《机械设计课程设计说明书带式运输机传动装置的一级蜗杆蜗轮减速器设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计说明书带式运输机传动装置的一级蜗杆蜗轮减速器设计.doc（32页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、带式运输机传动装置的一级蜗杆蜗轮减速器设计学生姓名： 学生学号： 院（系）： 年级专业：指导教师： 助理指导教师： 目 录1、机械设计课程设计任务书 -（3）2、电动机的选择-（5）3、传动装置的运动和动力参数的计算 -（7）4、传动零件设计计算-（8）5、轴的设计计算及校核-（13）6、轴承的校核 -（19）7、键的选择和校核 - （22）8、箱体的设计 - （22）9、键等相关标准的选择- （24）10、减速器结构与润滑、密封方式的概要说明-（25）1设计题目带式运输机用蜗杆减速器设计。1.1. 工作原理及已知条件工作原理：带式输送机工作装置如下图所示己知条件： 1.工作条件：两班制，运输
2、机连续工作，单向动转，载荷平稳，空载起动。 2.使用寿命：使用期限8年（每年300工作日）； 3.运输带速度允许误差；5；三、原始数据已知条件传送带工作拉力F（kN）传送带工作速度v（m/s）滚筒直径D（mm）参数4.31.67501电动机 2联轴器 3蜗杆减速器 4带式运输机2.1电动机的选择计算2.1.1 选择电动机2.1.1.1选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2.1.1.2选择电动机容量工作机所需的功率： 由电动机至工作机之间的总效率： 其中 分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。查表可知=0.99（滑块联轴器）=0.98（滚子轴承
3、）=0.73（单头蜗杆） =0.96（卷筒） 所以：所以电动机输出功率： kw2.1.1.3确定电动机转速根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为 =6.88kw=0.63=10.92kwnw=40.76r/min 计算及说明 结果电动机转速可选范围： nd=i* nd=(1070)*40.76=407.62853.2r/min 2.1.1.4确定电动机型号 查表16-1，可得：方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比极数 1Y160M2-215kw3000r/min2930r/min71.88 22Y160L-415kw1500r/min1460r/min35.81 43Y180L-
4、615kw1000 r/min970r/min23.806 计算及说明 结果经合考虑，选定方案3。因为同步转速较高，电动机价格比较便宜，而且方案3的传动比不是很大，尺寸也不是很大，结构还比较紧凑。电动机的型号为Y180 L-6计算及说明结果2.1.2 计算总传动比和各级传动比的分配2.1.2.1 计算总传动比： 2.1.2.2 各级传动比的分配 2.1.2.3 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。3 计算传动装置的运动和动力参数3.1 蜗杆蜗轮的转速：蜗杆转速和电动机的额定转速相同蜗轮转速：滚筒的转速和蜗轮的转速相同3.2 功率蜗杆的功率：p1=10.920.99=10.8
5、1KW蜗轮的功率：p2=10.920.730.98=7.81kW滚筒的功率：p3=7.810.980.99=7.57Kw3.3 转矩 =23.80n=40.76 r/minp1=10.81KWp2=7.81KWp3=7.57KW=107.51N.m=106.44N.m=2407.62N.m=2288.20N.m将所计算的结果列表： 参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速(r/min)97097040.7640.76功率(P/kw)10.9210.817.817.57转矩(Nm)107.51106.442407.622288.20传动比i23.80效率0.990.730.96 计算及说明 结果4.选择蜗轮蜗
6、杆的传动类型根据 GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。4.1选择材料考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为4555HRC，蜗轮用铸锡磷青钢ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。4.2按齿面接触强度进行设计传动中心矩计算公式如下：(1) 确定作用在蜗轮上的转矩 =2407.62Nm(2) 确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数KA=1.1(3) 确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=147渐开线蜗杆ZI45钢ZCuSn10P1青铜HT100=2
7、407.62NmKA=1.1=147 计算及说明结果(4) 确定接触系数先假设蜗杆分度圆d1和传动中心矩a的比值，从图11-18可查得=3.1(5) 确定接触疲劳极限根据蜗轮材料为ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力=268MPa（6）计算许用接触应力（7）计算中心距 mm取中心矩a=250mm这时， =3.0由图11-18查得，因为， 因此以上计算结果可用。=3.134800N=939110400.76a=243.11mm =3.0 计算及说明 结果4.3 蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸确定蜗杆的头数 蜗轮齿数=23.80=47.6,取=48
8、确定模数m1、 蜗杆主要参数齿顶高： 齿根高：全齿高： 分度圆直径： 齿顶直径： 齿根圆直径： 蜗杆分度圆导程角:蜗杆轴向齿距：蜗杆导程:蜗杆螺纹部分长度：取=150mm2、蜗轮主要参数蜗轮齿数：，变位系数：验算传动比，这时传动比误差为d2,且与轴承内径标准系列相符，考虑蜗轮有轴向力存在，故选取角接触球轴承现暂选轴承7016C，查机械设计手册轴承内径d=80mm,外径D=125mm,宽度B=22慢慢，内圈定位轴肩直径da=87mm,外圈定位直径Da=118mm,轴上定位端面圆角半径最大为ra=1mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=24.7mm,故d3=80mm,轴承采用脂润油，需要挡油
9、环宽度初定为B1,故L3=L7=B+B1=22+15=37mm.一般同一根轴上选用同一型号的轴承。所以d7=d3=80mm.轴段4与轴断6为轴环，它们关于蜗轮对称，起蜗轮的定位和固定作用，定位轴肩的高度h=(0.070.1)d5=6.39mm取h=8mm,则d6=98mm. 为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体内壁间应有一定间隙，取两者间距为24mm,即，L4=L6=24mm. d4=80mm轴段5安装蜗轮，此直径采用标准系列值，d5应略大于d4故取d5=90mm,其长度应比轮毂略短，故取L5=62mm.为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内
10、壁的距离为2mm. 为了保证联轴器不与轴承盖相碰， 取L2=22+46=68mm。因此，定出轴的跨距为.（一般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算） 蜗轮轴的总长度为L总=147+18.5+68+110+18.5=352mm。 轴的结构示意图如图所示： d1=70mmd2=75mmd3=80mmd4=80mmd5=90mmd6=98mmd7=80mmL4=24mmL7=37mmL3=37mmL2=68mmL1=105mmL5=62mmL6=24mmL=147mmL总=352mm计算及说明结果5.2.3 轴的校核计算 按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图见下图）（a） 绘制轴的受力图蜗轮
11、的分度圆直径d=384mm； 转矩T=2407.61Nm蜗轮的切向力=2T/d=22407.62/0.384=12539.7N蜗轮的径向力=tan=12539.7tan20=4564.1N蜗轮轴向力=tan=12539.7tan11.3=2505.7N（b） 求水平面H内的支反力及弯矩 由于蜗轮相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。 =C截面处的弯矩N.m（C）求垂直平面V内的支反力及弯矩支反力由得 截面C左侧的弯矩=12539.7N=4564.1N=2505.7N=6269.9N=6269.9N=460.8N.m5554.8N-990.7N-72.8N.m计算及说明结果截面C右侧的弯矩求合
12、成弯矩截面C左侧的合成弯矩截面C右侧的合成弯矩计算转矩求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数=0.6,危险截面C处的当量弯矩为:计算截面C处的直径，校验强度因此处有一键槽，故将轴径增大5%，即：而结构设计中，此处直径已初定为70mm，故强度足够5.3蜗杆轴的设计5.3.1轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，淬火处理。按扭转强度，初步估计轴的最小直径=T=1258.8=61.2mmD=64.3mm强度足够45钢计算及说明结果 dC 5.3.2确定各轴段直径查表GB/T 5843-1986 选用YL7
13、联轴器，标准孔径d=28mm，即轴伸直径为28mm联轴器轴孔长度为：44mm。轴的结构设计从轴段d1=28mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d范围内，故d2=28+（0.070.1）d1 =29.9630.8mm，该直径处安装密封毡圈，取标准直径。应取d2=30mm；d3与轴承的内径相配合，且d3 d2,又应要承受径向力和轴向力，为便与轴承的安装，故选定角接触轴承型号为7007C。取d3=35mm。 d4起定位作用，由h=（0.070.1）d3=（0.070.1）35=2.4553.5mm，取h=3mm，d4=d3+h=35+3=38mm；d6=d4=
14、38mm;d7段装轴承，取d7=d3=35mmd5段取蜗杆齿顶圆直径d5=80mm;5.3.3确定各轴段长度L1取联轴器轴孔长度44mmL2安装端盖取L2=40mmL3安装轴承，取轴承宽度L3=B=14mmL4和L6为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取L4=L6=138mmL7也安装轴承和端盖L7=30mmL5为蜗杆轴向齿宽取L5=107mm定出轴的跨度为;L=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L3 =397mm蜗杆的总长度为：L总=L+40+30+44 =511mm5.3.4蜗杆轴的强度校核按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图和蜗轮轴相似，故不再作图）d=28mmd1=28mmd2=30
15、mmd3=35mmd4=38mmd6=38mmd7=35mmd5=80mmL1=44mmL2=40mmL3=14mmL4=138mmL7=30mmL5=107mmL=397mmL总=511mm计算及说明结果（a） 绘制轴的受力图（b） 求水平面H内的支反力及弯矩 Ft1=Fa2=2505.7N Fr1=Fr2=4564.1NFa1=Ft2=12539.7N由于蜗杆相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。 =C截面处的弯矩（C）求垂直平面V内的支反力及弯矩 支反力由得 截面C左侧的弯矩截面C右侧的弯矩求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩截面C右侧的合成弯矩Ft1=2505.7NFr1=4564.7NF
16、a1=12539.7N =1252.9N3782.4N750.8计算及说明结果计算转矩：求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数=0.6,危险截面C处的当量弯矩为:计算截面C处的直径，校验强度因此处有一键槽，故将轴径增大5%，即：d=52.4*1.05=55mm而结构设计中，此处直径已初定为80mm，故强度足够 蜗杆轴的结构示意图如下图所示： 6.轴承的校核6.1 校核7016C 查表GB/T297-1994 额定动载荷Cr=45103 N 基本静载荷Cor=43.2*103 N(1) 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由前面设计蜗轮时求得的：Fr1v= -990.7NT=10
17、6.4 =793.5d=55强度足够Cr=45103 NCor=43.2*103 NFr1v=-990.7N计算及说明结果Fr2v=5554.8 NFr1H=6269.6 NFr2H=6269.6 NFr1=NFr2=N（1） 求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2查表GB/T297-1994 可知 e=0.4附加轴向力 轴向力FA=2505.7N 轴承2端被压紧，故 求当量动载荷P1和P2e查表GB/T297-1994，取X=1,Y=0查表GB/T297-1994，取X=0.4,Y=1.5计算P1、P2，由于载荷平稳取fp=1,则Fr2v=5554.8 NFr1H=6269.6 NFr2H=626
18、9.6 NFr1= 6347.4NFr2 =8376.4Ne=0.4X=0.4,Y=1.5计算及说明结果 验算轴承寿命因为P1P2，所以按轴承的受力大的计算： 所以轴承满足寿命要求。6.2校核6007C 查表GB/T297-1994 额定动载荷Cr=14.8103 N 基本静载荷Cor=11.5103 N(2) 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由前面设计蜗轮时求得的：Fr1v=781.7NFr2v=3782.4 NFr1H=1252.9 NFr2H=1252.9NFr1=NFr2=N求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2查表GB/T297-1994 可知 e=0.425712.7N=轴承满足寿命
19、要求Cr=14.8103 NCor=11.5103 NFr1v=781.7NFr2v=3782.4 NFr1H=1252.9 NFr2H=1252.9NFr1NFr2= Ne=0.42计算及说明结果附加轴向力 轴向力FA=3030.7N 轴承2端被压紧，故 求当量动载荷P1和P2e查表GB/T297-1994，取X=1,Y=0查表GB/T297-1994，取X=0.4,Y=1.4计算P1、P2，由于载荷平稳取fp=1,则 验算轴承寿命因为P1=110MPa 不合格，因此改选双键，相隔180布置。双键的工作长度l=1.570=105mm.由式合适7.2蜗杆与联轴器相配合的键的选择查 GB1095
20、-2003：A型普通平键根据轴的最小直径d=28mm,选择键b*h=8mm7mmL=40mml=L-b=40-8=32mmk=0.5h=0.5=3.5mm=110MPa 合格8.箱体的设计计算 8.1箱体的结构形式和材料箱体采用铸造工艺，材料选用HT200。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚810mm，取=10mm8.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系如下表：A型普通平键b*h=20mm12mm 不合格双键相隔180布置l=105mm合格A型普通平键b*h=8mm7mmL=40mml=32mmk=3.5mm67.9=110MPa合格 名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =10mm 箱盖壁厚1 1=0.8=
21、9.6mm 取1=10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2 b1=1.51=15mmb=1.5=15mm b2=2.5=2.510=25mm地脚螺钉直径及数目 df=0.036a+12=21mm 取df=25mm n=6轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df=18.75mm 取d1=20mm盖与座联接螺栓直径 d2=（0.50.6）df 取d2=16mm联接螺栓d2间的间距l=150200mm轴承端盖螺栓直径 d3=（0.40.5）df 取d3=12mm 检查孔盖螺栓直径 d4=（0.30.4）df 取d4=8mmDf，d1，d2至外壁距离 df，d2至凸缘边缘距离 C1=2
22、6,20,16 C2=24,14轴承端盖外径 D2=140mm 轴承旁联接螺栓距离 S=140mm轴承旁凸台半径 R1=16mm轴承旁凸台高度 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离 1=16mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 2=30mm9.键等相关标准的选择本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，垫圈、垫片的选择，具体内容如下：键的选择查 GB1095-2003 蜗轮轴与半联轴器相配合的键：A型普通双键，b*h=20mm12mmGB1095-2003 半联轴器与蜗杆轴的连接 b*h=8mm7mmA型，20mm12m
23、mA型，8mm7mm 联轴器的选择根据轴设计中的相关数据，查GB4323-1997，选用YL13 凸缘联轴器YL13GB4323-1997螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用 螺栓GB5782-86， M10*35， 数量为3个 M12*100， 数量为6个 螺母GB6170-86 M10 数量为2个 M12， 数量为6个螺钉GB5782-86 M10*16 数量为2个 M12*25， 数量为24个 M8*16 数量为12个 M10*35M12*100M10M12M10*20M12*25M8*166.4销，垫圈垫片的选择选用销GB117-86
24、，B8*30，数量为2个选用垫圈GB93-87数量为8个选用止动垫片1个选用石棉橡胶垫片2个选用08F调整垫片4个GB117-86B8*30GB93-87止动垫片石棉橡胶垫片08F调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图10.减速器结构与润滑、密封方式的概要说明减速器的结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照后附装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确
25、保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放油螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速器用地脚螺栓固定在机架或地基上。减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图减速器的润滑由于V=4.06 m/s12 m/s，应用喷油润滑，考虑成本及需要，选用润滑油润滑。
26、轴承部分采用润滑脂润滑。蜗轮润滑采用N32号涡轮蜗杆油（SH0094-91）最低最高油面距1020mm，油量为1.5L。轴承润滑选用 ZL-3型润滑脂 (GB 7324-1987）油量为轴承间隙的1/31/2。减速器的密封箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂漆或水玻璃。 观察孔和油孔等处接合面的密封用石棉胶橡纸，垫片进行密封。 轴承孔的密封、闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴段外伸端透着间的间隙采用毡圈油封。 轴承靠近机体内壁处用挡圈油环密封以防止润滑油进入轴承的内部。减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结
27、构及装配详见装配图。具体结构详见装配图具体结构装配图详见零件工作图N32号涡轮蜗杆油 ZL-3型润滑脂详见装配图参考文献1，机械设计第八版 濮良贵 纪名刚 主编 -北京：高等教育出版社2，机械设计课程设计 宋宝玉 主编 -北京：高等教育出版社3，机械设计课程设计 殷玉枫 主编 -北京：机械工业出版社4，机械设计课程设计 孙 岩 陈晓罗 主编 -北京：北京理工大学出版社5.机械设计课程设计王昆，何小柏，汪信远主编 -高等教育出版社6.机械设计（第七版）濮良贵，纪名刚主编 - 高等教育出版社7.简明机械设计手册洪钟德 主编 - 同济大学出版社 8.减速器选用手册周明衡 主编 - 化学工业出版社 9
28、.工程机械构造图册周明衡 刘希平主编 -机械工业出版社 10.机械制图（第四版）刘朝儒 高治一编 -高等教育出版社11.互换性与技术测量（第四版）李硕根 杨兴骏编 -中国计量出版社7，机械原理 孙 恒 陈作模 主编 -北京：高等教育出版社8，机械零件课程设计 赵 祥 主编 -北京：中国铁道出版社9，理论力学 哈尔滨工业大学理论力学教研室 编 -北京：高等教育出版社 10，机械设计课程设计手册 2版 吴宗泽 主编 -北京：高等教育出版社课程设计小结通过这次设计让我了解到机械设计是从使用要求等出发，对机械的工作原理、结构、运动形式、力和能量的传递方式，以及各个零件的材料和形状尺寸等问题进行构思、分
29、析和决策的工作过程，这种过程的结果要表达成设计图纸、说明书及各种技术文件。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、理论力学、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。由于实践经验和资料的缺乏，加之时间紧迫，在设计过程中遇到了许多问题，大部分问题在老师的指导和同学们的帮助下下得以解决。但也有很多地方设计的不近人意，例如所绘制的图纸有些地方表达的不是很清楚，希望各位老师给予谅解。附录反力及弯局矩、扭矩图轴的受力分析图 X-Y平面受力分析 X-Z平面受力图： 水平面弯矩 99.3垂直面弯矩
