机械设计课程设计带式运输机上的单级蜗杆减速器设计讲解

攀枝花学院本科课程设计（论文）
带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计
学生姓名:
学生学号:
院（系）: 机电工程学院
年级专业：200 级
指导教师：_
助理指导教师:
机械课程设计说明书
目录：机械设计课程设计说明书........... - 错误！未定义书签。

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目录：................................ -2
1 设计题目: ......................... -2
2 传动简图: ......................... -2
3 原始数据............................ - 2
4 设计工作量要求......................... -2
5 传动装置的总体设计...................... -2
5.1拟定传动方案....................... -2
5.2选择电动机........................ -3
5.3确定传动装置的总传动比及其分配.............. -4
5.4计算传动装置的运动及动力参数...... - 错误！未定义书签。

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6 传动零件的设计计算.............. - 错误！未定义书签。

-
6.1选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数........... -4
6.2确定许用应力....................... -5
6.3接触强度设计....................... -5
6.4 校核蜗轮齿面接触强度 ................... -7
6.5 蜗轮齿根弯曲强度校核 ................... -7
6.6 蜗杆刚度校核 ....................... -8
7 轴的设计计算......................... -9
7.1 蜗轮轴的设计与计算 .................... -9
7.2 蜗杆轴的设计与计算 .................... -13
8 滚筒轴承的选择......................... -17
9 蜗杆联轴器选择......................... -17
10 润滑剂的选择........................ -18
11 箱体的选择 (18)
12设计小结 (19)
13参考资料 (21)
1设计题目
带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计
2前言
2.1题目分析
采用联轴器将蜗杆和电动机相连，采用蜗杆下置式，因为蜗杆的具有减速的作用，因此将蜗杆通过联轴器与带轮连接，从而将电动机的转速通过蜗杆减速器传到带轮上，驱动带轮运动，从而传递载荷。

2.2传动简图
2.3原始数据
已知条件：带拉力F=2300N;带速度V=1.1 m/s（转速误差为+5%）; 滚筒直径D=570 mm;设计使用期限8年（每年工作日300天），两班制工作;单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年;减速器由一般规模厂中小批量生产。

2.4设计工作量要求
要求装配图（0或1号）（1:1）一张，低速级齿轮与轴，箱体或箱盖（共3张零件图），设计说明书（6000-8000字，word）一份。

传动简图（附后）
2.5拟定传动方案
采用一级蜗轮蜗杆减速器，优点是传动比较大，结构紧凑，传动平稳，噪音小，适合于繁重及恶劣条件下长期工作。

缺点是效率低，发热量较大，不适合于传递较大功率。

3电动机的选择
蜗杆涡轮传动效率，轴承效率，滚筒的效率：
查得：1=0.99 2 = 0.83 3= 0.98 4=0.95
则传动装置的总效率为：
=；2； 4=0.727
1 ――联轴器，
2 ――蜗杆蜗轮，
3——滚动轴承 4 ——滚筒
所以电动机所需功率为：
Pd 二?w =2.53/0.727=3.48Kw
选取电动机的额定功率为：4Kw
3.3电动机的选择
选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种
由上表可知传动方案1虽然电动机的价格低，但总传动比大，为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2,即电动机型号为
Y132M1-6。

则选电动机的同步转速为n=1000r/mi n
4传动零件的设计计算
(ZI),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。

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。

蜗轮蜗杆的传动比：
26 .0374 : 26
n236 .87
4.2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。

传动中心距由式:
4.2.1确定作用在蜗轮上的转矩T2
按蜗杆头数乙=2计算，则:
涡轮轴的转矩T2为:
T2 ,550 P1 2 3 = 9550 20578.533007.5 N mm
n2
36.87
4.2.2确定载荷系数K
因运输机工作平稳，故取载荷分布不均匀系数人：=1；
由于空载起动，固选取使用系数X ,=1 ；由于转速不高，
冲击不大，可取动载荷系数为 0=1.1
则：K n■: Xv "1
423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
Z E =160MP
12。

4.2.4确定接触系数
先假设蜗杆分度圆直径d i 和传动中心距 a 的比值
d
l
=0.35,
a
可查得/ ,? =2.9
4.2.5确定许用接触应力L H
]
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSnIOPI,金属模铸
造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC ，查得蜗轮的基本许用应
[-； ]/=268MPa 。

应力循环次数
N=6Oj n
2L
h =60汇1江36.87汉2><8><300><8 = 8.495汇107
寿命系数为:
则： [；「H
]=K HN
[- :]/ = O.7653 180 = 137.754MPa
4.2.6计算中心距
“
fl60 2.9 f
a-3l.1 533OO7.5
188.069mm
K
HN
IO 7
〔8.495
iO 7
= 0.7653
\ 1137.754 丿
取中心距a=2OO mm,因i=26，固从表中取m= 6.3
蜗杆分度圆直径：
d^63mm
这时dja二0.325 ,查得接触系数Z； =2.87,因为乙因此计算结果可用。

4.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
4.3.1蜗杆主要参数
齿顶咼：h a1 =h a m=1汽6.3=6.3mm
齿根高：h f1 = (ha +C ) =(1+0.25)汉 6.3 = 7.875mm
全齿高：h1 = h a1+h f1=6.3+7.875=14.175mm
直径系数：q=10
分度圆直径：d1 =mq = 6.3 江10 = 63mm
齿顶圆直径：d a1 =d1 +2h a1 =63+2=<6.3 = 75.6mm
齿根圆直径：
d
f1
討-2h f1=63-2 汉7.875 = 47.25mm 蜗杆导程：P2 = 39.5mm
蜗杆螺纹部分长度：
丨狂(12 + 0.1 汉49)汉 6.3 = 106.47mm
取1=140mm
蜗杆分度圆导程角：^=11o18/36//
蜗杆轴向齿距: P =^m =3.14 沢 6.3 = 19.782mm 432、蜗轮主要参数
蜗轮齿数：Z2 =53，变位系数：X2 —0.1032
验算传动比i = N =色=26.5，这时传动比误差为
Z 2
26.5 _26 =1.9% <5%，在允许的范围内
26
蜗轮齿顶高:
h a2=(h；x)m = (1 -0.1032) 6.3 = 5.65mm 蜗轮齿根高：
h f2 =(h；c* _x)m =(1 0.25 0.1032) 6.3 = 8.525
全齿高：h2二h a2h f2=5.65 8.525 =14.175mm
分度圆直径：d2=mz2= 6.3 53 = 333.9mm
齿顶圆直径：d a2 二d2 2h a2 =333.9 - 2 5.65 = 345.2mm 齿根圆直径：d f2=d2-2h f2=333.9 -2 8.525 =316.85mm
蜗轮分度圆螺旋角：- ;'，= 11o18/36//
4.4蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核
查得蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算公式为
式中：匚F----蜗轮齿根弯曲应力，单位为MP ；
Y
Fa2 —蜗轮齿形系数;
丫卩----螺旋角影响系数；
亠I为蜗轮的许用弯曲应力，单位为MP;
当量齿数:
z
Z v2 _ 3
cos 、cos11.31
根据工--0.1032, Zv^ 56.211，查得齿形系数mm
a2
1.53KT
2 Y Fa2Yl 十F]
ddm
=53.367
Y Fa2 =2.378
螺旋角影响系数:
许用弯曲应力
I ；-- F 1 = I'- F I • K FN
查ZCuSn10P1制造蜗轮的基本许用弯曲应 ［二F ］/ =56MP 。

6
10
7 =0.6104
8.495 10
［二F ］十F IK FN =56 0.6104 =34.182MPa
1.53 1.1 533007.5
厂 F
2.378 0.9192 =14.795
'F 63 333.9 6.3
校验结果为6 =14
.795MP a
十F“34.
182MPa。

所以
蜗轮齿根弯曲疲劳强度是满足要求的 4.5蜗杆工作图
因为蜗杆的结构单一，几何参数为所查资料得，不 需对蜗杆的结构及刚度
做特别设计和验算。

所以以下只 列出了蜗杆的详细参数。

Y 11 31
丫^-血亠."192
140：'
寿命系数 K
「•=1.7 m=1.7 6.3 =10.71 ：•• 11mm。

在齿圈与轮芯联结处，采用轮箍式。

并采用H7/m6配合，并加台肩和螺钉固定, 此蜗轮直径较大，采用8个螺钉平均分布。

深度为一半左右，装配后将镙钉的头部切掉。

轮幅打均分的六个圆孔，直径为25，其厚度 c_0.25 52.92 =
13.23 mm,则取 c=20mm。

蜗轮轮毂厚度约为d^ 1.2 ~ 1.8
52.92 = 63.504 ~ 95.256mm ，贝卩
取
d'=90mm。

蜗轮的大体结构设计已完成，详细的结构尺寸见蜗轮的零件图。

蜗轮主要参数如下图；
5轴的设计计算及校核
5.1对蜗轮轴的设计
5.1.1由前面的计算可知轴的主要参数
= 3.4452 0.83 0.98 = 2.8023KW
T 2 =9550 725.8466 N m
r)2
5.1.2求作用在蜗轮上的力
已知轴上的蜗轮的分度圆直径为d 2二333.9mm 贝S 圆周力 F t 2 =玉=2咒 725846
・6 =4347.68N
厂t2
d 2
333.9
径向力 F r2 = F"ta “20 =575.956N 轴向力 F a2 =肚=
2
*
34272
・5 = 1088.015N
F
d
1
63
5.1.3初步定轴的最小直径 初步估算低速轴的最小直径，选用 45钢，调质处理。

取" o
=110mm ,于是得
J !
__________
P 2
(2.8023
d min=
A 。

* “ =110 违药帚=46.59
亦
为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，
故
须同时选取联轴器型号，该轴的计算转矩
T ca
- K A
T 2
'
考虑转矩变化很小，故取K A ".3,，则：
ca
= K A - 2
=1.3 725846.6 =943600.58N.mm 查标准GB/T5843-
1986可选取YL11型凸缘联轴
器，公称转矩
「"000000 -T ea
= 36.87 r min
m 960 “2
i 1 26.0374
许用转速[n]=3200 r/min >72r/min
选用Y L11型联轴器,选用轴孔直径d min=50mm , d max
=56mm，取最小轴孔直径为50mm，固取d~=50。

该半联轴器长度L°=229mm,半联轴器轴孔长度L=112mm, 与轴配合的毂孔长度
L1=84mm，选用YL11型联轴器能满足要求。

5.2轴的结构设计
521、拟定轴上的零件的装配方案
因为轴上零件只有一个蜗轮，则应将蜗轮放在两轴承的中间，如此轴的受力比较合理。

522、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
5.2.2.1为了满足半联轴器的轴向定位要求，1—2轴段右端需制出一轴肩，故取d2A=57mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm。

半联轴器与轴配合的毂孔长度L^84mm，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1—2段的长度应比L1 略短一些，现取L^=82mm。

523、初步选择滚动轴承。

因轴承同时受径向力和轴
向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据d2；
=57mm ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承，其尺寸为 d D B 二 mm mm mm，所以可取d3/二d^ = mm 组、标准精度级的圆锥滚子轴承，其尺寸为 d D B = mm mm mm，所以可取d3* = d i, =mm。

右端滚动轴承采用轴肩进行
轴向定位。

由标准GB/T276-1994
查得型轴承的定位轴肩高度mm,因此
取|7 _s = mm。

524、取安装齿轮处的轴段4—5的直径d4^mm ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮轮毂的宽度为mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度2-3mm，故取14』=mm。

齿轮的右端米用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h= mm ,则轴环处的直径d5_6=mm。

轴环宽度b_1.4h,取S_6=mm。

525、轴承端盖的总宽度为25mm （由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离1 =25mm，故取—=mm。

526、取齿轮距箱体内壁之距a=16mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段
距s,取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=mm，因为此
轴上只有一个零件，而且并没有其他零件在任何位置对轴的长度造成影响，贝y蜗轮应位于中心位置，所以
l 3 二二mm
5.3、轴上零件的周向定位
蜗轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。

按蜗轮用A型平键，按二mm,查手册得A型平键截面 b h=20mm
12mm
，键槽用键槽铣刀加工，长为mm ,
如下图所示
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴
的危险截面。

现将计算出的截面C处的结果列于下
表1-2:
载荷水平面H 垂直面V
6、轴承的验算
则轴向当量荷为
F
a1
二
F
d1
二
N
F a^
N
6.1,2算轴承寿命
因为
F a1
=
F
r1
W 黒。

57<
查出径向载荷系数和轴向载荷系数为
H
5〕°
X 1 T ； Y 1 =0
d
51 °
X 2 "；丫2 =°
f p -1.5
R = f p (X i F ri +YF ai )=N
P 2 二 f p （X 2F 「2 丫2卩玄2）八
因为RF ，所以按轴承2的受力大小验算（由前结 果得 L h -3.84 104h
选轴承可满足寿命要求。

6.1,3蜗杆轴承校核
对轴承1
对轴承2
因轴承运转中有冲击载荷，查得f P 5
、1.2-1.8取。

由于蜗杆轴的轴向力太大，于是选用角接触球轴承配，在此就不对其进行精确校核。

7、键的验算
可见，C型平键符合要求，键的标记为：键 C 12 75 (GB/T1096—1979)。