蜗轮蜗杆式减速器课程设计---带式运输机传动装置设计.doc

机械基础综合课程设计设计计算说明书 机电10-2 张可心 16号一、课程设计任务书题目：带式运输机传动装置设计1. 工作条件连续单向运转，载荷较平稳，空载起动；使用期10年，每年300个工作日，两班制工作，小批量生产，允许运输带速度偏差为5%。带式运输机传动示意图2. 设计数据学号-数据编号11-112-213-314-415-516-617-718-819-920-10输送带工作拉力（）2.22.32.42.52.32.42.52.32.42.5输送带工作速度（）1.01.01.01.11.11.11.11.21.21.2卷筒直径（）3803904004004104203904004104203. 设计任务1）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。2）进行传动装置中的传动零件设计计算。3）绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件工作图。4）编写设计计算说明书。二、传动方案的拟定与分析由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆上置式减速器。它与蜗杆上置式减速器相比具有蜗杆的圆周速度允许高一些等优点，但蜗杆轴承的润滑不太方便，需采取特殊的结构措施。这种减速器一般适用于蜗杆圆周速度V4-5 m/s的场合,符合本课题的要求。三、电动机的选择1、电动机类型的选择按工作要求和条件，选择三相笼型异步电动机，闭式结构，电压380，型号选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择1）传动装置的总效率： 2）电机所需的功率： 3、确定电动机转速计算滚筒工作转速： 按机械设计课程设计指导书P18表2-4推荐的传动比合理范围，取蜗杆减速器传动比范围，则总传动比合理范围为 。故电动机转速的可选范围：。符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选n=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M2-6。其主要性能：额定功率5.5KW；满载转速960r/min；额定转矩2.0,轴径为28 mm。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比 2、分配各级传动比（1） 据指导书P18表2-4，取蜗杆（单级减速器合理）（2）五、动力学参数计算1、计算各轴转速 2、计算各轴的功率PI=P电机 =4.059 KWPII=PI=3.696KWPIII=PII轴承=3.622KW3、计算各轴扭矩TI=9.55106PI/n1=9.551064.059/960=40370 NmmTII=9.55106PII/n2=9.551063.696/50=705936NmmTIII=9.55106PIII/n3=9.551063.622/50=691802 Nmm六、传动零件的设计计算 蜗杆传动的设计计算1、选择蜗杆传动类型 根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。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。由教材P254式(1112),传动中心距(1)确定作用在蜗杆上的转矩按，估取效率=0.75,则(2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表115选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材P252(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=160。(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=0.35从教材P253图1118中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从从教材P254表117查得蜗轮的基本许用应力=268。由教材P254应力循环次数寿命系数则(6)计算中心距(6)取中心距a=200mm,因i=19.2,故从教材P245表112中取模数m=8mm, 蜗轮分度圆直径=80mm这时=0.4从教材P253图1118中可查得接触系数=2.74因为,因此以上计算结果可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 蜗杆轴向尺距mm;直径系数;齿顶圆直径;齿根圆直径分度圆导程角;蜗杆轴向齿厚mm。(2) 蜗轮蜗轮齿数 ;变位系数mm;演算传动比,这时传动误差比为,是允许的。蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径=344mm蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径5、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从教材P255图1119中可查得齿形系数螺旋角系数从教材P255知许用弯曲应力从教材P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56。由教材P255寿命系数可见弯曲强度是满足的。6、验算效率已知=;与相对滑动速度有关。从教材P264表1118中用插值法查得=0.0204, 代入式中得=0.86,大于原估计值,因此不用重算。7、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/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T100891988。然后由参考文献5P187查得蜗杆的齿厚公差为 =71m, 蜗轮的齿厚公差为 =130m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6m, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6m和3.2m。V=d1n1/601000=3.14801440/601000=6.0288m/s七、轴的设计计算 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A=115 d115 (3.36/1440)1/3mm=14.85mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=14.85(1+5%)mm=15.59mm选d=25mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。（2）确定轴各段直径和长度I段：直径d1=30mm 长度取L1=60mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0. 0825=2.4mm直径d2=d1+2h=30+22.4=35mm,长度取L2=50 mmIII段：直径d3=40mm 初选用7008AC型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为15mm，并且采用套筒定位；故III段长：L3=40mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.0850=40mmd4=d3+2h=40+24=50mm长度取L4=90mm段：直径d5=80mm 长度L5=120mm段：直径d6= d4=50mm 长度L6=90mm段：直径d7=d3=40mm 长度L7=L3=40mm初选用7008AC型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为15mm外径68mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=490mm图（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=80mm=0.08m求转矩：T1=40.37Nm求圆周力：Ft根据教材P198（10-3）式得：=2T1/d1=2X40.37/80X=1281.58N求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得：Fr=tan=1281.58tan200=466.45N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=170mmn 绘制轴的受力简图 n 绘制垂直面弯矩图 轴承支反力：FAY=FBY=Fr1/2=233.22NFAZ=FBZ=/2=640.79N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC1=FAyL/2=39.647Nmn 绘制水平面弯矩图 图7-1截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=108.93Nmn 绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(39.6472+108.932)1/2=115.92Nmn 绘制扭矩图转矩：T= TI=40.37Nmn 校核危险截面C的强度由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。该轴强度足够。 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=115dA0(P2/n2)1/3=115(5.31/553)1/3=24.4mm取d=58mm2、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配 单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度I段：直径d1=58mm 长度取L1=80mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.0958=5.22mm直径d2=d1+2h=58+25.2266mm,长度取L2=50 mmIII段：直径d3=70mm 由GB/T297-1994初选用7014C型圆锥滚子轴承，其内径为70mm，宽度为20mm。故III段长：L3=40mm段：直径d4=82mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.0882=6.56mmd4=d3+2h=70+26.682=82mm长度取L4=110mm段：直径d5=d3=70mm L5=40mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=150mm（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=328mm求转矩：已知T2= TII=91.7Nm求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=4304.2 N求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=tan=4304.2tan200=1566.5N两轴承对称LA=LB=75mmn 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=783.3NFAX=FBX=/2=2152.1Nn 由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=787.375=58.7Nmn 截面C在水平面弯矩为MC2=FAXL/2=2152.175=161.4Nmn 计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（58.72+161.42）1/2=181.5Nm 图7-2n 校核危险截面C的强度由式（15-5）由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。此轴强度足够九、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：1630010=48000小时。1、计算输入轴轴承初选两轴承为角接触球轴承7308C型查轴承手册可知其基本额定动载荷=46.2KN基本额定静载荷=30.5KN。(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:（2）求两轴承的计算轴向力对于7008C型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数,其值由的大小来确定,但现轴承轴向力未知,故先取e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a) 由教材P321表13-5进行插值计算,得 。再计算由两次计算相差不大，所以则有e=0.225, e=0.2,=787.28N,=139.98N。(3)求轴承当量动载荷和因为由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =0.44, =1.18对轴承2 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)h故所选轴承满足寿命要求。2、计算输出轴轴承初选两轴承为7314B型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=115KN基本额定静载荷=87.2KN。(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:（2）求两轴承的计算轴向力和轴承当量动载荷和由教材P321表13-5进行插值计算,得。再计算由两次计算相差不大，所以则有e=0.385, e=0.28,=957.55N,=170.27N。(3)求轴承当量动载荷和由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =1, =0对轴承2 =1 =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)h故所选轴承满足寿命要求十、键连接的选择及校核计算1、连轴器与电机连接采用平键连接轴径d1=30mm，L电机=60mm查参考文献5P119选用A型平键，得：b=10 h=8 L=50即：键A1050 GB/T1096-2003 l=L电机-b=60-8=52mm T2=705936Nm 根据教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4705936/10852=23.8Mpap(110Mpa)2、输入轴与联轴器连接采用平键连接轴径d2=35mm L1=60mm T=40.4Nm查手册P51 选A型平键，得：b=10 h=8 L=45即：键A1050 GB/T1096-2003l=L1-b=60-10=50mm h=8mmp=4T/dhl=440400/35845=18.3Mpap(110Mpa)3、输出轴与涡轮连接用平键连接轴径d3=58mm L2=80mm T=91.7N.m查手册P51 选用A型平键，得：b=18 h=11 L=70即：键A1870GB/T1096-2003l=L2-b=80-18=62mm h=11mm根据教材P106（6-1）式得p=4T/dhl=491700/581162=9.8Mpap (110Mpa)十一、联轴器的选择及校核计算联轴器选择的步骤： 连轴器的设计计算1、类型选择为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱销连轴器。2、载荷计算公称转矩T= Nm3、型号选择从GB43232002中查得LX3型弹性套柱销连轴器的公称转矩为1250Nm,许用最大转速为5700r/min,轴径为3048 mm之间,故合用。十二、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度45%，长度60%；（4）角接触球轴承7008C、7014C的轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑油润滑；（5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；（6）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；（7）减速器外表面涂灰色油漆；（8）按减速器的实验规程进行试验。 电动机型号：Y132M-6PI=4.059KWPII=3.696KWPIII=3.622KWTI=40370NmmTII=705936NmmTIII=691802NmmK=1.05 V=6.0288m/sd1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=50mmd5=80mmd6=50mmd7=40mmFAY=233.22NFAZ=640.79NMC1=39.647Nmd=58mmd1=58mmd2=66mmd3=70mmd4=82mmd5=70mm=4304.2 NFr=1566NFAY=783.3NFAX=2152.1NMC1=58.7NmMC2=161.4NmMC=181.5Nm=0.44=1.18 =0=1=0 =0键A1050 GB/T1096-2003 p=23.8Mpa键A1050GB/T1096-2003p=18.3Mpa键A1870GB/T1096-2003p=9.8Mpa设计小结经过三个星期的实习，过程曲折可谓一语难尽。在此期间我也失落过，也曾一度热情高涨。从开始时满富盛激情到最后汗水背后的复杂心情，点点滴滴无不令我回味无长。体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经过老师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然。刚刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。经过这次课程设计感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用Word和autoCAD。并且由于在前期为了选定最终使用的CAD软件，我还学习使用了InteCAD和开目CAD，掌握了大致的用法，通过比较学习我了解了CAD软件的大致框架，觉得受益匪浅。所以这次课程设计，我觉得自己真的收获非常的大。打完这行字，真的心一下子放了下来，看到自己完成的成果，真的觉得虽然很累，但觉得很欣慰，这次课程设计应该是达到了预期的效果。参考文献1 濮良贵、纪名刚机械设计（第八版）北京：高等教育出版社，20062 龚溎义、罗圣国机械设计课程设计指导书（第二版）北京：高等教育出版社，19903 吴宗泽、罗圣国机械设计课程设计手册（第二版）北京：高等教育出版社，19994 陈铁鸣新编机械设计课程设计图册北京：高等教育出版社，20035 金清肃机械设计课程设计武汉:华中科技大学出版社,2007.第 - 25 -页