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1、 機械設計課程設計說明書 課程名稱：機械設計課程設計 設計題目：帶式輸送機傳動裝置 學 院：工程機械 班 級： 學 號： 姓 名：cwgni 指導老師： 設計時間：2011.07.06 一.課程設計任務 2 二.傳動方案的分析與擬定 3 三.電機的選擇 3 四.傳動裝置參數(shù)的確定 5 五.傳動零件設計 6 六.蝸輪蝸桿效率及潤滑計算 8 七.蝸輪蝸桿傳

2、動幾何尺寸 8 八.渦輪蝸桿疲勞強度校核 10 九.蝸桿軸、蝸桿軸及渦輪、蝸桿的參數(shù) 11 1.蝸輪及蝸輪軸的設計計算 11 2.蝸桿軸的設計計算 15 十.箱體的設計 18 十一.減速器熱平衡計算 19 十二.其他部分的設計與選擇 20 1.窺視孔蓋 20 2.通氣器 20 3.減速器的潤滑油選擇 20 十三.參考文獻 20 一.課程設計任務 題目：設計用于帶式輸送機的蝸桿減速器 帶式運輸機工作原理圖： 已知條件： 1) 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有灰塵，環(huán)境最高溫度35℃； 2) 使用

3、折舊期；8年； 3) 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； 4) 動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V； 5) 運輸帶速度容許誤差：5%； 6) 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F=2300N；運輸帶工作速度V=1.1m/s；滾筒直徑D=300mm。 二.傳動方案的分析與擬定 電動機軸與減速器高速軸連接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較高，為了減小啟動載荷、緩和沖擊，應選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸與工作機軸連接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較低，不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動慣量，但傳

4、遞轉(zhuǎn)矩較大，故選用齒式聯(lián)軸器。 按本次課設要求選擇一級渦輪蝸桿減速器，簡圖如下： 1—電動機；2一聯(lián)軸器；3—蝸桿減速器；4—卷筒；5—輸送帶 三.電機的選擇 計算與說明 結(jié)果 1.選擇電動機類型 選用Y系列三相異步交流電動機。 2.選擇電動機容量 工作機的有效功率為： 參考文獻2表1-7得各個傳動件的效率范圍，分別?。? :； ； ； ； 工作機的總效率為： 3.確定電動機轉(zhuǎn)速

5、 參考文獻2表1-8得蝸輪傳動比： 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min、3000r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機。 根據(jù)電動機的類型、容量和轉(zhuǎn)速，由電機手冊選定電動機型號為Y112M-4。 4. 電動機的外形及尺寸： 電動機型號 額定功率（kw） 滿載轉(zhuǎn)速（r/min） 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 （額定轉(zhuǎn)矩） 最大轉(zhuǎn)矩 （

6、額定轉(zhuǎn)矩） 質(zhì)量（kg） 軸徑(mm) Y112M-4 4 1440 2.2 2.3 43 28 中心高H 外形尺寸L(AC/2+AD)HD 腳底安裝尺寸AB 腳底螺栓直徑K 軸伸尺寸DE 鍵連接部分尺寸FGD 112 400（115+190）265 190140 12 2860 82428 選定電動機型號為Y112M-4。 四.傳動裝置參數(shù)的確定 計算與說明 結(jié)果 1.1

7、 總傳動比及分配： 由于使用渦輪蝸桿單級傳動故渦輪蝸桿 取i=21 1.2 各軸轉(zhuǎn)速 第一軸轉(zhuǎn)速： 第二軸轉(zhuǎn)速： 1.3 各軸的輸入功率 第一軸功率： 第二軸功率： 卷筒功率： 1.4 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩： 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 第一軸轉(zhuǎn)矩： 第二軸轉(zhuǎn)矩： 卷筒的轉(zhuǎn)矩： i=21 五.傳動零件設計 計算與說明 結(jié)果 選擇阿基米德螺線蝸桿（ZA)。 1.

8、 蝸輪蝸桿材料及熱處理 由于蝸桿傳遞的功率不大，速度也不高，蝸桿選用45號鋼制造，整體調(diào)質(zhì)，齒面硬度220~250HBS。 蝸輪材料，根據(jù) 其中n1為蝸桿轉(zhuǎn)速，T2為蝸輪轉(zhuǎn)矩。初估蝸桿副的滑動速度，選擇蝸輪的材料為鑄錫磷青鋼ZCuSn10P1，又因小批量生產(chǎn)，則用砂型鑄造。 2.蝸輪蝸桿傳動主要參數(shù) 蝸桿傳動的主要失效形式是齒面膠合、齒面點蝕和齒面磨損，而且失效通常發(fā)生在蝸輪輪齒上。因此采用齒面接觸疲勞強度條件計算蝸桿傳動的承載能力，并在選擇許用應力時，要適當考慮膠合和磨損等失效因素的影響。 故采用公式 1. 確定載荷系數(shù)K 由于載荷系數(shù)K= 由參考文獻1表11-5查得載荷

9、性質(zhì)為中等沖擊時，取1.15 假設蝸輪圓周速度< 3m/s，取動載荷系數(shù)=1.0 載荷較平穩(wěn)，則取1.0 所以K==1.15 2. 確定蝸輪齒數(shù)： 3. 計算模數(shù)和分度圓直徑 將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得 由參考文獻3表8-2取m=6.3，蝸桿分度圓直徑d1=63 4. 計算傳動中心距 蝸輪分度圓直徑=m,其中為42， 中心距 變位系數(shù) 蝸輪的材料為鑄錫磷青鋼ZCuSn10P1，用砂型鑄造。 K=1.15

10、 六.蝸輪蝸桿效率及潤滑計算 計算與說明 結(jié)果 1. 蝸輪蝸桿速度 蝸桿倒程角 蝸桿分度圓圓周速度 蝸桿副滑動速度 由于，所以蝸桿下置。 2. 驗算效率 當量摩擦角 由參考文獻1表11-18通過插值法求的 驗算效率 與所選效率相差不大 蝸桿下置 七.蝸輪蝸桿傳動幾何尺寸 計算與說明 結(jié)果 中心距： 蝸桿頭數(shù)：

11、 渦輪齒數(shù)： 齒形角： 傳動比：i=21 A=165mm i=21 蝸桿軸向齒距： 蝸桿導程： 蝸桿分度圓直徑： 蝸桿齒頂圓直徑： 頂隙： 蝸桿齒根圓直徑： 漸開線蝸桿基圓導程角： 漸開線蝸桿基圓直徑： 蝸桿齒頂高 ： 蝸桿齒根高： 蝸桿齒高： 蝸桿齒寬： 蝸輪分度圓直徑： 渦輪齒頂圓： 渦輪喉圓直徑： 渦輪齒根高： 渦輪齒根圓直徑： 渦輪齒高： 渦輪齒根高： 渦輪齒根圓直徑： 渦輪咽喉母圓半徑：

12、 取 蝸輪寬度： 蝸輪齒寬：取 蝸輪齒寬角： 蝸桿軸向齒厚： 蝸桿法向齒厚： 蝸桿節(jié)圓直徑： 蝸桿節(jié)圓直徑： 取B=50mm 八.渦輪蝸桿疲勞強度校核 計算與說明 結(jié)果 1.校核輪齒接觸疲勞強度 許用接觸應力由參考文獻3表8-5查得 彈性影響因數(shù) 由可查機械設計圖11-18 得 最大接觸應力： 故接觸疲勞強度滿足要求。 2. 校核

13、齒根彎曲疲勞強度 接觸疲勞強度滿足要求 當量齒數(shù)： 根據(jù)，從參考文獻1圖11-19中可差得齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù)： 由參考文獻1表11-8差得ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用彎曲應力 應力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 故齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 故齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 九.蝸桿軸、蝸桿軸及渦輪、蝸桿的參數(shù) 1.蝸輪及蝸輪軸的設計計算 計算與說明 結(jié)果 1).軸的材料選

14、擇及附圖 因傳遞功率不大，并對質(zhì)量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，考慮到經(jīng)濟 選用常用材料45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻1得[σb]=600MPa [σb]‐1=55MPa。 2).按扭轉(zhuǎn)強度，初步估計軸的最小直徑 軸伸部位安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用齒式聯(lián)軸器，由轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩得 考慮軸頭有一鍵槽，將軸徑增大5%，即d=36.75*1.05=38.59mm，由參考文獻2表8-3選GICL2聯(lián)軸器。 3).軸段各部分及鍵尺寸 軸承部件的結(jié)構(gòu)形式：蝸桿減速器的中心距a=165mm，通過查表選擇減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)。因傳遞功率小，故軸承的固定方

15、式可采用兩端固定方式。因此，所設計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如上圖所示。然后可按轉(zhuǎn)軸軸上零件的順序，從dmin處開始設計； (1).軸段1 由所選聯(lián)軸器可得d1=40mm,L1=84mm; (2).密封圈與軸段2 考慮到聯(lián)軸器右端的固定和密封圈的標準，由參考文獻2表7-12，取軸段d2=45mm； 軸段2的長度根據(jù)箱體的壁厚、軸承凸臺的厚度、軸承端蓋的厚度以及聯(lián)軸器類型確定,可取L2=65mm: (3)軸段3與軸段7： 考慮到渦輪蝸桿減速器有軸向力，軸承類型選用圓錐滾子軸承，軸段3上安裝軸承，要使軸承便于安裝又符合軸承內(nèi)徑系列，取軸承型號為

16、30210，有參考文獻2表6-7得，其內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm，故取d3=d7=50mm，考慮到安裝套筒時的位置，取L3=45mm，軸段7安裝軸承，故L7=22mm； (4).蝸輪與軸段4： 軸段4上安裝蝸輪，d4=d3+4=50+4=54.0mm按照蝸輪的設計，取輪轂寬為65mm；則取L4=62mm; (5).軸段5 軸肩高度h=(0.07~0.1)d4=3.78~5.4mm,取h=5mm， 即d5=d4+2h=64.0mm; 軸肩寬度,即L5=10.00mm; (6).軸段6 由軸承30210在參考文獻2

17、表6-7得da=57mm,d6=57mm,L6=10mm;(其他各段有關軸段亦是如此) (7) 軸的總長度 聯(lián)軸器 d1=40mm L1=84mm d2=45mm L2=65mm d3=d7=50mm L3=45mm L7=22mm d4=54.0mm L4=62mm d5=64.0mm L5=10.00mm d6=57mm L6=10mm L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=84+65+45+62+10+10+22=298mm;

18、 (8)鍵連接： 聯(lián)軸器及蝸輪的軸向連接均采用普通平鍵連接，第一段及第四段為鍵12862 GB/T1096-2003及鍵161018GB/T1096-2003. 4).渦輪軸的受力及強度校核 (1):由于蝸桿的直徑很小，可以將蝸桿和蝸桿軸做成一體，即做蝸桿軸。 蝸桿的轉(zhuǎn)矩,蝸輪的轉(zhuǎn)矩 則作用于齒輪上的圓周力： 軸向力： 徑向力： (2):對渦輪軸作如圖受力分析，并作出彎扭圖: 則在水平面上： 對1點取矩得： ; 最豎直面內(nèi)： 對1點取矩得： L=319mm

19、 (3) : 軸的彎扭合成強度條件為 ; 由參考文獻1表15-1得,且有 故軸的強度滿足要求。 (4) : 軸的扭轉(zhuǎn)剛度條件為 有參考文獻2得, 長度Li(mm) 84 65 45 62/2=31 直徑di(mm) 40 45 50 54 ； 故扭轉(zhuǎn)剛度符合要求。 （5) : 鍵連接的強度條件為 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為k,則k=0.5h； 由參考文獻1表6-2可得； 對第一段：； L1=62 對第二段：； L2=18 故可知渦輪軸鍵連接強度

20、滿足要求。 (6)軸承強度校核 軸承型號為30210。 其內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm，軸承正裝 由參考文獻2表6-7得e=0.42,Y=1.4,C=73.2KN ; ; 則得 又由則得 ; 則得; 則有，則按照1軸校核： >4年 故渦輪軸軸承壽命滿足要求。

21、 2.蝸桿軸的設計計算 計算與結(jié)果 結(jié)果 1).材料選擇及附圖 因傳遞功率不大，并對質(zhì)量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用常用材料45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 2).初算軸頸 軸伸部位安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器，由轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩得 考慮軸頭有一鍵槽，將軸徑增大5%，即d=13.141*1.05=13.798mm，由參考文獻2表8-5選LX2型彈性銷聯(lián)軸器。 3).軸各段尺寸 (1)軸段1 由所選聯(lián)軸器可得d1=25mm,L1=44mm; 由軸段

22、的直徑查參考文獻2表的鍵的尺寸：bhL=8726; (2) 軸段2 確定軸段2的直徑時，應考慮聯(lián)軸器的固定及密封圈的尺寸兩個方面。 由參考文獻2表7-12可得d2=30mm,L2=45; (3) 軸段3、9 考慮到蝸桿減速器有軸向力，軸承類型選用圓錐滾子軸承，軸段3上安裝軸承，要使軸承便于安裝又符合軸承內(nèi)徑系列，取軸承型號為30207，有參考文獻2表6-7得， 其內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm， 寬度B=17mm，故取d3=d9=35mm，考慮到安裝套筒及擋油板時的位置，取L3=L9=32mm； (4) 軸段4、8 軸4、8的兩外端固定套筒,h=(0.07~

23、0.1)d3=2.45~3.5mm,取h=2.5mm 取d4=d8=40mm;取L4=L8=30mm; (5)軸段6 由da1=75.60mm，df1=47.88.則d6=75.60mm 考慮螺旋線長度齒寬，取L6=100mm; 聯(lián)軸器 d1=25mm L1=44mm d2=30mm L2=45m d3=d9=35mm L3=L9=32mm d4=d8=40mm L4=L8=30mm d6=75.60mm L6=100mm (6)軸

24、段5、7 避免軸段直徑變化過快，故取d5=d7=46mm;L5=L7=43mm; (7)蝸桿軸總長： L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7+L8+L9 =44+45+32+30+43+100+43+30+32=399mm。 4).鍵的強度校核 鍵的連接強度 蝸桿軸鍵的連接強度滿足要求。 5).軸承受力 作出軸承受力圖： 水平面上：對1點取矩可得 豎直面上：對1點取矩有得 。 6)軸承強度校核 軸承型號為30210，其內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm，軸承反裝 由參考文獻2表6-7得e=

25、0.37,Y=1.6,C=54.2KN 則; d5=d7=46mm L5=L7=43mm L=399mm 由得 由得 則有，則按照1軸校核： 故蝸桿軸軸承壽命滿足要求。 十.箱體的設計 箱座壁厚 箱蓋壁厚 箱蓋凸緣厚度 箱座凸緣厚度 箱座底凸緣厚度 地角螺釘直徑 地腳螺釘數(shù)目 軸承旁連接螺栓直徑 蓋與座連接螺栓直徑 連

26、接螺栓的間距 軸承端蓋螺釘直徑 視孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑 到外箱壁的距離 至凸緣邊緣距離 凸臺高度 外箱壁至軸承座端面距離 鑄造過度尺寸 蝸輪外圓到內(nèi)箱壁距離 Δ1 蝸輪輪轂與內(nèi)箱壁距離 Δ2 箱蓋,箱座肋厚 蝸輪軸承端蓋外徑 蝸桿軸承端蓋外徑 蝸輪軸承旁連接螺栓距離 十一.減速器熱平衡計算 P=2.53kw; 通風良好故取 減速器保持正常工作溫度所需的散熱面積為 實際散熱面積 A=421652+11247+354255+252(153+354)+1531602+

27、1603542 +33(145+110)42+354153 =531091.3mm2=0.53m2 則有A>S。 故熱平衡。 十二.其他部分的設計與選擇 1.窺視孔蓋 由箱體尺寸及參考文獻2表11-4選擇窺視孔的參數(shù)如下 L1 L2 b1 b2 孔直徑 孔數(shù) 蓋厚 R 120 105 90 75 7 4 4 5 2.通氣器 由箱體尺寸及參考文獻2查表11-5得 d d1 d2 d3 d4 D h a b c h1 R D1 s k e f M

28、18 1.5 M33 1.5 8 3 16 40 40 12 7 16 18 40 25.4 22 6 2 2 3.減速器的潤滑油選擇 由查參考文獻1表11-21選擇蝸桿傳動的潤滑油粘度薦用值V40=350cSt。 十三.參考文獻 【1】 濮良貴，紀名剛主編.機械設計.八版.北京：高等教育出版社，2006 【2】 吳宗澤，羅圣國主編.機械設計課程設計手冊.3版.北京：高等教育出版社， 2006 【3】 孔慶華主編，機械設計基礎. 上海：同濟大學出版社 2003 CopyRight@wgni