课程设计_带式蜗轮蜗杆减速器传动设计说明书

1、涡轮蜗杆减速器课程设计说明课程名称：机械设计课程设计题目名称：带式蜗轮蜗杆减速器传动设计说明书班级:2006级机制专业06机制教班姓名:fu45018学号:指导教师：评定成绩：教师评语：指导老师签名：年 月 日目录一、设计任务书 31带式运输机工作原理 32、已知条件 33、设计数据 34、传动方案 35、 设计容 3二、总体传动方案的选择与分析41 传动方案的选择 42、传动方案的分析 4三、原动机的选择41原动机功率的确定 42、原动机转速的确定 53、原动机的选择 5四、传动装置运动及动力参数计算51各轴转速的计算 52、各轴功率的计算 53、各轴转矩的计算 6五、蜗杆的设计计算6六、低

2、速轴的设计计算及校核7七、联轴器的选取择111高速级联轴器的选择 112低速级联轴器的选择 11八、低速级滚动轴承和键的校核 12九、 润滑方式的选择13十、心得体会13，、课程设计任务书1带度运输机的工作原理带式动输机传动示意图如下所示:2. 设计已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室工作，有粉尘，环境最 高温度为35C ;2 ）使用折旧期：8年；3 ）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4 ）动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V;5 ）运输带速度允许误差：土 5%6 ）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3. 设计数据运输带工作

3、接力F/N运输带工作速度/ （m/s）卷筒直径D/mm15001.12204. 传动方案本课题采用的是蜗轮蜗杆封闭式减速器传动5. 课程设计容1 ）按照给定的数据及传动方案设计减速器装置;2 ）完成减速器装配图1 （A0或A1）;3 ）零件工作图13;4 ）编写设计计算说明书一份；1、总体传动方案的选择与分析1传动方案的选择该传动方案在任务书中已确定，采用一个一级蜗轮蜗杆封闭式减速器传动装置传 动，如下图所示：2. 传动方案的分析该工作机采用的是原动机为 丫系列的三相异步电动机，三相异步电动机在室 比较实用，传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小；另外价格相对于其它种类 的各种原动机稍微便宜，在

4、室使用比较环保。传动装置采用一级蜗轮蜗杆减速器 组成的封闭式减速器，采用蜗杆传动能实现较大的传动比，结构紧凑，传动平稳,但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但采用 圆锥滚子轴承可以减小这缺点带来的影响，但它常用于高速重载荷传动，所以将 它安放在高速级上。并且在电动机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷筒轴 之间采用弹性联轴器联接，因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以 采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的 标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的

5、效率比较高， 适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。三、原动机的选择1. 原动机的功率的确定1 ）工作机各传动部件的传动效率及总效率：查机械设计课程设计手册书中表 1- 7得各传动部件的效率分别为:联轴器0.99 0.995 ;蜗杆0.45 0.95 ;轴承0.99（一对）；卷筒0.96工作机的总效率为:总联轴器蜗轮蜗杆轴承卷筒0.71 0.892 ）原动机的功率:电 1500 1.1 1.65kw1000 1000巳maxPw总min1652.32kw0.712. 原动机的转速的确定1 ）传动装置的传动比的确定：查机械设计课程设计手册书中表 13 - 2得各级齿

6、轮传动比如下:i蜗杆8 40理论总传动比：i总i蜗杆8402 ）原动机的转速：601000v6010001.1 门，n滚筒95.5r / minD220ndn滚筒.i总（8 40）95.5 382.16 3820r / min3. 原动机的选择根据上面所算得的原动机的功率与转速围，可由机械设计课程设计手册书 中表12 - 1可选择合适的电动机。本设计选择的电动机的型号及参数如下表：型号额定功率满载转速最大转矩质量轴的直径Y100L2 - 43kw1430r/mi n2.338 kg24mm四、传动装置运动及动力参数计算1. 各轴的转速的计算1）实际总传动比及各级传动比的他配：由于是蜗杆传动，传

7、动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比i总=1430/95.5=14.9所以取i总=152）各轴的转速：第一轴转速：n1 nm 1430r /min第二轴转速：n2 n-i / n总 1430 /15 95.5r /min2. 各轴的功率第一轴功率:P1Pd 01Pd联轴器 2.32 0.9932.303kw第二轴功率:P2P1 12P1轴承 蜗杆 2.303 0.98 0.80 1.806kw第三轴功率:P3P2 23P2轴承联轴器1.8060.990.981.75kw3各轴的转矩第一轴转矩:T19550P1 /n19550 2.303 / 1 43015.38N m第二轴转矩:T

8、29550P2 /n29550 1.806 /95.5180.6N m第三轴转矩:T39550P3 / n滚筒 95501.75/95.5175N m五、蜗轮蜗杆的设计及其参数计算 （用机械设计手册 V3.0 设计的 ）1传动参数蜗杆输入功率： 2.32kW 蜗杆类型：阿基米德蜗杆 （ZA 型） 蜗杆转速 n1： 1430r/min 蜗轮转速 n2： 95.5r/min 使用寿命： 46080 小时 理论传动比： 14.974 蜗杆头数 z1：2 蜗轮齿数 z2：30 实际传动比 i ： 152蜗杆蜗轮材料蜗杆材料： 45 蜗杆热处理类型：调质 蜗轮材料： ZCuSn10P1 蜗轮铸造方法：离

9、心铸造 疲劳接触强度最小安全系数 SHmin； 1.1 弯曲疲劳强度最小安全系数 SFmin； 1.2 转速系数 Zn：0.726 寿命系数 Zh；0.903材料弹性系数Ze： 147N9.5/mm 蜗轮材料接触疲劳极限应力c Hlim : 340N/mmA2 蜗轮材料许用接触应力c H: 202.654N/mmA2 蜗轮材料弯曲疲劳极限应力c Flim : 190N/mmA2 蜗轮材料许用弯曲应力 c F： 158.333N/mmA23蜗轮材料强度计算蜗轮轴转矩 T2:185.6N.m 蜗轮轴接触强度要求：mA2d1 > 1355.784mmA3 模数 m:5mm蜗杆分度圆直径 d1：

10、50mm4蜗轮材料强度校核 蜗轮使用环境：平稳 蜗轮载荷分布情况：平稳载荷 蜗轮使用系数 Ka： 1 蜗轮动载系数 Kv： 1.2 蜗轮动载系数 Kv： 1.2 导程角系数YB： 0.906 蜗轮齿面接触强度c H:200.532N/mmA2通过接触强度验算! 蜗轮齿根弯曲强度c F:15.262N/mmA2,通过弯曲强度计算！5几何尺寸计算结果 实际中心距 a： 100mm 齿根高系数 ha*:1 齿根高系数 c*:0.2 蜗杆分度圆直径 d1 ： 50mm 蜗杆齿顶圆直径 da1： 60mm 蜗杆齿根圆直径 df1 ： 38mm 蜗轮分度圆直径 d2： 150mm 蜗轮变位系数 x2： 0

11、 法面模数 mn： 4.903mm 蜗轮喉圆直径 da2： 160mm 蜗轮齿根圆直径 df2 ： 138mm 蜗轮齿顶圆弧半径 Ra2： 20mm 蜗轮齿根圆弧半径 Rf2： 31mm 蜗轮顶圆直径 de2： 161mm 蜗杆导程角Y： 11.31 ° 轴向齿形角a X： 20° 法向齿形角a n： 19.642 ° 蜗杆轴向齿厚 sx1： 7.854mm 蜗杆法向齿厚 sn1： 7.701mm 蜗杆分度圆齿厚 s2： 7.854mm 蜗杆螺纹长b1 ： 64mm 蜗轮齿宽b2w： 45mm 齿面滑动速度 vs： 3.818m/s六、低速轴的设计计算及校核1、低

12、速轴的设计计算1 )选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45钢,调质处理.2 ) 初估轴的最小直径已知功率为1.806kw , 转速为95.5r/min。按扭矩初估轴的直径,查参考文献2中的表15-3,得Ao=106至118,考虑到安 装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取Ao=115则：d2minAo3 P 1153 1.80631.7mm 又 轴上有二个键槽、n. 95.5d2min 31.7(115%)35.8 则取 d2min 40mm3)轴的设计参数及校核1、轴的总体设计信息如下：轴的编号：001轴的转向方式：单向恒定 轴的转速：95.5

13、r/min 转矩：180600N - mm 材料牌号：45调质抗拉强度：650MPa 弯曲疲劳极限：270MPa 许用静应力：260MPa2、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴A 值为：118(用机械设计手册 V3.0设计的): 轴的名称：阶梯轴轴的工作情况：无腐蚀条件功率：1.806kW所设计的轴是实心轴硬度(HB) : 230屈服点：360MPa扭转疲劳极限：155MPa许用疲劳应力：180Mpa最小直径的理论计算值：3、轴的结构造型如下：许用剪应力围：3031.44mm40MPa满足设计的最小轴径：40mm轴各段直径长度:长度直径左起第一段25mm50mm-二10mm60mm三58

14、mm54mm四37mm50mm五47mm46mm六45mm40mm轴的总长度：222mm 轴的段数：6轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面弯矩水平面弯矩轴向扭矩54mm 64mm 600N40mm 199.5mm 0N轴所受支撑的信息：50mm50mm4、支反力计算 距左端距离12.5mm-mm 65733N mm 600N- mm -165000N- mm距左端距离-mm直径12.5mm111.5mm0N- mm距左端距离111.5mm水平支反力Rh1-751.13N-2979.58N水平支反力Rh21374.71N571.6N垂直支反力垂直支反力Rv1Rv25、力x/mm d/mm m1/

15、N mm m2/N mm6、弯曲应力校核如下： 危险截面的 x 坐标： 111.5mm 危险截面的弯矩 M: 33002.04N mm 截面的计算工作应力： 9.76MPa 111.5mm 处弯曲应力校核通过 结论：弯曲应力校核通过7、安全系数校核如下： 疲劳强度校核如下：危险截面的 x 坐标： 111.5mm危险截面的弯矩 M 33002.04N mm有效应力集中系数（弯曲作用） ：2.62 截面的疲劳强度安全系数S：7.89111.5mm 处疲劳强度校核通过 结论：疲劳强度校核通过 静校核计算：危险截面的 x 坐标： 111.5mm危险截面的弯矩 M 33002.04N mm 截面的静强度

16、安全系数： 29.21111.5mm 处静强度校核通过 结论：静强度校核通过8、扭转刚度校核如下：直径： 50mm扭矩 T： 180600N mm许用疲劳应力： 180MPa直径： 50mm扭矩 T： 180600N mm扭转作用） ：1.89 许用安全系数 S ：2.0直径： 50mm扭矩 T： 180600N mm许用安全系数 Ss ：1.8圆轴的扭转角： 0.（ °） 扭转刚度校核通过许用扭转变形：0.9 °/m12.5500 06454158249.1238326.28111.55033002.0433002.04199.540165003.85.079、弯曲刚度校

17、核如下：挠度计算如下：x/mmv i/mm1 3.1250.0031082 6.250.0020723 9.3750.0010364 12.505 37.25-0.0010366 62-0.0015137 86.75-0.0008758 111.509 125.31250.00097810 .1250.00212311 152.93750.003591许用挠度系数： 0.003 最大挠度： 0.003591mm 弯曲刚度校核通过10 、临界转速计算如下：当量直径 dv： 53.19mm轴截面的惯性距 I : 392906.75mm% 支承距离与 L 的比值： 0.45 轴所受的重力： 400N

18、支座形式系数入1: 9.0轴的一阶临界转速 ncrl : 36614.45r/min5）低速轴的受力分析: 蜗轮轴上的力：圆周力Ft2T221806002408Nd2150径向力FrFt tann2408tan20 876.44N轴向力Fa2T1215380615.2Ndi50V3.0设计的）:6 ）低速轴零件图及各弯矩图和扭矩图（用机械设计手册 零件图水平面弯矩:扭矩：f'T 2Nnm190600七、联轴器的选择1、高速级联轴器的选择1.1、选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45钢，调质处理.1.2、初估轴的最小直径已知扭矩为2.

19、303kw， 转速为1430r/min 。按扭矩初估轴的直径,查参考文献2中的表15-3,得Ao=106至118,考虑到安 装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取Ao=115则：diminA03 P 1153 2.303 13.7mm 又 轴上有 1 个键槽.n. 1430d1min 13.7(17%)14.3 则取 d1min 20mm1.3、载荷计算已知转矩T1为15.380N.m ,查文献2中的表14-1得KA = 1.5TeaKa T1 1.5 15.380 23.07N ?m1.4、选择联轴器而所选的联轴器为弹性套柱销联轴器，查文献1中的表8-5选用其型号为 LT3。它的公称扭矩为31.5N

20、 m故满足要求。2、低速级联轴器的选择2.1、载荷计算已知转矩T2为376.476N.m ,查文献2中的表14-1得KA = 1.5TeaKA T2 1.5 180.6 270.9N ?m2.2、选择联轴器而所选的联轴器为弹性套柱销联轴器，查文献1中的表8-5选用其型号为 LT7。它的公称扭矩为500N- m故满足要求。八、低速级滚动轴承和键的校核1、低速级轴键的校核1,低速级轴蜗轮轴上键的校核(用机械设计手册V3.0设计的)平键连接(静连接)校核计算结果传递的转矩T =180600N mm轴的直径d=54 mm 键的类型 sType =A型 键的截面尺寸bx h =16x10mm键的长度L=

21、50mm键的有效长度L0 =34.000 mm 接触高度k =4.000 mm 最弱的材料 Met =钢载荷类型PType =静载荷许用应力(T p =135 Mpa计算应力c p =49.183 MPa校核计算结果： c满足2, 低速级轴联轴器上键的校核(用机械设计手册V3.0设计的)平键连接(静连接)校核计算结果传递的转矩T =180600 N mm轴的直径d =40 mm键的类型 sType =A型键的截面尺寸bx h=10x8 mm 键的长度L=32 mm 键的有效长度L0=22.000 mm 接触高度k=3.200mm最弱的材料Met吨冈载荷类型PType =静载荷许用应力c p =

22、135 Mpa 计算应力c p =128.267 MPa校核计算结果：c< c 满足2、低速级滚动轴承的选用及校核1、设计参数(用机械设计手册 V3.0设计的)径向力 Fr=876.44 (N)轴向力 Fa=615.2 (N)圆周力 Ft=2408 (N)轴颈直径d仁50 (mm)转速 n=95.5 (r/min) 要求寿命 Lh'=46080 (h) 作用点距离 L=99 (mm)Fr 与轴承 1 距离 L1=47.5 (mm)Fr 与轴心线距离 La=75 (mm) 温度系数 ft=1 润滑方式 Grease= 脂润滑 2、选择轴承型号轴承类型BType=圆锥滚子轴承轴承型号

23、 BCode=30210轴承径 d=50 (mm) 轴承外径 D=90 (mm) 轴承宽度 B=22 (mm) 基本额定动载荷 C=73200 (N) 基本额定静载荷 Co=92000 (N) 极限转速 ( 脂) nlimz=4300 (r/min)3、计算轴承受力Fr1=1252.69 (N)Fa1=1015.24 (N)Fr2=1456.31 (N)Fa2=1630.44 (N)轴承 1 径向支反力轴承 1 轴向支反力轴承 2 径向支反力 轴承 2 轴向支反力4、计算当量动载荷当量动载荷 P1=1503.23 (N)当量动载荷 P2=1906.21 (N)5、校核轴承寿命轴承工作温度T=<=120 ( C) 轴承寿命 L10=190812 (10A6 转) 轴承寿命 Lh=33300574 (h) 验算结果 Test= 合格九、润滑方式的选择1齿轮的润滑因齿轮的圆周速度为 3.818m/s<12 m/s ，所以才用浸油润滑的润滑方式。 低速级齿轮浸入油高度约为 1 个齿高(不小于 1 0mm)， 1 /6 齿轮。2滚动轴承的润滑因在减速器中各轴的轴颈圆周速度 v=0.29m/s 所以采用脂润滑。十、心得体会机械设计课程设计是机械课程当