蜗轮蜗杆减速器(带式输送机传动装置)

燕山大学机械设计课程设计说明书题目：带式输送机传动装置学院（系）：机械工程学院年级专业：学号：学生姓名：指导教师：目录一、传动方案分析 三．总传动比确定及各级传动比分配总传动比为（满载转速nm=1400r/min）Ia=nm/n=1400/18.6=75.26取齿轮传动比i2=(0.04~0.07)Ia取i1=20，i2=i/i1=75.26/20=3.763四．传动装置的运动和动力参数设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，圆柱齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴，1.各轴转速：n1=nm=1400r/minn2=n1/i1=1400/20=70r/minn3=n2/i2=70/3.665=18.6r/minn4=n3=18.6r/min2.各轴输入功率：P1=Pd×η01=Pd×η1=1.18×0.97=1.14kwP2=P1×η12=P1×η3×η4=1.14×0.8×0.87=0.91kwP3=P2×η23=P2×η2×η4=0.91×0.97×0.96=0.79kwP4=P3×η34=P3×η1×η4=0.79×0.99×0.98=0.76kw3.各轴输入转距：电动机轴输出转矩为：Td=9550×Pd/nm=9550×1.18/1400=8.05N·mT1=Td=8.05N·mT2=T1×i1×η12=T1×i1×η3×η4=8.05×20×0.8×0.98=124.15N·mT3=T2×i2×η23=T2×i2×η2×η4=124.15×3.763×0.97×0.98=405.62N·mT4=T3=405.62N·m运动和动力参数表：轴号功率P/kw转矩T/（N·m）转速n/(r·min)传动比i效率电机轴1.188.0514001.000.991轴1.148.051400200.78402轴0.91124.15703.7630.95063轴0.79405.6218.61.000.9033卷筒轴0.76405.6218.6五．传动零件的设计计算1．蜗杆蜗轮的选择计算(1).选择蜗杆的传动类型根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。(2).初选材料、精度等级和蜗杆头数蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，调质处理，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，砂型铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。精度等级：初选8级蜗杆头数Z1=2Z2=iZ1=202=40(3).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,再校核齿根弯曲疲劳强度。=9.26由Z1=2得。确定载荷K因工作载荷微振，故取载荷分布不均匀系数Kβ=1.0，由于所选用为电动机，由《机械设计》查表6-4取KA=1.25，取KV=1.1，预估v23m/s；则K=KA×Kβ×KV=1.25×1.0×1.1=1.375Z1=2，η1取0.8确定作用在蜗轮上的转距T2确定弹性影响系数因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=155确定许用接触应力[σH]=根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，砂型铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可查得=220MPa应力循环次数则=9.261.375124.15=744.8mm3取=800mm3m=4mmd1=50mmq=12.5(4).传动基本尺寸确定1.蜗轮分度圆直径：d2=mZ2=4×40=12.传动中心距：a=1/2×（d1+d2）=1/2（50+60）=1053.蜗杆导程角：4.确定精度等级蜗轮圆周速度：2=<3m/s根据《机械设计》表7-1，由2=0.73m/s，初选8相对滑动速度：（5）弯曲疲劳强度校核1.许用弯曲应力计算由《机械设计》表7-9知2.弯曲应力计算当量齿数齿形系数由《机械设计》表7-8，通过插值法查得=1.736螺旋角系数弯曲应力由《机械设计》式7-10得满足弯曲疲劳强度，安全。3.效率计算啮合效率：其中是由《机械设计》表7-10，通过插值法计算求得=1.44。蜗杆传动总效率：（6）复核m3q满足工程要求，不必再修正。（7）热平衡计算箱体面积由《机械设计》式7-14，估算工作油温由《机械设计》式7-13得其中，箱体的散热系数故可选择自然冷却方式，满足要求。（8）蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸①蜗杆轴向齿距=12.56mm；直径系数q=12.5；中圆直径=50mm；齿顶圆直径=58mm；分度圆导程角；蜗杆轴向齿厚6.28mm；齿宽b。②蜗轮蜗轮齿数=40；蜗轮分度圆直径m×=4×40=160mm蜗轮喉圆直径=+2m×(*+x)=160+2×4×1.5=172mm蜗轮齿根圆直径=-2m×(*-x+c*)=160-2×4×1.2=150.4mm齿宽=2m(0.5+)=2×4(0.5+)=33.39中心距a=1050.044mm导程角=9.09o(9).精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089—1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8fGB/T10089—1988。2．齿轮传动选择计算(1).初选传动类型、精度等级、材料和热处理方式及部分参数1．传动类型：斜齿圆柱齿轮传动精度等级：运输机一般工作机器，速度不高，故初选8级精度。材料选择和热处理方式。由表选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为190HBS，二者材料硬度差为50HBS。选取齿数小齿轮齿数=20~40，初选=21大齿轮齿数=i×=3.763×21=79.023，圆整取=80选取螺旋角=8~25初选螺旋角。6.齿宽系数由《机械设计》表6-7，选取齿宽系数。(2).按齿面接触疲劳强度设计确定公式内各计算数值计算载荷系数K=由《机械设计》表6-4得，使用系数KA=1；估计圆周速度v=4m/s得，由《机械设计》图6-11b），动载荷系数=1.07；由《机械设计》图6-13，得齿间载荷分配系数=1.40；由《机械设计》图6-17，得齿向载荷分配系数=1.07；端面重合度轴向重合度总重合度K==11.071.401.07=1.60计算由《机械设计》表6-5查得弹性影响系数=189.8由《机械设计》图6-19，查得节点区域系数=2.46重合度系数由《机械设计》式6-14得因>1取=1螺旋角系数=189.81.60.780.992=361.27计算接触疲劳许用应力接触疲劳强度极限由《机械设计》图6-27c)，b)分别查得接触疲劳极限应力=550MPa=450MPa寿命系数=1.10，=1.20N1=60n2j=60701(483002)=5.414107N2=60n3j=5.414107/3.763=2.143107取安全系数S=1，取失效概率为1%试算小齿轮分度圆直径，代入校正试算的分度圆直径校正齿轮圆周速度修正载荷系数按，由《机械设计》图6-11b)查得动载系数=1.00校正分度圆直径（2）确定主要参数尺寸1.计算法向模数圆整成标准值，取mn=3.02.计算中心距圆整取a=13.按圆整后的中心距修正螺旋角因β值改变不多，故等值不必修正。4.计算大、小齿轮的分度圆直径5.计算齿轮宽度b1=b2+(5~10)mm所以取（3）校核齿根弯曲疲劳强度重合度系数=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.68螺旋角系数=1-=1-1.9018.86o/120o=0.74<0.75取=0.75当量齿数4.查取齿形系数由《机械设计》图6-21查得查取应力修正系数由《机械设计》图6-22查得计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳极限应力由《机械设计》图6-28c），b）查得寿命系数由《机械设计》图6-26按，分别查得==1安全系数S=1取失效概率为1%计算弯曲应力齿轮的主要参数和几何尺寸弯曲疲劳强度满足要求。齿轮的主要参数和几何尺寸（4）齿轮的主要参数和几何尺寸齿顶圆齿根圆分度圆齿根高齿顶高齿宽中心距a=1600.032mm螺旋角=18.86o六．轴的设计和计算1．初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：1，3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径。考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器孔相匹配，所以初定d1=20mm、d2=30mm、d3=2．轴的结构设计蜗杆的初步设计如下图：轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（3~8）mm，否则可取（1~3）mm或者更小。轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（1~3）mm。轴上的键槽应靠近轴的端面（1~3）mm处。中间轴的初步设计如下图：装配方案：左端：从左到右依次安装角接触轴承、挡油板和小齿轮；右端：从右到左依次安装角接触轴承、挡油板、蜗轮。输出轴的初步设计如下图：装配方案：左端：从左到右依次安装角接触轴承、甩油板、大齿轮；右端：从右到左依次安装联轴器、密封圈、角接触轴承、甩油板。3．输出轴的弯扭合成强度计算由轴两端直径d=50mm，查《机械零件手册》得到应该使用的轴承型号为7210C，D=求作用在齿轮上的力，轴上的弯距、扭距，并作图齿轮上的作用力：转矩T=124150N·mm圆周力径向力轴向力由此可画出大齿轮轴的受力图计算轴承支反力水平面垂直面计算水平弯矩图图，垂直面弯矩图，和合成弯矩图图649737649737判断轴的危险截面，初步分析危险截面位于有最大弯矩附近且有应力集中处。对此截面进行安全系数校核。轴的材料选用45钢正火：由表10-5所列公式可求的疲劳极限由式得，截面的应力弯矩M1=340179N·mm，求截面的有效应力集中系数，因在此截面处有轴直径的变化，过渡圆角半径r=1mm，其应力集中可由《机械设计》表10-9查得D/d=42/40=1.r/d=1/40=0.025由插值法查得，求表面状态系数及尺寸系数由《机械设计》表10-13查得0.9275表10-14查得求安全系数由《机械设计》式10-5（设为无限寿命，kN=1）得由《机械设计》式10-6得，综合安全系数：因此轴的强度满足要求。七.角接触轴承的选择校核 校核角接触轴承7210C，由《机械设计手册》查寿命计算，计算内部轴向力由《机械设计》表11-4知，7210C轴承S0.7Fr轴承I被压紧，轴承II被放松计算当量动载荷由《机械设计》表11-7查得，由《机械设计课程设计指导手册》计算：，，计算寿命2.静载荷验算由《机械设计》表11-10查得满足要求。 3.极限转速校核 由《机械设计》图11-4查得 由《机械设计》图11-5查得 结论：轴承的各项指标均合格，选用7210八．键的选择普通平键具有靠侧面传递转矩。对中良好，结构简单、装拆方便的特点。因此该减速器的键联接选用普通平键。1.输入轴与联轴器联接采用平键联接 选择A型平键联接根据轴径d=20mm，L=52mm，查《机械设计课程设计指导手册》，选用GB1096-79系列的键A6×45， 2.中间轴与蜗轮、齿轮联接采用平键联接 选择A型平键联接，根据轴径d=37mmL=53mm，查《机械设计课程设计指导手册》选用GB1096-79系列的键A10×45，与小齿轮配合的轴的长度L=63mm，查《机械设计课程设计指导手册》选用GB1096-79系列的键A10×56 3.输出轴与大齿轮、联轴器联接采用平键联接与大齿轮的连接：选择A型平键联接根据轴径d=53mm，L=58mm，查《机械设计课程设计指导手册》得，选用A型平键，选用GB1096-79系列的键A16×50，则键高h=与联轴器的联接：选择A型平键联接根据轴径d=40mm，L=82mm，选用GB1096-79系列的键A12×70，则键高h=九．传动装置的附件及说明1．窥视孔盖为了检查传动件啮合情况，润滑状态以及向箱内注油，在减速器箱盖顶部开窥视孔，以便于检查传动件的啮合情况、润滑状况、接触斑点及齿侧间隙等。窥视孔应设在能看到传动零件啮合区的位置，并有足够大小，以便手能伸入操作。减速器内的润滑油也由窥视孔注入，为了减少油的杂质，可在窥视孔装一过滤网。平时将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。2．放油螺塞放油孔的位置设置在油池的最低处，并安装在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。螺塞材料采用Q235。3．油标油标尺常放置在便于检测减速器油面及油面稳定处，对于多级传动油标安置在低速级传动件附近。长期连续工作的减速器，在杆式油标的外面常装有油标尺套，可以减轻油的搅动干扰，以便在不停车的情况下随时检测油面。4．通气器减速器在运转时，箱体内温度升高，气压增大，对减速器密封极为不利。为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。通气器设有金属滤网，可减少停车后灰尘随空气吸入机体。5．起盖螺钉箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装于其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。起盖螺钉材料为Q235A。螺杆顶部做成半圆形，以免顶坏螺纹。6．定位销为保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体的联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，并尽量设置在不对称位置。定位销为圆公称直径（小端直径）可取，为箱座与箱盖凸缘联接螺栓的直径；取长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利于装卸。7．起吊装置在箱盖上铸有吊环，用来拆卸和吊运箱盖，也可用来吊运轻型减速器。8．轴承盖轴承盖结构采用螺钉联接式，材料为铸铁（HT150）。9．轴承套杯轴承套杯可用作固定轴承的轴向位置，同一轴线上两端轴承外径不相等时使座孔可一次镗出。10．调整垫片组调整垫片组的作用是调整轴承的轴向位置。垫片组材料为08F。十．联轴器的选择减速器载荷平稳，因此选择刚性固定式联轴器——凸缘联轴器，这种联轴对中性器机构简单、成本低，但对两轴的要求高。输入轴的联轴器选择根据电机轴的直径选择HLI轴孔直径20mm轴孔长度输出轴的联轴器选择GY6轴孔直径40mm，轴孔长度8十一．润滑和密封说明1．润滑说明蜗杆采用浸油润滑，大斜齿圆柱齿轮采用浸油润滑，小斜齿轮通过大斜齿轮甩油润滑。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2~2/3。2．密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂上润滑脂。橡胶油封应注意按图纸所示位置安装。十二．拆装和调整的说明在安装齿轮或蜗杆蜗轮时，为了使运动副能正常运转，必须保证需要的侧隙及足够的齿面接触斑点。蜗杆副沿齿高接触斑点不小于55%，沿齿长接触斑点不小于50%，齿轮副按齿高接触斑点不于40%，按齿长接触斑点不小于35%。必要时可用研磨或刮后研磨以改善接触情况。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴承的垫片，使蜗杆轴中心线通过蜗轮中间平面。十三．设计小结一转眼，二十几天的课程设计就要结束了，看着这些图纸，回想这些天的忙碌，感触颇深。通过这次课程设计，我们亲身参与了一次机械产品的设计过程，从结构确定、传动件主体设计，到零件细节设计、装配体工程图绘制，再到三维仿真设计，最后编写说明书，总结汇报。我们亲自参与了每一个过程，这似乎就是一整套机械设计的流程。在我们大学阶段，这种对设计流程的学习与参与非常重要。这能帮助我们适应机械设计这一工作，提前了解机械设计工作的方法，掌握设计技能，帮助我们在以后的工作中更快的适应，为我们的工作打下坚实的基础。这次课程设计，每个人的题目相似，但要求不同，不同于以往的分组设计，大家必须在设计过程中通过对自己的数据的分析，设计出满足题目要求的减速器。这样就使原来的集思广益，拓展成了单人能力的发挥，提高了大家的个人设计能力。但是，相似的题目，又给了大家讨论的部分，让我们也能相互学习，相互帮助，共同克服难关。大家在这种集体与个人的双重作用下，既锻炼了个人设计能力，也锻炼了相互交流的能力。这与现实工作情况也是十分相似的。在课程设计过程中，我们应用的大学学到的很多基础知识，对大学所学课程有了一定的理解。在对相关数据的处理中，我们应用了《高等数学》的计算方法，采用了《大学物理》、《理论力学》、《材料力学》的相关分析方法，应用了《机械设计》的设计原理，应用了《机械原理》的设计依据。在图纸的绘制过程中，我们应用了《画法几何》、《机械制图》的绘图方法。在材料选择上，我们应用了《工程材料》、《金属工艺》的相关内容。在设计校核中，我们应用了《互换性》的相关知识，以及《机械设计》中的校核方法。在绘制三维动画仿真的过程中，我们也采用了《机械制图》所学的绘制方法，《计算机辅助设计》中所学的软件使用方法。另外，我们也充分应用了我们自学的一部分软件，例如solidworks、绘声绘影、caxa等等，这些都成为了我们这次设计的基础。这次课程设计充分调动了我们所学到的知识，让我们将自己所学与实践结合起来。如果没有大学学到的这些基础课程，我们很难完成这次课程设计。所以，我对大学课程的安排，有了更加深入的理解。在这二十几天的课程设计中，每个人都忙忙碌碌。从早到晚，教室中几乎座无虚席。大家时而专心绘图，时而停手思考，时而三两人交流问题。看得出大家都很努力，争取将这次课程设计做好。我认为只有亲身参与其中，才能达到课程设计的目的，只有不断努力，才能做好课程设计。在这次课程设计中，老师悉心指导，给予了我们相当大的帮助。在我们整个设计过程中，老师也全程参与，给我们讲解了现实的