带式输送机蜗杆传动装置设计说明书样本.doc

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机械设计课程设计说明书

题目 带式运输机传动装置设计
学院 机电工程学院
专业 机械设计制造及其自动化
班级 级本二 学号
完成人:
指导老师:
完成日期: .12.29

目 录

机械设计课程设计任务书-----------------------------------------------------1
一、 传动方案的分析设计-----------------------------------------------------3
二、 电动机的选择-----------------------------------------------------------4
三、 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配-------------------------------4
四、 传动系统的运动和动力参数计算-------------------------------------------4
五、 减速器传动零件的设计计算----------------------------5
六、 减速器轴的设计计算----------------------------------------------------10
七、 减速器滚动轴承和蜗轮轴承的选择----------------------------------------14
八、 减速器箱体设计及附件的选择和说明--------------------------------------17
九、 联轴器的选择----------------------------------------------------------18
十、 减速器的润滑、 密封和润滑牌号的选择------------------------------------19
十一、 键联接的选择和校核--------------------------------------------------19
十二、 附属零件设计--------------------------------------------------------20
十三、 设计小结------------------------------------------------------------21
致谢--------------------------------------------21

机械设计课程设计任务书
姓名: 陆帅 专业: 机械设计制造及其自动化 班级: 13级本科二班

方案
(五)
题目
《带式运输机蜗轮蜗杆传动装置设计》
设 计 条 件 及 要 求

设计内容: 选择合适的电动机、 联轴器型号; 设计蜗杆减速器。
工作条件: 单向运转, 工作平稳, 单班工作, 输送带速度容许误差为±0.005.
使用年限: 8年
大修期: 3年
生产批量: 小批量生产
原始数据
原始数据编号: B5
输送带拉力F( N)

输送带速度v( m/s)
1.7
滚筒直径D(mm)
300
设计工作量
1. 设计说明书1份
2. 减速器装配图1张
3. 减速器零件图2份
(1) 蜗轮轴
(2) 蜗轮

一、 传动方案的分析设计
传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它常具备减速、 改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。传动装置是机器的重要组成部分。传动装置的质量和成本在整部机器中占有很大的比重, 整部机器的工作性能、 成本费用以及整体尺寸在很大程度上取决于传动装置设计的状况。因此, 合理地设计传动装置是机械设计工作的一个重要组成部分。
合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求。另外, 还要与工作条件相适应。同时还要求工作可靠, 结构简单, 尺寸紧凑, 传动效率高, 使用维护方便, 工艺性和经济性好。若要同时满足上述各方面要求往往是比较困难的。因此, 要分清主次, 首先满足重要要求, 同时要分析比较多种传动方案, 选择其中既能保证重点, 又能兼顾其它要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案。
∵运输带工作速度=1.7 m/s, 运输带滚筒直径D=300mm
∴滚筒转速nw =60v/πD=60×1.7/( 3.14×300) =10.8r/min
若选用同步转速为960或720r/min的电动机, 则可估算出, 总传动比约为22, 蜗杆传动的传动比常见值为10～40, 本传动由一级蜗轮蜗杆或一级带传动来实现, 方案如下:
图2 .1 带式输送机传动方案
记η1、 η2、 η3、 η4分别为联轴器、 滚动轴承( 3对) 、 蜗轮蜗杆、 工作机的效率, Pd为电动机的输出总功率, Pw为工作机卷筒上的输入功率。

二、 电动机的选择
(一) 确定电动机类型
按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。
( 二) 确定电动机的容量
1、 工作机卷筒上所需功率Pw
Pw = Fv/1000w
2、 电动机所需的输出功率
为了计算电动机的所需的输出功率Pd, 先要确定从电动机到工作机之间的总效率η总。查得η1 = 0.98, η2 = 0.99, η3 = 0.8, η4 = 0.97, 则传动装置的总效率为
η总=η1η22η3η43 = 0.98 x 0.992 x0.8x 0.973=0.70
=4.86 kw
( 三) 选择电动机转速
蜗轮蜗杆传动比常见值 i带=10~40
因此
电动机转速的可选范围为
nd=i‘总×nw=( 10—40) x43.7=437~1748r/min
根据电动机所需功率和同步转速, 查[1]附表8.1, 符合这一范围的常见同步加速有1500、 960。
选用同步转速为960 r/min
选定电动机型号为 Y132S-6
三、 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配
传动装置总传动比
i总= nm / nw=22
式中nm----电动机满载转速, 960 r/min;
nw----工作机的转速, 43.7 r/min。
四、 传动系统的运动和动力参数计算
(一)各轴转速计算
960 r/min
nⅠ= nm = 960 r/min
nⅡ= nⅠ / i齿1 =43.7r/min
nⅢ= nⅡ / i齿2 =43.7 r/min
(二)各轴输入功率
P0= Pd=2.29 kw
PⅠ= Pdη1 = 2.24kw
PⅡ= PⅠη2η3 =1.76kw
PⅢ= PⅡη2η1 =1.70kw
(三)各轴输入转矩
T0 = 9550Pd/n0 =24.87Nm
T1= 9550PⅠ/nⅠ =24.37Nm
T2= 9550PⅡ/nⅡ = 382.12 Nm
T3= 9550PⅢ/nⅢ = 371.5Nm

表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表

项目
轴号
功率
转速

转矩
0轴( 电动机轴)

2.29
960
24.87
Ⅰ轴
( 蜗杆轴)
2.24
960
24.37
Ⅱ轴
( 蜗轮轴)
1.76
43.7
382.12
Ⅲ轴
( 卷筒轴)
1.70
43.7
371.5

五、 减速器传动零件的设计计算
(一)选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐, 采用渐开线蜗杆( ZI) 。
(二)选择材料
根据库存材料的情况, 并考虑到蜗杆传动传递的功率不大, 速度只是中等, 故蜗杆用45号钢 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45~55HRC。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。
(三)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, 在校核齿根弯曲强度。由式: ( 机械设计第八版) 公式( 11-2) , 得传动中心距:

确定作用在蜗轮上的转矩T2
(机械设计第2版推荐)按估取效率, 则:
T2==400940.8N.m
确定载荷系数K
因工作载荷较稳定, 故取载荷分布不均匀系数; 查表12-8( 第2版) 去工作情况系数; 由于转速不高, 冲击不大, 可取动载荷系数为=1.05。
则:
确定弹性影响的系数 
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配, 故=。
确定接触系数
根据机械设计第八版课本, 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值/a=0.35,从图11-18可查得
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, 查表12.6可得到接触应力[]=220MPa
6、 计算中心距
mm
取中心距a=125mm,因i=22, 取模数m=5mm蜗杆分度圆直径:
。
这时,查第八版图11-18得接触系数=2.74, 因为<,因此计算结果可用。
(四)蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
蜗杆主要参数
齿顶高:
齿根高:
全齿高:
分度圆直径:
齿顶圆直径:
齿根圆直径:
蜗杆分度圆导程角:
蜗杆轴向齿距:
蜗杆导程:
2、 蜗轮主要参数
查表第八版11-2得: 蜗轮齿数: , 变位系数: X=0.5
验算传动比, 这时传动比误差为<5%, 在允许范围内。
蜗轮齿顶高:

蜗轮齿根高:

全齿高:
分度圆直径:
齿顶圆直径:
齿根圆直径:

咽喉半径:
蜗轮分度圆螺旋角:
(五)蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核
由经验可知对闭式蜗杆传动一般只作蜗轮齿根弯曲疲劳强度的校核计算。查得蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算公式为

式中: ----蜗轮齿根弯曲应力, 单位为MP; ----蜗轮齿形系数;
----螺旋角影响系数; ----蜗轮的许用弯曲应力, 单位为MP; 当量齿数
根据 , 由第八版图11-9查得齿形系数=3.25
螺旋角影响系数:

查表第2版12.6, 得许用弯曲应力=56MPa
校验结果为 33.12MP<56MP。因此蜗轮齿根弯曲疲劳强度是满足要求的

蜗杆工作图
因为蜗杆的结构单一, 几何参数为所查资料得, 根据经验可知不需对蜗杆的结构及刚度不做特别设计和验算。因此以下只列出了蜗杆的详细参数。
传动类型
ZI型蜗杆副
蜗杆头数
Z
2
模数
m
5
导程角

螺旋线方向

右旋
齿形角

精度重等级

蜗杆8f
中心距
a
125
配对蜗轮图号

轴向齿距累积公差

0.014
轴向齿距极限偏差

0.024
蜗轮齿开公差

0.032

轴向螺旋剖面

5
蜗轮的工作图
因为蜗轮用铸锡青铜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, 而蜗轮的直径较大, 因此对蜗轮的结构设计是必要的。
在齿圈与轮芯联结处, 采用轮箍式。

蜗轮的大致结构设计已完成, 详细的结构尺寸见蜗轮的零件图。蜗轮主要参数如下图;
传动类型
ZI型蜗杆副
蜗轮端在模数

5
蜗杆头数

2
导程角

螺旋方向

右旋
蜗杆轴向剖面内的齿形角

蜗轮齿数

41
蜗轮变位系数

-0.5
中心距

125
配对蜗轮图号

精度等级

蜗轮8cGB10089-1988
蜗轮齿距累积公差

0.125
齿距极限偏差

蜗轮齿厚

六、 减速器轴的设计计算
轴的结构草图
蜗杆轴

蜗轮轴

(一)蜗轮蜗杆轴设计
1、 选择轴的材料及热处理方法
蜗杆轴的材料为优质碳素结构钢Q235A; 强度极限=420Mpa, 许用弯曲应力[]=40 Mpa, 许用扭切力[]=12~20Mpa。
蜗轮轴的材料为40Cr钢, 调质处理, 强度极限=736 Mpa, 许用弯曲应力[]= 70Mp
2、 确定轴的最小直径
由表16.2查得Q235A钢许用扭切力[]=12~20Mpa ,
d1根据与联轴器连接尺寸取d1=25mm
d2 考虑到键等影响, 增大5%, 取d2=35mm
(二)校核蜗杆轴
如轴的结构草图所示, 蜗杆总长为445mm, 两轴承间的支承距离为148mm, 取直径为50mm和40mm的两个截面进行校核。
蜗杆的受力分析:
圆周力
径向力
轴向力

1、 求支反力、 绘弯矩、 扭矩图
( 1) 垂直平面支反力, 如图b

( 2) 垂直平面弯矩如图b
1、 直径50mm截面
Nmm
Nmm
2、 直径40mm截面
Nmm
( 3) 水平平面支反力,水平平面弯矩, 如图c
1、 直径50mm截面

2、 直径40mm截面
N.mm
( 5) 合成弯矩, 如图d
1、 直径50mm截面

2、 直径40mm截面

( 6) 扭矩, 如图e

( 7) 当量弯矩, 修正系数
Nmm
Nmm

, 都小于[]=40Mpa, 故蜗杆轴安全。
( 三) 校核蜗轮轴
如轴的结构草图所示, 蜗轮轴总长为366mm, 两轴承间的支承距离为=198mm, 取直径为50mm和45mm的两个截面进行校核。

蜗轮轴的受力分析
圆周力
径向力
轴向力

1．求支反力、 绘弯矩、 扭矩图
( 1) 垂直平面支反力, 如图b

( 2) 垂直平面弯矩,如图b
1、 直径50mm截面

2、 直径45mm截面

( 3) 水平平面支反力,水平平面弯矩如图c

1、 直径50mm截面

2、 直径45mm截面

( 5) 合成弯矩, 图d
1、 直径50mm截面

2、 直径45mm截面

( 6) 扭矩, 如图e

( 7) 当量弯矩, 修正系数
Nmm
Nmm

, 都小于[]=70Mpa, 故蜗轮轴安全。

七、 减速器滚动轴承和蜗轮轴承的选择
( 一) 蜗杆轴承的选择
选择蜗杆轴轴承为圆锥滚子轴承32307轴承, 校核轴承, 轴承使用寿命为8年, 每年52周, 一周5个工作日计算, 每天工作16小时。
1．根据滚动轴承型号, 查出和。
查附表10.4
2．校核蜗杆轴承是否满足工作要求
( 1) 画轴的受力简图。

( 2) 求轴承径向支反力、

( 3) 求两端面轴承的派生轴向力( 计算系数Y=1.9 附表10.4)

( 4) 确定轴承的轴向载荷、
=2779.5N
由于
因此轴2被压紧
轴1放松
( 5) 计算轴承的当量载荷、
>e >e
查表13-5得: X=X=0.67 Y=Y=1.9

查[2]表取.1, , 因为
得:

结论: 选定的轴承合格 蜗杆轴承型号最终确定为: 圆锥滚子轴承32307
( 二) 蜗轮轴承的选择
选择蜗轮轴承为圆锥滚轴承, 型号为32210
校核轴承, 轴承使用寿命为8年, 每年52周, 一周5个工作日计算, 每天工作16小时。
1．根据滚动轴承型号, 查出。
查[1]附表10.4

2．校核蜗杆轴承是否满足工作要求
( 1) 画轴的受力简图。

( 2) 求轴承径向支反力、

( 3) 求两端面轴承的派生轴向力( Y=1.4)

( 4) 确定轴承的轴向载荷、

由于
因此轴2被压紧
轴1放松

( 5) 计算轴承的当量载荷、
>e >e

X=X=0.67 Y=Y=1.4

查[2]表取.1, , 因为
得:

结论: 选定的轴承合格, 蜗轮轴承型号最终确定为: 圆锥滚子轴承32210

八、 减速器箱体设计及附件的选择和说明
( 一) 箱体主要设计尺寸
名称
计算依据
计算结果
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

7
箱座凸缘厚度

12
箱盖凸缘厚度

11
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺栓直径

18
地脚螺钉数目

4
轴承旁联接螺栓直径

13
箱盖与箱座联接螺栓直径

9
联接螺栓的间距
150~200
150~200
轴承端盖螺钉直径

8
检查孔盖螺钉直径
=( 0.3~0.4)
7
定位销直径

7
、 、 至外箱壁距离
查[1]表4.2
24

19

15
、 、 至凸缘边缘距离
查[1]表4.2
22

17

13
轴承旁凸台半径
=
22
凸台高度

52
外箱壁至轴承座端面距离
=++(5~10)
51~56
大齿轮顶圆与内箱壁距离
≥
12
齿轮端面与内箱壁距离
>
10
箱盖、 箱座肋厚、

6
7
轴承端盖外径

80~84
轴承旁联接螺栓距离

80~84

九、 联轴器的选择
1、 电机与减速器端采用弹性套联轴器
计算转矩:
查第2版19.1, 取工作情况系数K=1.4
故转矩
查附表[1]9.3选取LT4型弹性套柱销联轴器, 许用转矩为63 N.m, 联轴器材料为钢时, 许用转速为5700r/min, 允许的轴孔直径d=20~28

2、 减速器与滚筒端采用弹性柱销联轴器
计算转矩:
查第2版19.1, 取工作情况系数K=1.4
故转矩:
查附表[1]9.4选取HL3型弹性柱销联轴器,许用转矩为630 N.m, 联轴器材料为钢时, 许用转速为5000r/min, 允许的轴孔直径d=30~42

十、 减速器的润滑、 密封和润滑牌号的选择
( 一) 传动零件的润滑
1．齿轮传动润滑
因为蜗杆圆周速度, 故选择油池浸油润, 润滑油选用N680。
2．滚动轴承的润滑
脂润滑容易密封, 结构简单, 维护方便, 滚动轴承选用脂润滑, 适用于轴承转速不高, 温度不高的场合, 在最初装配时和每隔一定时间( 一般每年1-2次) 将润滑脂填充道轴承空隙中即可。故蜗杆轴承选用脂润滑, 根据蜗轮转速, 箱体结构等条件, 蜗轮轴用润滑油润滑。
( 二) 减速器密封
1.轴外伸端密封
毛毡圈、 密封盖油封。

2.轴承靠箱体内侧的密封
挡油环: 防止油涨到或溅进轴承。

3.箱体结合面的密封
箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、 各接触面及密封处均不出现漏油和渗油现象, 剖分面上不加入垫片或填料。为了保证机盖与机座联接处密封, 联接凸缘应有足够的宽度, 连接表面应精加工, 其表面粗糙度应为6.3,密封的表面要经过刮研。
十一、 键联接的选择和校核
1．键的选择
键长度小于轮毂长度且键长不宜超过, 前面算得蜗杆轴键槽处的直径为d=25 mm,蜗轮轴键槽处直径为d=35mm, 蜗轮轮毂处轴直径d=50mm, 查附5.14选用普通平键。
蜗杆轴的键选用: 键 =8mm =7mm =40mm
蜗轮轴键选用: 键 =10mm =8mm =70mm
蜗轮轮毂键选用: 键 =14mm =9mm =60mm
2．键的校核
键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为:
, 则:
蜗杆轴键1:
蜗轮轴键2:
蜗轮轮毂键3:
因此所选用的平键强度均足够。
键标记为: 键1: 8×40 GB/T1096
键2: 10×70 GB/T1096
键3: 14×60 GB/T1096
十二、 附属零件设计
1窥视孔和窥视孔盖
在机盖顶部开有窥视孔, 能看到传动零件齿合区的位置, 并有足够的空间, 以便于能伸入进行操作, 窥视孔有盖板, 机体上开窥视孔与凸缘一块, 有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封, 盖板用铸铁制成, 用M7螺钉紧固
2.通气塞和通气器
由于减速器运转时, 机体内温度升高, 气压增大, 为便于排气, 在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器, 以便达到体内外压力平衡。

3.油标
安装油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。参考[1]表5.3采用杆式油标。
4.油塞、 封油垫
放油孔位于油池最底处, 并安排在减速器不与其它部件靠近的一侧, 以便放油, 放油孔用螺塞堵住, 因此油孔处的机体外壁应凸起一块, 由机械加工成螺塞头部的支承面, 并加封油圈加以密封。

5.起吊装置
在箱盖和箱座上直接铸出吊钩, 用以起吊或搬运较重的物体。

6.轴承端盖、 调整垫片
经过轴承端盖、 调整垫片能够调整滚动轴承的轴向游动, 有利于轴承的正常工作。
十三、 设计小结
这次的对减速箱的课程设计过程中, 为了查找某些数据, 反重复复地查找书本等参考资料, 在这个过程中使我对书本的理解程度加深了, 回忆起之前所学过的知识并让我加以巩固。设计中, 我明白了任何设计都不是凭空出现的, 没有书本的理论基础, 我们将寸步难行, 每进行一步的设计都是有依有据, 绝不能想当然就是这样, 更不是凭空想象。说明书上的每一个数据, 图纸上的每一条线都要经过重复查找课本加以论证, 否则很有可能会造成很大的错误。两个星期的设计, 让我明白了设计的过程中是需要足够的仔细和耐心的, 只有具备了这二心者的设计才能少出现一些错误。在这次的课程设计中我学到了许多东西, 同时我也知道理论知识是永无止境的, 要想学得更多, 必须付出更多, 我希望在能有更多这样的机会学习, 让我能够把理论知识和实践相互结合, 做到每一件事情都是从实际出发。

致 谢
在此, 谨向张老师表示崇高的敬意和衷心的感谢! 在机械设计的过程中, 遇到了很多的问题, 在老师的耐心指导下, 问题都得以解决。因此在此, 再次对老师道一声: 老师, 谢谢您!