陈剑波设计说明书

1、机械设计基础课程设计说 明 书 设计题目： 单级蜗轮蜗杆减速器所在学院： 能源与动力工程学院 专业班级： 核工1001 学生姓名： 陈剑波 目录1、机械设计课程任务书 22、运动学和动力学的计算 53、传动件的设计计算 74、蜗杆副上作用力的计算 105、减速器箱体的主要结构尺寸 116、蜗杆轴的设计计算 127 、键连接的设计178、轴、滚动轴承及键连接校核计算 179、低速轴的设计与计算 1910 、键连接的设计 2511、润滑油的选择2512、减速器附件的选择26设计任务书一、 传动方案二、 工况及有关参数带的圆周力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）55000.125400

2、工作条件：带式输送机在常温下连续工作，单向运转；空载启动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度V的允许误差为±5；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为10年，大修为23年，少批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。已知：运输机带的圆周力：5500N带速：0.125m/s滚筒直径：400mm选定传动方案为：蜗杆减速器三、 设计要求装配图设计：1张A1（包括主视图、俯视图和左视图， 零件明细表，技术特性表，技术要求） 零件图设计：2张 轴 齿轮编写设计计算说明书指导老师：毛宽民2012年12月3日2、运动学和动力学的计算电动机的选择初选电动机类型和结构型式根据动力源和工作条

3、件，并参照选用一般用途的Y系列三相交流同步电动机，电源的电压为380V。电动机的容量确定减速器所需的功率 根据已知条件，工作机所需要的有效功率为 =kW确定传动装置效率查表得：联轴器效率=0.99双头蜗杆传动效率=0.70一对滚动轴承效率=0.99输送机滚筒效率=0.96开式滚子链传动=0.92 估算传动系统总效率为=.6551工作时，电动机所需的功率为=kW由表查表可知，满足PP条件的Y系列三相交流同步6级电动机Y100L-6额定功率P应取为1.5kW,960r/min。电动机的转速根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速为r/min 传动装置的传动比及动力参数计算传动装置运动参数的计算 由式

4、（3-5）可知，传动系统的总传动比取链传动的传动比为3。由传动系统方案（见图）知：传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：1轴（电动机轴）：=960r/min1.0495×0.99=1.039kW10.336N·m2轴（蜗杆轴）：1.039×0.99×0.78=0.8023kW427.804N·m3轴（蜗轮轴）：17.91r/min0.8023×0.99×0.99=0.7864kW419.326N·m轴 号电动机单级蜗杆减速器工作机0轴1轴2轴3轴转速n（r/min）96096017.9

5、117.91功率P（kW）1.09451.0390.80230.7864转矩T（N·m）10.88810.336427.804419.326传动比153.613、传动件的设计计算3.1蜗杆副的设计计算选择材料蜗杆：45钢，表面淬火45-55HRC；蜗轮：10-3铝青铜ZCuAl10Fe3，金属模铸造，假设相对滑动速度vs<6m/s确定许用应力许用接触应力 H=120MPa许用弯曲应力 F=90MPa参数的选择蜗杆头数 Z1=1蜗轮齿数 Z2=iZ1=53.4 则Z2取54使用系数 KA=1.1综合弹性系数 ZE=160接触系数Z 取d1/a=0.4 由图12-11得，ZP=2.

6、8取整：a=223.29mm若取m=8,d1=80mm 则d2=mZ2=54×8=432mm则中心距a为取250mm验算蜗轮圆周速度v2、相对滑动速度vs、及传动总效率1）蜗轮圆周速度v22）导程角 由3）相对滑动速度vs 与初选值相符，选用材料合适4）传动总效率 当量摩擦角 原估计效率0.712与总效率相差较大，需要重新验算复核 所以原设计合理验算蜗轮抗弯强度蜗轮齿根抗弯强度验算公式为其中当量齿数 所以强度足够3.2计算蜗杆传动等其他几何尺寸蜗杆相关几何尺寸计算及其说明计算结果分度圆直径 齿顶高 全齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 蜗杆螺旋部分长度(因为当m<10时，b1加长15

7、25mm，故取b1=170mm;蜗杆轴向齿距 d1=80mmha1=8mmh1=17.6mmda1=96mmdf1=60.8mmb1=170mmPa1=25.12mm蜗轮相关几何尺寸计算及其说明计算结果分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径外圆直径 蜗轮齿宽 轮缘宽度 d2=432mmda2=448mmdf2=412.8mm取de2=380mmb2=56mm取B=70mm热平衡计算取油温t=70，空气温度t=20,通风良好，t取15W/(m2·),传动效率为0.712；由公式 得：4、蜗杆副上作用力的计算已知条件1)高速轴传递的转矩 T1=10336N·mm转速 n1=960r

8、/min分度圆直径 d1=80mm2)低速轴传递的转矩 T2=427804N·mm转速 n2=17.91r/min分度圆直径 d2=432mm蜗杆上的作用力 1）圆周力 其方向与力作用点圆周速度方向相反2）轴向力 其方向与蜗轮的转动方向相反3）径向力 其中n=20°其方向力由力的作用点指向轮1的转动中心蜗轮上的作用力 蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等，方向相反，即蜗轮上的作用力为：Fa2=Ft1；Ft2=Fa1；Fr2=Fr15、减速器箱体的主要结构尺寸 单位： mm名称符号尺寸关系尺寸大小箱座壁厚0.04+3812箱盖壁厚11

9、=0.085810箱盖凸缘厚度b11.5115箱座凸缘厚度b1.518箱座底凸缘厚度b22.530地角螺钉直径df0.036+12M20地角螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径d10.75 dfM16盖与座连接螺栓直径d2(0.50.6) dfM10连接螺栓Md2的间距l150200170轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5) dfM8视孔盖螺钉直径d4(0.30.64) dfM6定位销直径d(0.70.8) d2M8Mdf、Md1、Md至外箱壁距离C1见表4-326,22,16Mdf、Md1、Md至凸缘边缘距离C2见表4-324,20,14轴承旁凸台半径R1C214凸台高度h根据低速轴轴承座外径确

10、定外箱壁至轴承座端面距离l1C1+c2+(510)5560箱盖、箱座肋骨m1、m2m10.851、m20.858.5、10.2轴承端盖外径D2D+(55.5),D-轴承外径(125)130轴承旁螺栓距离ssD2130 减速器零件的位置尺寸单位：mm代号名称荐用值/mm代号名称荐用值/mm1齿顶圆至箱体内壁距离7箱底至箱底内壁的距离2齿轮端面至箱体内壁距离H减速器中心高3轴承端面至箱体内壁距离轴承用脂润滑时轴承用油润滑时L1箱体内壁至轴承座孔外端面的距离4旋转零件间的轴向距离L2箱体内壁轴向间距5齿轮顶圆至周彪面的距离L3轴承座孔外端面间距6大齿轮顶圆至箱体底面内壁间距e轴承端盖凸缘厚度126、

11、蜗杆轴的设计计算已知条件1)参数 传递的功率 P1=1.039KW，转速n1=960r/min，转矩T1=10.336Nm，分度圆直径80mm，df1=60.8,宽度b1=170mm2)材料的选择因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用的45号钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此蜗杆表面采用淬火处理。初算轴径 初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故轴径可由下式求得：查询参考文献机械设计基础（第五版）杨可桢 程光蕴 李仲生主编 高等教育出版社第245页表14-2可得 45钢的C值为118107，故取1186.2结构设计轴承部件结构设计蜗杆的速度为 根据参考文

12、献机械设计基础课程设计杨晓兰 主编 唐一科 贾北平主审 华中科技大学出版社 第30页得 当蜗杆圆周速度v45m/s时，采用蜗杆下置式 当蜗杆圆周速度v45m/s时，采用蜗杆上置式 蜗杆下置时，润滑和冷却的条件比较好； 结构采用蜗轮在上、蜗杆在下的结构。为了方便蜗轮轴安装及调整，采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结构，对于蜗杆轴，可按轴上零件的安装顺序进行设计。轴段的设计 1）因为该段轴上安装联轴器，故此段设计与联轴器同步设计。为了补偿误差，故采用弹性联轴器，根据参考文献机械设计基础（第五版）杨可桢 程光蕴 李仲生主编 高等教育出版社第291页表17-1可得工作情况系数KA为2.32）联轴器类型的确

13、定及轴段的设计电动机的轴伸尺寸D×E=18×30所以联轴器取型号为LT3弹性套住销联轴器，其公称转矩为315N·m,许用转速为6300r/min（钢），毂孔直径取18mm，轴孔长度去30mm，J型轴孔，联轴器从动端代号为LT3 18×30 GB/T4323-2002。则相应的轴段直径为d1=18mm，轴段长度略小于轮毂直径，故取L1=28mm3）轴段的直径 轴肩高度为故，轴段的直径为 该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为 65 F2/T902010-91,则d2=21mm4)轴段及轴段的设计 因为轴段及轴段上安装轴承，考虑其受力情况，所以选用圆锥滚子轴

14、承，轴段上安装轴承，现取轴承为2205，根据参考文献机械设计基础课程设计杨晓兰 主编 唐一科 贾北平主审 华中科技大学出版社 第113页得其详细参数为 轴承内径d=25mm，外径D=52mm,宽B=18mm，T=26.25，内圈定位轴肩直径da=28mm，外圈定位轴肩直径Da=45mm，a25.8mm 蜗杆采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取3=4mm，蜗杆浸油深度为蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为 故取d3=25mm,即d3=d7=25mm，l3=l7=B=18mm5）轴段的长度设计 因为轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件的尺寸有关。取轴承座与蜗轮外

15、圆之间的距离=12mm（可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和向力内壁的位置） 由减速器箱体的主要结构尺寸可查轴承旁连接螺栓直径、箱体凸缘连接螺栓直径和地脚螺栓直径。轴承端盖连接螺栓直径M8，取螺栓GB/T5782 M8×35,故轴承端盖厚e=1.2×d端螺=1.2×8mm=9.6mm，取e=10mm。调整垫片厚度t=2mm，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K1=16mm。轴承座外伸凸台高t=5mm，轴承座长度为L55mm。则：L2=K1+e+t+L -3- L3=63mm6)轴段和轴段的设计该轴段直径可以取轴承定位轴肩的直径： d4=d6=28mm 轴段和的长度可

16、由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与 内壁距离1=15mm和蜗杆宽b1=130mm,及壁厚、凸台高、 轴承座长等确定：L4=L6=+1+t-L+3-=126mm7)轴段的设计轴段即为蜗杆段长 L5=b1=170mm分度圆直径为80mm，齿根圆直径df1=60.8mm8)轴上力作用点间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距a=25.8m，则可得轴的支点及受力点间的距离为 9)蜗杆的基本尺寸单位：mm182821632518791268017012610625187 、键连接的设计联轴器与轴段间采用A型普通平键连接，键的类型为GB/T 1096 键 10×8×328、轴、滚动轴承及键

17、连接校核计算8.1轴的强度校核8.1.1求出水平面的支承反力8.1.2求出垂直面的支承反力 8.1.3轴承A的总支承反力 轴承B的总支承反力8.1.4绘弯矩图1）绘垂直面的弯矩图 2）绘水平面的弯矩图 3)蜗杆受力点截面右侧为4）合成弯矩蜗杆受力点截面左侧为蜗杆受力点截面右侧为5）画转矩图 T1=10336N·mm8.2校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面，其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为最大弯曲应力为扭剪应力为如认为轴的扭切应力时脉动循环变应力，取折合系数=0.6，当量应力为e0b所以强度足够8.3蜗杆轴的挠度校核 蜗杆的当量轴径为 转动惯量为对于淬火钢需用最大挠

18、度r=0.004m=0.004×8=0.032mm取弹性模量E=2.1×105Mpa，则蜗杆中点挠度为所以挠度满足8.4校核键连接强度 联轴器处键连接的挤压应力为 所以强度符合9、低速轴的设计与计算已知条件1)参数 传递的功率 P2=0.8023KW，转速n2=17.91r/min，转矩T2=427.804Nm，分度圆直径432mm，宽度b2=56mm2)材料的选择和处理因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用的45号钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此采用调质处理。初算轴径 初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故轴径可由下式求得： 4

19、5钢的C值为118107，故取118因为轴上有键，应增大轴径3%5%，则d>14.5527+14.527×（0.030.05）mm,故取dmin=22mm9.2结构设计轴段的设计 1）因为该段轴上安装联轴器，故此段设计与联轴器同步设计。为了补偿误差，故采用弹性联轴器，工作情况系数KA为2.3 所以联轴器取型号为GB/T 5014-2003中的LT9型联轴器符合要求，其公称转矩为1000N·m,许用转速为2850r/min（钢），毂孔直径取55mm，轴孔长度取84mm，J型轴孔，A型键。则相应的轴段直径为d1=55mm，轴段长度略小于轮毂直径，故取L1=82mm2）轴段

20、的直径 轴肩高度为故，轴段的直径为 该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为 55 JB/ZQ4606-1997,则d2=64mm3)轴段及轴段的设计 因为轴段及轴段上安装轴承，考虑其受力情况，所以选用圆锥滚子轴承，轴段上安装轴承，现取轴承为3014， 轴承内径d=70mm，外径D=125mm,宽B=24mm，T=26.25，内圈定位轴肩直径da=80mm，外圈定位轴肩直径Da=96101mm，a21m，故取d3=70mm。轴承采用脂润滑，需要设计挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取3=10mm。故d3=d6=70mm，4)轴段的设计轴段上安装蜗轮，为方便蜗轮的安装，d4应该略大于d3

21、，可定d4=75mm,蜗轮轮毂的宽度范围为（1.21.8）d4=78117mm,取其轮毂宽度H=90mm，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应该比轮毂略短，故取L4=88mm5)轴段的长度设计取蜗轮轮毂到内壁距离2=15mm，则L3=B+3+2+H-L4=（22+10+15+80-78）=51mm6）轴段的长度设计 因为轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件的尺寸有关。轴承端盖连接螺栓直径为M8，取螺栓GB/T5782 M8×35,故轴承端盖厚e=1.2×d端螺=1.2×8mm=9.6mm，取e=1

22、0mm。调整垫片厚度t=2mm，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K1=15mm。轴承座外伸凸台高t=5mm，轴承座厚度为L=+c1+c2+(58)=6770mm。则：取L=68mmL2=K1+e+t+L-3-B=61 mm7)轴段的设计 该轴段为蜗轮提供定位，定位轴肩的高度为h=(0.070.1)d4=5.257.5mm取h=6mm,则d5=87mm,取轴段的长度L5=10mm9)轴段的长度设计保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称，则L6=L3-L5-2mm=39mm10)轴上力作用点间距轴的支点及受力点间的距离为 11）低速轴的设计尺寸 单位：mm55827061705175888710703

23、9滚动轴承的校核蜗杆轴滚动轴承校核 蜗杆上的轴承代号为：2205蜗杆受力蜗杆的转矩。则作用于齿轮上的圆周力：轴向力： 径向力：当量动载荷由已知条件知道工作时间为10年，每年按300天计算，且每天二班制工作，则大概总的工作时间为：当量动载荷P=，查表13-5得：X=0.4，Y=1.7；查表13-6得：；故P=2533.176N由参考文献1式13-6a知基本额定动载荷查表13-4得；对于滚子轴承=故=34827.3N校核轴承的寿命查文献2表13-1得C=43.2KN =10/3 n=960r/min 故，此轴承的寿命满足要求 蜗轮轴上轴承的校核 蜗轮上的轴承代号为：3014蜗轮受力蜗轮上的转矩。则作用于齿轮上的圆周力：轴向力：