內蒙古民族大學機械設計課程設計

1、內蒙古民族大學機械設計課程設計 題目 用于帶式運輸機傳動裝置的單級蝸桿減速器 學 院： 機械工程學院專 業(yè)： 機械設計及其自動化班 級： 11機械*班學 號： *學 生： 陳和平指導老師：史紅巖 2014年12月20日機械課程設計說明書 一 傳動裝置的總體規(guī)劃：11 設計題目:22 傳動簡圖:23 原始數(shù)據及工作條件24 設計工作量2二 傳動裝置的總體設計31.1 擬定傳動方案32.2 選擇電動機42.3 確定傳動裝置的總傳動比及其分配42.4 計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)5三 傳動零件的設計計算63.1選定蝸輪蝸桿類型，精度等級，材料及齒數(shù)63.2按接觸疲勞強度設計63.3 蝸輪齒根彎曲強度

2、校核73.4 驗算效率83.5 校核蝸輪齒面接觸疲勞強度93.6 蝸桿剛度校核103.7 蝸桿熱平衡計算與校核11四 軸的設計計算114.1 蝸輪軸的設計與計算114.2 蝸桿軸的設計與計算15 4.3 滾筒軸承的選擇16五 鍵的選擇及校核16六 箱體的設計及計算17七 聯(lián)軸器的選擇18八 減速器的結構與潤滑19參考資料20設計小結21 一 傳動裝置總體規(guī)劃1 設計題目用于帶式運輸機傳動裝置的單級蝸桿減速器2 傳動簡圖 1-電動機 2,4-聯(lián)軸器 3-減速器 5-滾筒 6-輸送帶3 原始數(shù)據及工作條件 運輸帶工作拉力F=2kN；運輸帶工作速度v=1.2m/s（允許運輸帶速度誤差為5%）；滾筒直

3、徑D=315mm；兩班制工作，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；使用期限10年，小批量生產；生產條件是中等規(guī)模的機械廠，可加工78級精度的蝸桿及渦輪；動力來源是三相交流電(220/380V)。4 設計工作量（1） 繪制減速器裝配圖1張（A0或A1)。（2） 繪制減速器零件圖1張（12張）。（3） 編寫設計說明書1份。5 傳動機構的總體設計根據要求設計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機聯(lián)軸器減速器聯(lián)軸器帶式運輸機。 根據生產設計要求可知，該蝸桿減速器采用蝸桿下置式見，采用此布置結構，由于蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均采用圓錐滾子軸承，承受徑向載荷

4、和軸向載荷的復合作用，為防止軸外伸段箱內潤滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱內，在軸承蓋中裝有密封元件。該減速器的結構包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷等附件、以及其他標準件等。 二、傳動裝置的總體設計1.1 擬定傳動方案采用一級蝸輪蝸桿減速器，優(yōu)點是傳動比較大，結構緊湊，傳動平穩(wěn)，噪音小，適合于繁重及惡劣條件下長期工作。缺點是效率低，發(fā)熱量較大，不適合于傳遞大功率。2.2 選擇電動機（1） 按工作要求和條件選取Y系列三相異步電動機，封閉式結構。（2） 選擇電動機的功率 電動機所需功率Pd= Pw/式中 Pd -電動機輸出功率 -電動機至工作機之間傳動裝置的總效

5、率 Pw穩(wěn)定工作下工作機所需功率Pw=Fv/1000=20001.2/1000=2.4KW由電動機至工作機之間的總效率： =122234其中 分別為聯(lián)軸器，軸承，蝸桿和卷筒的傳動效率。查表可知=0.99（彈性聯(lián)軸器）=0.98（滾子軸承）=0.75（單頭蝸桿） =0.96（卷筒） 所以：=0.9920.9820.750.96=0.68所以電動機輸出功率： Pd= Pw/=2.4/0.68KW=3.53KW(3)選擇電動機的轉速工作機滾筒轉速nW=601000v/D=(6010001.2)/(3.14315)=72.79r/min根據機械設計課程設計中查的蝸桿的傳動比在一般的動力傳動中；i=10

6、-40，電動機的轉速的范圍因為nd=(1040)72.79=727.92911.6r/min選取電動機的轉速為 n = ，查機械設計手冊，取電動機型號為Y132M1，則所選取電動機部分性能如下:額定功率 Pe=4kw 滿載轉速 2.3 計算總傳動比和各級傳動比的分配（1）計算總傳動比：i=nm/nw=960/72.7914（2） 各級傳動比的分配 由于為蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。 2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1)各軸輸入功率： 蝸桿軸 P=Pd=3.530.990.98=3.42kw 蝸輪軸 P=P=3.420.750.990.98=2.49kw 滾筒軸 P=

7、P=2.490.990.98=2.42kw(2) 各軸轉速 蝸桿軸 n1=960r/min 蝸輪軸 n2=960/13.19=72.78 r/min 滾筒軸 n3= n2=72.78r/min (3) 各軸的轉矩 電動機輸出轉矩 =9550Pd/nm=95503.53/960Nm=49.4Nm蝸桿輸入轉矩 =9550 P/n1=95503.42/960Nm=34.02Nm蝸輪輸入轉矩 =9550 P/n2=95502.49/72.78Nm =386.73 Nm 滾筒輸入轉矩 =9550P/n3=95502.42/72.78 Nm=317.55Nm 將以上算得的運動和動力參數(shù)列于表1 參數(shù)電動機

8、蝸桿蝸輪滾筒轉速r/min96096072.7872.78功率P/kw3.53 3.422.49 2.42轉矩N.m49.434.02386.73 317.55傳動比i14效率0.990.750.96 三 蝸輪蝸桿的設計與校核3.1 選定蝸輪蝸桿類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）根據 GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿ZI。（2）選擇材料 蝸桿：根據庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555HRC。 因而蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒

9、圈用青銅制造，而輪芯用45號鋼制造。（3）蝸輪蝸桿的傳動比：i=n1/n2=960/72.7914參考機械設計手冊表,初選數(shù)據如下：初選蝸桿頭數(shù) ： 蝸輪齒數(shù)： Z2=Z1i283.2 按接觸疲勞強度進行設計設計公式 m2d1KT2(480/Z2H）2（1） 確定蝸輪轉矩 T2=9.55106P/n2=386.73 Nm(2) 載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)K=1，有表機械設計11-5選取使用系數(shù)KA=1.15；取動載系數(shù)KV=1.05；則K=KKAKV=1.1511.051.2（3） 確定彈性影響系數(shù)ZE 查表：ZE=160MPa （4） 許用接觸應力 由機械設計，根據蝸

10、輪材料為ZCuSn10P1，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，可從表11-7中查得無蝸輪的基本許用應力H=268MPa應力循環(huán)次數(shù) N=60jn2Lh=60172.781082365=2.55108壽命系數(shù) KHN=0.889則H=HKHN=2680.889MPa=238MPa（5） 計算md1的值 md1 1.2386.73mm3=2406.73mm3查機械設計表11-2， md1的值接近2500，故取m=6.3mm,d1=63mm,分度圓導程角 =(6)蝸桿與蝸輪主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸輪 中心距 a= a=(d1+d2)/2=119.7mm蝸輪齒數(shù) =28 分度圓直徑 =m=6.328mm=17

11、6.4mm 喉圓直徑 da2=+2ha2=176.4+26.3mm=189mm 齒根圓直徑 df2=-=176.4-26.31.2mm=161.28mm 蝸輪咽喉母圓半徑rg2=a-0.5da2=119.7-0.5189mm=25.2mm 蝸桿 軸向齒距 pa=25.13mm 直徑系數(shù) q=d1/m=10 齒頂圓直徑 da1=d1+2m=63+216.3mm=75.6mm 齒根圓直徑 df1=d1-= d1-2m(+)=63-26.3(1+0.2)mm=47.9mm 導程角 = 蝸桿軸向齒厚Sa=0.5m=0.53.146.3mm=9.9mm3.3蝸輪齒根彎曲強度校核 (1) 當量齒數(shù) =28

12、/(cos11.31。)3=29.29由= +0.25，=29.29，查機械設計手冊可得齒形系數(shù)=2.2 螺旋角系數(shù) =1-=1-=0.9192許用彎曲應力 = KFN從表11-8查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 =56 壽命系數(shù) =1.164= =1、1656=65.1MPa=22.02MPa彎曲強度是滿足的。3.4、驗算效率 已知=1831= ，；與相對滑動速度有關= =6.15m/s查表可得 =0.025，1.2代入式中可得90.1% 大于原估計值，因此不用重算。3.5 校核蝸輪齒面接觸疲勞強度 H式中：載荷系數(shù)K=KAKKV H，H 分別為蝸輪齒面的接觸應力與許用接

13、觸應力，MPa。 KA=0.9 K=1 KV=1.1帶入齒面接觸疲勞強度公式： 故滿足要求。3.6 蝸桿剛度校核 蝸桿受力校核公式：其中，圓周力 =234020/63=108N徑向力 E=3.1105MPa=3.1449.74/64=.565mm4=158.76mm=0.063代入上述數(shù)據，得 2.2104，符合安全要求。3.7 蝸桿熱平衡計算與校核蝸桿傳動的熱平衡公式：其中，蝸桿傳遞的功率 P=3.42KW箱體散熱系數(shù)，取箱體散熱面積 周圍空氣的溫度 潤滑油工作溫度的許用值一般取,取 傳動效率其中，量摩擦角 油損 軸承效率 則 =123=0.82代入上述數(shù)據，得，符合要求。3.8 精度等級工

14、查核表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T 10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f,GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度。 四, 軸的設計計算及校核4.1蝸輪軸的設計與計算（1）列出軸上的功率，轉速，轉矩及作用在蝸輪上的力 T2=386.73Nm圓周力 徑向力 軸向力 4376.41N（2） 初步確定軸的最小直徑選取軸為45鋼經調質處理，取A0=112，則41.2mm軸的最小直徑為d1，與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。計算轉矩=,查機械設計書表，選取=1.2，

15、則有=KT=1.29.5502.79/72.76=439，4N.m 因軸頭安裝聯(lián)軸器，根據聯(lián)軸器內孔直徑取最小直徑為d=42mm 選聯(lián)軸器 查機械設計課程設計表11-9選LT7彈性套柱銷聯(lián)軸器，標準孔徑d=42mm（3)確定各軸段直徑 根據確定各軸段直徑的確定原則，由右端至左端，從最小直徑開始，軸段1 為軸的最小直徑，已確定d1=42mm，軸段2考慮聯(lián)軸器定位，按照標準尺寸取d2=52mm，軸段3安裝軸承，為了便于安裝拆卸應取d3d2,且與軸承內徑標準系列相符，故取d3=55mm.( 軸承型號選30211)， 軸段4安裝蝸輪，此直徑采用標準系列值，故取d4=60mm軸段5為軸環(huán)，考慮蝸輪的定位

16、和固定取d5=70mm，軸段6考慮左端軸承的定位需要，根據軸承型號30211查得d6=64mm，軸段7與軸段3相同軸徑d7=55mm。(4)確定各軸段長度為了保證蝸輪固定可靠，軸段4的長度應小于蝸的輪轂寬度2mm，取L4=60mm。 為了保證蝸輪端面與箱體內壁不相碰及軸承拆裝方便，蝸輪端面與箱體內壁間應有一定間隙，取兩者間距為23mm；為保證軸承含在箱體軸承孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面與箱體內壁的距離為2mm .根據軸承寬度B=21mm，取軸段7長度L7=21mm，因為兩軸承相對蝸輪對稱，故取軸段3長度為L3=（2+23+2+21）=48mm。為了保證聯(lián)軸器不與軸承蓋相碰， 取L2=22

17、+46=68mm。 根據聯(lián)軸器軸孔長度112mm，取L1=110mm。因此，定出軸的跨距為L=（10.5+25+60+25+10.5）=131mm. 蝸輪軸的總長度為L總=131+21+68+110=330mm。 軸的結構示意圖如圖所示：(5) 軸的校核計算 按彎扭組合進行強度校核（軸的受力簡圖及彎扭矩圖見下圖）（1）求水平面H內的支反力及彎矩 由于蝸輪相對支撐點對稱布置，故兩端支承反力相等。 =Ft/2=1079/2=539.5N（2）C截面處的彎矩（3）求垂直平面V內的支反力及彎矩 支反力由得 =4176.3N 3937.53N截面C左側及右側的彎矩求合成彎矩截面C左側的合成彎矩260.3

18、1N .m截面C右側的合成彎矩275.23N.m計算轉矩389N.m求當量彎矩因為單向傳動，轉矩為脈動循環(huán)變化，故折算系數(shù)=0.6,危險截面C處的當量彎矩為: =271.31N.m計算截面C處的直徑，校驗強度31.6因此處有一鍵槽，故將軸徑增大5%，即：d=31.6*1.05=33.2mm而結構設計中，此處直徑已初定為96mm，故強度足夠。4.2 蝸桿軸的設計(1)軸的材料的選擇 選取45鋼，調制處理，硬度HBS=230，強度極限b=650MPa,屈服極限s=360MPa,彎曲疲勞極限-1=300MPa,剪切疲勞極限r=155MPa,對稱循環(huán)變應力時的需用應力-1b=60MPa。（2） 軸的最

19、小直徑 mm(3)軸的結構設計 從軸段d1=42mm開始逐漸選取軸段直徑，d2起固定作用，定位軸肩高度可在（0.10.7）d范圍內，故d2=42+7d1=49mm，該直徑處安裝密封氈圈，取標準直徑。應取d2=54mm；d3與軸承的內徑相配合，為便與軸承的安裝，選定軸承型號為30310。取d3=60mm。 d4起定位作用，由h=（0.10.7）d3=（0.10.7）50=643mm，取h=22mm，d4=d3+h=60+22=82mm；d6=d4=82mm;d7段裝軸承，取d7=6mm,d5段取蝸桿齒頂圓直徑d5=106mm;(4) 確定各軸段長度L1取聯(lián)軸器軸孔長度84mm,L2安裝端蓋取L2

20、=9.6mm, L3安裝軸承，取軸承寬度L3=B=5.6mm,L4和L6為了讓蝸桿與渦輪正確嚙合，取L4=L6=9mm,L7也安裝軸承和端蓋L7=54mm,L5為蝸桿軸向齒寬取L5=130mm,定出軸的跨度為;L=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L7=305.5mm.蝸桿的總長度為：L總=595mm4.3 滾筒軸承的選擇由于滾筒處的軸承主要承受徑向載荷，因此采用深溝球軸承，結構簡單，使用方便。因此選用60000 GB/T2761994型軸承. 五 鍵的選擇和校核(1) 蝸輪與聯(lián)軸器相配合的鍵的選擇查 GB1095-2003：A型普通平鍵根據軸的最小直徑d=42mm,選擇鍵b*h=12mm8

21、mmL=80mm l=L-b=80-12=68mm,k=0.5h=0.58=4mmMPa=110MPa 故合格(2)蝸桿與聯(lián)軸器相配合的鍵的選擇查 GB1095-2003：A型普通平鍵,根據軸的最小直徑d=40mm,選擇鍵b*h=12mm8mm L=70mm,l=L-b=70-12=58mm,k=0.5h=0.58=4mmMPa=110MPa 故合格 六 箱體的設計計算（1）箱體的結構形式和材料箱體采用鑄造工藝，材料選用HT200。因其屬于中型鑄件，鑄件最小壁厚810mm，取=10mm。(2) 鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系如下表： 名稱減速器型式及尺寸關系箱座壁厚 =10mm 箱蓋壁厚1 1=0

22、.8=9.6mm 取1=10mm箱座凸緣厚度b1，箱蓋凸緣厚度b，箱座底凸緣厚度b2 b1=1.51=15mmb=1.5=15mm b2=2.5=2.510=25mm地腳螺釘直徑及數(shù)目 df=0.036a+12=21mm 取df=25mm n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75df=18.75mm 取d1=20mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2=（0.50.6）df 取d2=16mm聯(lián)接螺栓d2間的間距l(xiāng)=150200mm軸承端蓋螺栓直徑 d3=（0.40.5）df 取d3=12mm 檢查孔蓋螺栓直徑 d4=（0.30.4）df 取d4=8mmDf，d1，d2至外壁距離 df，d2至凸緣邊緣距離 C

23、1=26,20,16 C2=24,14軸承端蓋外徑 D2=140mm 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S=140mm軸承旁凸臺半徑 R1=16mm軸承旁凸臺高度 根據軸承座外徑和扳手空間的要求由結構確定箱蓋，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蝸輪外圓與箱內壁間距離 1=16mm蝸輪輪轂端面與箱內壁距離 2=30mm 七 聯(lián)軸器的選擇根據軸設計中的相關數(shù)據，查GB4323-1997，選用聯(lián)軸器的型號LT7 八 螺栓，螺母，螺釘銷，墊圈墊片的選擇（1） 考慮到減速器的工作條件，后續(xù)箱體附件的結構，以及其他因素的影響選用 螺栓GB5782-86， M10*35， 數(shù)量為3個；M12*100，數(shù)量為6個 螺母G

24、B6170-86 M10 數(shù)量為2個；M12，數(shù)量為6個螺釘GB5782-86 M6*20 數(shù)量為2個； M8*25，數(shù)量為24個；M6*16 數(shù)量為12個 （2）選用銷GB117-86，B8*30，數(shù)量為2個；選用墊圈GB93-87， 數(shù)量為8個；選用止動墊片1個；選用石棉橡膠墊片2個；選用08F調整墊片4個。 九 減速器結構與潤滑的說明（1）減速器的結構本課題所設計的減速器，其基本結構設計是在參照后附裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿），軸和軸承，聯(lián)結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等）。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。箱體為剖分式結構，由I箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯(lián)成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配