机械设计课程设计说明书带式运输机传动装置（含蜗杆圆柱齿轮减速器） 1.doc

《机械设计课程设计说明书带式运输机传动装置（含蜗杆圆柱齿轮减速器） 1.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（含蜗杆圆柱齿轮减速器） 1.doc（37页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、仲恺农业工程学院机械设计课程设计 课程名称: 机械设计课程设计题目名称: 带式运输机传动装置（含蜗杆-圆柱齿轮减速器）学 院: 机电工程学院专业班级: 机械设计制造及其自动化082班学 号: 姓 名: 指导教师: 第一章41.1机械设计课程设计任务书41.1.1 设计题目：41.1.2 原始数据：41.1.3工作条件与技术要求：41.1.4设计任务：41.1.5设计成果要求：51.2传动方案5第二章62.1传动装置的运动和动力参数计算：62.2.1选择电动机的类型、结构形式62.1.2确定电动机功率：62.1.3确定电动机转速和型号62.2分配传动装置传动比72.2.1传动件传动比的分配72.

2、3计算传动装置各轴的运动和动力参数72.3.1各轴转速：72.3.2 各轴输入功率：82.3.3各轴转矩：82.3.4各轴转速、功率、转矩一览表：8第三章 传动零件设计93.1 涡轮蜗杆传动的设计：93.1.1选择蜗杆传动类型：93.1.2选择材料：93.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计：93.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸103.1.5校核齿根弯曲疲劳强度：113.1.6 验算效率：123.1.7校核蜗轮的齿面接触强度：123.1.8 热平衡校核，初步估计散热面积A133.1.9 精度等级公差和表面粗糙度的确定：133.2 齿轮传动的设计：143.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及

3、齿数143.2.2按齿面接触疲劳强度设计143.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计163.2.4 几何尺寸计算173.2.5 齿轮结构设计18第四章 轴的设计计算及校核194.1 蜗轮轴的设计194.1.1轴的材料的选择，确定许用应力：194.1.2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径：194.1.3 轴承类型及其润滑与密封方式：194.1.4轴的结构设计:204.1.5轴、轴承、键的强度校核：214.2 蜗杆轴的设计234.2.1轴的材料的选择，确定许用应力：234.2.2按扭转强度，初步估计轴的最小直径234.2.3轴承类型及其润滑与密封方式：244.2.4轴的结构设计244.2.5蜗杆、轴承、

4、键的强度校核254.3 齿轮轴的设计274.3.1轴的材料的选择，确定许用应力：274.3.2按扭转强度，初步估计轴的最小直径274.3.3轴承类型及其润滑与密封方式：284.3.4轴的结构设计284.3.5轴、轴承、键的强度校核：29第五章 箱体的设计计算315.1 箱体的结构形式和材料315.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系31第六章 键等相关标准的选择336.1键的选择336.2联轴器的选择336.3螺栓，螺母，螺钉的选择336.4销，垫圈垫片的选择34第七章 减速器结构与润滑的概要说明347.1 减速器的结构347.2减速箱体的结构357.3轴承端盖的结构尺寸357.4减速器的润滑与密封3

5、57.5减速器附件简要说明35第八章 设计小结36附录：参考文献36第一章1.1机械设计课程设计任务书1.1.1 设计题目：带式运输机传动装置（含蜗杆-圆柱齿轮减速器）1.1.2 原始数据：题 号12345678910传送带牵引力F(KN)5.55.56.56.5777.57.588传送带速度V(m/s)0.350.40.420.450.480.50.60.620.650.68滚筒直径D(mm)3003003503503503504004004504501.1.3工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为 5；输送机效率；工作情况：单班制，连续单向运转，载荷较稳定；工作年限：8年；工作环境：室内

6、，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。1.1.4设计任务：(1)选择电动机，分配传动比；(2)计算各轴上的转速、功率和转矩；(3) 设计传动件并校核、设计箱体；(4)选择联轴器、滚动轴承、键等。1.1.5设计成果要求：(1)蜗杆-圆柱齿轮减速器装配图1张（A2）；(2)零件工作图2张（A3）；(3)设计说明书1份。1.2传动方案1电动机 2-联轴器 3减速器 4联轴器 5传动带 6滚筒第二章2.1传动装置的运动和动力参数计算：2.2.1选择电动机的类型、结构形式按动力源和工作条件选取

7、Y系列防护式笼形三相交流异步电动机，380V电压2.1.2确定电动机功率：工作机所需的有效功率为： =8000*0.65/1000*0.96kW =5.417 kW为输送机传动效率。从电动机到工作机输送带间的总效率为：式中：高速级联轴器效率； ：蜗轮蜗杆啮合效率； ：滚动轴承效率； ：闭式齿轮传动效率 ：低速级联轴器效率； 查机械设计课程设计手册有=0.99，=0.82，=0.98，=0.97，=0.99。 所以 故所需电动机功率=kW查电动机的技术数据表，选取电动机额定功率为7.5kW2.1.3确定电动机转速和型号选取常用同步转速1000r/min和1500r/min两种做比较。工作机转速

8、总传动比i=，其中为电动机的满载转速。现将两种电动机的有关数据列表1方案电动机型号额定功率/kW同步转速/（r*）满载转速/（r*）总传动比i1Y160M-67.5100097035.1442Y132M-47.51500144052.172由表可知方案2总传动比过大，为了能合理的分配传动比，是传动装置结构更加紧凑，决定选用方案1。根据电动机的功率和同步转速，选定电动机的型号为Y160M-6，查电动机的安装及外形尺寸表知电动机的机座中心高为160mm，外伸轴径为42mm，外伸轴长度为110mm。2.2分配传动装置传动比2.2.1传动件传动比的分配由表1 知道总传动比i=35.144 ，则减速器的

9、传动比为35.144，考虑润滑条件，传动效率及两级齿轮应有相近的浸油深度，查表取低速级圆柱齿轮传动比=（0.030.06）i，综合考虑，选=0.05i=1.757，则高速级涡轮蜗杆传动比=35.144/1.757=20.002.2.3计算传动装置各轴的运动和动力参数2.3.1各轴转速：970r/min：=970r/min，：970/20.002r/min=48.495r/min，III轴：48.495/1.757r/min=27.601r/min 滚筒轴：27.601r/min。 2.3.2 各轴输入功率：7.380kW7.380*0.99=7.306kW7.380*0.99*0.82*0.9

10、8=5.871kW2.3.3各轴转矩：电动机输出转矩：9550*7.380/970N.m=72.659N.m：:III轴：滚筒轴:2.3.4各轴转速、功率、转矩一览表：轴名功率P（kW）转矩T ( Nm)转速n （r/min）传动比i效率电动机轴7.38072.65997010.99I轴7.30671.93097020.0020.804II轴5.8711156.16148.4951.7570.951III轴5.5811931.03727.60110.99滚筒轴5.4151873.60127.601第三章 传动零件设计3.1 涡轮蜗杆传动的设计：3.1.1选择蜗杆传动类型： 根据GB/T1008

11、51988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。3.1.2选择材料： 考虑到该蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求表面淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铝铁青铜ZCuAl10Fe3，砂型铸造。3.1.3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。由公式有：传动中心距 (1) 作用在蜗轮上的转矩：=1156.161N.m(2) 确定载荷系数K： 因工作载荷较稳定，查手册可取使用系数=1；齿向载荷分布系数=1；由于转速不高，轻微冲击，可取动载系数=1.05；则(3) 确定弹性影响

12、系数因选用的是铝铁青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=。(4) 确定接触系数 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，查表有=3.1。(5) 确定许用接触应力根据蜗轮材料为铝铁青铜ZCuAl10Fe3，砂型铸造，蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC，可查机械设计得蜗轮的基本许用应力=230MPa。其中 寿命应力循环次数寿命系数 则 =0.806*230Mpa=185.38 Mpa(6) 计算中心距 取中心距，因i=20.002，故从设计手册中取模数m=8mm,蜗杆分度圆直径。这时，查表的接触系数=2.74，由于0.804，大于原估计值，因此不用重算。 3.1.7校核蜗轮的齿面接触强度：对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗

13、杆配对时材料弹性系数 Ze=160接触系数=2.74查表选用系数 =10.07d,故取h=5.25，则=87mm。(4)轴承端盖的总宽度取为20mm。(5)综上可知：各段直径：d1=60mm；d2=75mm；=87mm；=75mm； =60mm。各段长度：轴的总长为：；（6）轴向零件的周向定位：蜗轮，齿轮与轴的周向定位均采用平键链接。按由设计手册查得平键bh =20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为140mm，选齿轮与轴的配合为，按由设计手册查得平键bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴端配合为；滚动轴承与轴的同

14、向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（7）确定轴上的圆角和倒角尺寸：参考教材表15-2，取倒角245，各轴肩处的圆角半径为 mm4.1.5轴、轴承、键的强度校核：（1）确定各向应力和反力：蜗轮分度圆直径=328 mm 转矩=1156.161 Nm蜗轮的切向力为：蜗轮的径向力为：蜗轮的轴向力为：（2）垂直平面上支撑反力： = =1319.809 N其中309.75mm为两轴承中心的跨度，67.875mm为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。 2616.719-1319.809N=1296.91N（3）水平平面支撑反力： （4）确定弯距： 水平弯矩：=67.875=67.87515

15、44.803=104853.504 Nmm 垂直弯矩： 合成弯矩：137910.11N*m176210.61N*m（5）按弯矩合成应力校核该轴端强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取=0.6 轴端计算应力：，故是安全的。（6）键的强度校核：选用A型平键联接，根据轴径=75，由GB1095-2003，查键宽b=20mm；键高h=12mm，因为涡轮轮毂的长度为64mm，故取标准键长56mm。l=L-b=56-20=36mm，k=0.5h=0.512=6mm 因为齿轮宽154，故取标准键长140mm。 l=L-b=140

16、-20=120mm，k=0.5h=0.512=6mm 查得静荷时的许用挤压应力p=150，p=150，所以挤压强度足够。由普通平键标准查得轴槽深t=7.5mm，毂槽深=4.9mm4.2 蜗杆轴的设计4.2.1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。选材45钢，淬火处理。=600MPa =55MPa4.2.2按扭转强度，初步估计轴的最小直径选取轴的材料为45钢，淬火处理。根据设计手册，取A=112，于是得： 联轴器的计算转矩，查表14-1，取=1.5，则 =1.5*71.930=107.895Nm按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，

17、查表GB/T 5014-2003 选用HL1弹性柱销联轴器，其公称转矩为160N.mm，半联轴器的孔径d= 22mm，即轴向直径取=22mm，半联轴器长度L=52，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：=38mm。4.2.3轴承类型及其润滑与密封方式：采用单列圆锥滚子轴承，并采用凸缘式轴承通盖和嵌入式轴承盖，实现轴承系两端单向固定。4.2.4轴的结构设计蜗杆轴简图（1）从轴段=22mm开始逐渐选取轴段直径，为了满足半联轴器的轴向定位要求，右端需制出一轴肩，故取=28mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应比略短一些，现取

18、=36mm。（2）初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=28mm,初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为，故=35mm；而=18.25mm。轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30207型轴承的定位轴肩高度为h=3.5mm，因此，取42mm。轴环宽度,取=10mm。（3）5和7处有退刀槽,因d=d-（24）mm，所以选=56mm。（4）取蜗杆齿顶圆直径 =96mm=。（5）轴承端盖总宽度取20mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，取其外端面与半联轴器左端面间的距离l=30mm 故=20+30=50mm。（6）和为退刀槽那段轴

19、端长度：L7+L8=L4+L5=70mm，所以=60mm。（7）轴段的长度：查手册， ，又， 所以取=158mm。（8）蜗杆总长 L=36+50+18.25+10+60+158+60+10+18.25=420.5其中=22mm； =28mm； =35mm； =42mm； =56mm； =96mm； =56mm； =42mm； =35mm。4.2.5蜗杆、轴承、键的强度校核（1）校核30207 查表GB/T297-1994 表12-4 额定动载荷Cr=54.2103 N； 基本静载荷Cor=63.5103 N,e=0.37,Y=1.6,=0.9。（2）求两轴承受到的径向载荷和 由前面设计蜗轮时求

20、得的：=1319.809N；=1296.91N=1544.803N；=5504.959N（3）求两轴承计算轴向力和 查表GB/T297-1994 12-4 可知，e=0.37 =2031.825/(2*1.6)N=634.945N； =5655.665/(2*1.6)N=1767.395N（教材公式11-8）蜗杆受轴向力-因此=+=7049.762+1767.395=8817.157N；=1767.395N(4)求当量动载荷和由表13-5 分别计算、，取=1.0,则=(X1+Y1)=1.0 （0.42031.725+1.68817.157）=14920.14 N=（1）=5655.665 N（

21、5）验算轴承寿命因为，所以按轴承的受力大小计算： =21460.577 h 19200h,所以轴承满足寿命要求（c为基本额定静载荷，由设计手册选择）。（6）键的强度校核键选择的是：bh=6mm6mm；L=32mml=L-b=32-6=26mm；k=0.5h=0.56=3mm因此，键的强度足够。4.3 齿轮轴的设计4.3.1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，轴主要传递齿轮的转矩。选用45号钢，调质处理 =600MPa =55MPa4.3.2按扭转强度，初步估计轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据设计手册，取A=112，于是得： 联轴器的计算转

22、矩，查表14-1，取=1.5，则 =1.5*1931.037=2896.556Nm按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，查表GB/T 5014-2003 选用HL6弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150N.mm，半联轴器的孔径d= 70mm，即轴向直径取=70mm，半联轴器长度L=142，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：=107mm。4.3.3轴承类型及其润滑与密封方式：采用单列圆锥滚子轴承，并采用凸缘式轴承通盖和凸缘式轴承端盖，实现轴承系两端单向固定。4.3.4轴的结构设计齿轮轴简图（1）从轴段=70mm开始逐渐选取轴段直径，为了满足半联轴器的轴向定位要求，右端需制出一轴肩，故取=76mm；

23、左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=80mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应比略短一些，现取=105mm。（2）初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=76mm,初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30216，其尺寸为，故=80mm；而=28.25mm。（3）轴段直径:取齿轮距箱体内壁之距离a=14mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。已知齿轮宽度T=159mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮和齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，故取。取安装齿轮处

24、轴段的直径=85mm，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=5.95，则取=91mm。轴环宽度b1.4h=8.4，取(4)轴承端盖的总宽度取为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，取其外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm 故=20+30=50mm。（5）右轴承右边靠轴肩定位，由手册上查得30216型轴承的定位轴肩高度=5mm，取，该轴段长度受涡轮轴影响，由涡轮设计部分可知，箱体内壁的距离为270mm，所以取=270-14-159-8.5+8=96.5mm。（6）综上所述，各段直径：d1=70mm；d2=76mm；=80mm；=90mm； =91mm；

25、。各段长度：轴的总长为：；4.3.5轴、轴承、键的强度校核：（1）确定各向应力和反力：齿轮分度圆直径=259.526 mm 转矩=1931.037 Nm齿轮的切向力为：齿轮的径向力为：齿轮的轴向力为：（2）垂直平面上支撑反力： = =3.565 N其中314.25mm为两轴承中心的跨度，115.625mm为齿轮中心到右边轴承中心的距离。 5.578-3.565N=2.013N（3）水平平面支撑反力： （4）确定弯距： 水平弯矩：=115.625=115.6255.745=664.266 Nmm 垂直弯矩： 合成弯矩：781.768N*m667.258N*m（5）按弯矩合成应力校核该轴端强度：进

26、行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取=0.6 轴端计算应力：，故是安全的。（6）键的强度校核：选用A型平键联接，根据轴径=85，由GB1095-2003，查键宽b=22mm；键高h=14mm，因为齿轮轮毂的长度为157mm，故取标准键长140mm。l=L-b=140-22=118mm，k=0.5h=0.514=7mm 查得静荷时的许用挤压应力p=150，所以挤压强度足够。由普通平键标准查得轴槽深t=9.0mm，毂槽深=5.4mm第五章 箱体的设计计算5.1 箱体的结构形式和材料采用上置式蜗杆减速器。铸造箱体，材料HT15

27、0。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚810mm，取=11mm。5.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系 名称 减速器型式及尺寸关系（mm）箱座壁厚 =11箱盖壁厚1 1=10箱座凸缘厚度b，箱盖凸缘厚度b1，箱座底凸缘厚度b2 b=1.5=16.5 b1=1.5=16.5 b2=2.5=27.5地脚螺钉直径及数目 df=17.76 n=4箱座、箱盖上的肋厚m=9.5、=9轴承旁联接螺栓直径 d1=13.32箱盖，箱座联接螺栓直径 d2=10 螺栓间距L=150轴承端盖螺钉直径 d3=8 螺钉数目6视孔盖螺钉直径 d4=6df，d1，d2至外壁距离 C1=26,22,16 d1，d2至凸缘边缘距离C2=1

28、6,14轴承端盖外径（蜗轮轴）凸缘式：D2=132，嵌入式：D2=122.5(蜗杆轴)凸缘式：D2=126，嵌入式：D2=116.25轴承旁联接螺栓距离 S=127轴承旁凸台半径 R1=30轴承旁凸台高度h根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定蜗轮外圆与箱内壁间距离 =14蜗轮轮毂端面与箱内壁距离=12地脚螺栓通孔直径=30地脚螺栓沉头座直径=60地脚螺栓底座凸缘尺寸C1=35,C2=30联接螺栓直径d=16联接螺栓通孔直径=17.5联接螺栓沉头座直径D=33联接螺栓底座凸缘尺寸C1=35，C2=30定位销直径d=7.5吊环螺钉直径D5=箱体外壁至轴承座端面的距离L1=70轴承端盖外径(蜗轮

29、轴)D2=130；(蜗杆轴)D2=125第六章 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：6.1键的选择查表10-33机械设计基础课程设计：1、涡轮轴与齿轮相配合的键A型普通平键，b*h*l=20*12*1402、轴与蜗轮相配合的键：A型普通平键，b*h*l=20*12*563、涡杆轴与联轴器相配合的键A型普通平键，b*h*l=6*6*324、齿轮轴与齿轮相配合的键A型普通平键，b*h*l=22*14*1405、齿轮轴与联轴器相配合的键A型普通平键，b*h*l=20*12*1006.2联轴器的选择 根据轴设计中的相关数据，查表GB/T

30、 5014-2003，蜗杆选用HL1弹性柱销联轴器，其公称转矩为160N.mm，半联轴器的孔径d= 22mm，即轴向直径取=22mm，半联轴器长度L=52，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：=38mm。齿轮轴选用HL6弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150N.mm，半联轴器的孔径d= 70mm，即轴向直径取=70mm，半联轴器长度L=142，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：=107mm。6.3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， M6*12,数量为12个M6*18,数量为12个M8*25,数量为2个M8*30,数量为4个M8

31、*50，量为12个M16*100,数量为4个M20*15， 数量为1个螺母GB6170-86 M8 数量为4个M16 数量为4个M36 数量为1个螺钉GB5782-86 M6*20 数量为2个M8*25， 数量为24个M6*16 数量为12个 *（参考机械设计基础课程设计图19-24配图）6.4销，垫圈垫片的选择选用销GB117-86，B8*30，数量为2个选用垫圈GB93-87数量为6个选用毡圈2个选用08F调整垫片6个*（参考机械设计基础课程设计图10-8装配图）有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图第七章 减速器结构与润滑的概要说明在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。7.1 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机械设计课程设计手册图19-24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、圆柱齿轮），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，由箱体和