×129736×0.6960.5×192×0.0184=2.881mm由弯曲疲劳强度进行设计，应将模数增大1020，由GB/T 1357-2008选取模数为3。参数计算（1）计算分度圆直径d1=z1×m=19×3=57mmd2=z2×m=76×3=228mm（2）计算中心距a=(d1+d2)/2=(57+228)/2=142.5mm（3）计算齿

18、轮宽度 b=dd1=0.5×57=28.5mm为了保证齿宽b和节省材料，将齿轮加宽510mm，b1=35mm,小齿轮选用：QT-600-2，大齿轮选用：QT500-5；四、轴的计算4.1高速轴的设计：（1）选择轴的材料：选取45号钢，调质， HBS2=230(GB699-1988)（2）初步估算轴的最小直径根据参考文献2P115表16-2，取A=110，dA3Pn=110×31.131400=11.17mm（3）按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的计算简图（见图）计算作用在轴上的力蜗轮受力分析圆周力：Ft1=2Tdm1=2×7.6329×100040=381

19、.645N径向力：Fr1=Ft1tann/sin=381.645×tan20°×sin11.31=708.29N轴向力：Fa1=Ft1/tan=381.645/tan11.31=1908.21N计算支反力:水平面：因为FNH1和FNH2左右关于C点对称，受力相互对称，所以FNH1=FNH2=Ft2=381.6452=190.82垂直面：由Ma=FaD2=19081.21×40×10-3/2=38.16Nm,MD=0,FNV1l2×2-MA+Ft1l3=0，得：FNV1×91×10-3×2-728.29&#

20、215;91×10-3=0，故 FNV1=563.81N由Fy=0,FNV1+FNV2-Ft=0，得：487.6+FNV2-381.645=0，故FNV2=1199.23N作弯矩图水平面弯矩：MDy=FNH1l2=190.82×91×10-3=17.36Nm垂直面矩：MDz=FNV1l2=563.81×91×10-3=51.31Nm合成弯矩：MD=MDy2+MDz2=(17.36)2+(56.31)2=54.17Nm作转矩图T=7.6329Nm按弯扭合成应力校核轴的强度.轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限b=650MPa，对称循环变应

21、力时的许用应力-1b=60MPa由附图零件图1可知蜗轮轴各处轴径相近但C截面处轴弯矩明显大于其它轴段故截面C处为危险截面。涡轮轴是单向旋转轴，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数0.6，危险截面C的当量弯矩为：McaA=MD2+T12=54.172+0.6×7.632=54.36Nm则截面a-a处的计算应力为：caA=McaAWAMcaA0.1dA3=29.02×1030.1×403=4.53MPa<-1b=60MPa满足强度要求。4.2低速轴的设计：（1）选择轴的材料：选取45号钢，调质， HBS2=230(GB699-1988)（2）初步估算轴的

22、最小直径根据参考文献2P115表16-2，取A=120，dA3Pn=120×30.87363.6=28.73mm（3）按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的计算简图（见图）计算作用在轴上的力蜗轮受力分析圆周力：Ft1=2Tdm1=2×131.03×1000176=372.24N径向力：Fr=Fttann/cos=372.24×tan20°×cos11.31=138.17N轴向力：Fa2=Ft2tan=381.645×tan11.31=74.45N计算支反力:水平面：因为FNH1和FNH2左右关于C点对称，受力相互对称，所以FNH1

23、=FNH2=Ft2=372.242=186.12垂直面：由Ma=FaD2=74.45×176×10-32=6.55Nm,MD=0,FNV1l2×2+MA-Ft1l3=0，得：FNV1×68×10-3×2-6.55+138.17×68×10-3=0，故 FNV1=20.92N由Fy=0,FNV1+FNV2-Ft=0，得：20.92+FNV2-138.17=0，故FNV2=117.25N作弯矩图水平面弯矩：MDy=FNH1l2=186.12×68×10-3=12.66Nm垂直面矩：MDz=FNV1l

24、2+MA=563.81×91×10-3+6.55=7.97Nm合成弯矩：MD=MDy2+MDz2=(12.66)2+(7.96)2=14.96Nm作转矩图T=7.6329Nm按弯扭合成应力校核轴的强度.轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限b=650MPa，对称循环变应力时的许用应力-1b=60MPa由附图零件图1可知蜗轮轴各处轴径相近但C截面处轴弯矩明显大于其它轴段故截面C处为危险截面。涡轮轴是单向旋转轴，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数0.6，危险截面C的当量弯矩为：McaA=MD2+T12=14.962+0.6×131.032=80.03N

25、m则截面a-a处的计算应力为：caA=McaAWAMcaA0.1dA3=80.03×1030.1×503=6.40MPa<-1b=60MPa满足强度要求。五、键连接的选择及计算5.1.高速轴外伸端处的键选择和校核(1)选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d=23mm，长52mm，考虑到键在轴的中部安装，根据工况，只需传递扭矩，无偏心，且无相对滑动所以选取键为普通平键（A型）即可，结合参考文献5表7-1选取键的尺寸为8×7×45（B×H×L）。(2)校核键连接的强度,查参考文献1表6-2键的许用挤压应力为120MP。，键的强度合格

26、。5.2.低速轴蜗轮连接处的键选择和校核(1)选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d=50mm，长57mm，考虑到键在轴的中部安装，根据工况，只需传递扭矩，无偏心，且无相对滑动所以选取键为普通平键（A型）即可，结合参考文献5表7-1选取键的尺寸为14×9×50（B×H×L）。(2)校核键连接的强度,查参考文献2表6-2键的许用挤压应力为135MP。，键的强度合格。5.3.低速轴外伸端的键选择和校核(1)选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d=36mm，长55mm，考虑到键在轴的中部安装，根据工况，只需传递扭矩，无偏心，且无相对滑动所以选取键为普通平键（A

27、型）即可，结合参考文献5表7-1选取键的尺寸为10×8×50（B×H×L）。(2)校核键连接的强度,查参考文献2表6-2键的许用挤压应力为120MP。，键的强度合格。六、滚动轴承的选择及计算根据减速器的工况初定在轴的两端正装两个圆锥滚子轴承，由轴系设计确定装轴承的轴径（高速轴，低速轴）初定高速轴轴承型号为30206，低速轴轴承型号为30209。6.1高速轴滚动轴承校核 初步选取的轴承：选取30206，查参考文献5表9-4可知滚动轴承圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷C=43.2kN，基本额定静载荷kN，计算系数e=0.37,X=0.4,Y=1.6，现

28、预计寿命为22400h。 轴承径向载荷：设透盖端的轴承为轴承1，闷盖端的轴承为轴承2。由“五.轴的计算”可知 因为 所以轴承1被压紧，所以轴承1：，轴承2：由参考文献2表13-6选取，=1.2×(0.4×595.23+1.6×1983.55)；=4094.13N，=533.89N 验算滚动轴承寿命： Lh=10660n(CP1)=100000060×1400(432004094.13)103=30675h>22400h所以选取轴承合格。6.2低速轴滚动轴承校核 初步选取的轴承：选取30209，查参考文献5表9-4可知滚动轴承圆锥滚子轴承30206的

29、基本额定动载荷C=67.8kN，基本额定静载荷kN，计算系数e=0.4,X=0.4,Y=0.8，现预计寿命为22400h。 轴承径向载荷：设闷盖端的轴承为轴承1，透盖端的轴承为轴承2。由“五.轴的计算”可知 因为 所以轴承2被压紧，,所以轴承1：，轴承2：由参考文献2表13-6选取，=187.29N；1.2×(0.4×219.97 +1.6×143.5)=381.11N 验算滚动轴承寿命： Lh=10660n(CP1)=100000060×63.6(67800381.11)10322400h所以选取轴承合格。七、联轴器的选择7.1高速轴联轴器的选择根据高

30、速轴的转速高，动载荷较大，选取弹性联轴器初选联轴器型号为弹性套柱销联轴器。根据参考文献2表14-1确定工作情况系数KA=1.5Tca1=KA×T1=1.5×7.71=11.57Nm,又因为电机轴径为24，设计轴1联轴器端的轴径为24mm，电机转速为1400r/min根据参考文献5表10-1综合考虑选取弹性套柱销联轴器型号为LT4联轴器 GB/T 4323-2002。7.2低速轴联轴器的选择根据低速轴的转速低，但传递转矩较大，选取刚性联轴器初选轴器型号为滚子链联联轴器。根据参考文献2表14-1确定工作情况系数KA=1.5， Tca3=KA×T3=1.5×4

31、92.93=739.40Nm,又因为设计传输带轴径为45，设计轴3联轴器端的轴径为45mm，转速为15.9r/min根据参考文献5表10-1综合考虑选取弹性套柱销联轴器型号为GL8联轴器 GB/T 6069-2002。八、设计小结经过三周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，共修改了不知道多少次。在修改的过程中学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，

32、我们会碰到许多问题，这些都是平时上理论课学习中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经过老师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然。刚刚开始时，感觉大脑是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算或者查表确定。设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用Word、caxa和solidworks。并且由于在前期为了选定最终使用的solidworks软件和cad