减速器设计说明书郭燕芳机自0413班20042206
目录
1 设计任务书 (2)
2 电动机的选择计算 (2)
3 传动装置的运动和动力参数的选择和计算 (3)
4 传动零件的设计计算 (4)
4.1蜗轮蜗杆的设计计算 (4)
4.2滚子链传动 (8)
4.3选择联轴器 (10)
5 轴的设计计算 (10)
6 滚动轴承的选择和寿命验算 (17)
7 键联接的选择和验算 (19)
8 减速器的润滑方式及密封形式的选择润滑油牌的选择及装油量的计算 (20)
9 参考资料 (20)
1 设计任务书
1.1 题目：胶带输送机的传动装置
滚筒圆周力F=19000N；
带速V=0.45m/s；
滚筒直径D=300mm；
滚筒长度L=400mm。
1.2工作条件：A
工作年限8年；
工作班制2班；
工作环境清洁；
载荷性质平稳；
生产批量小批。图1 胶带运输机的传动方案
2 电动机的选择计算
2.1 选择电动机系列
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，
电压380V，Y系列。
2.2 选择电动机功率
卷筒所需有效功率
P W=F×V/1000=1900×0.45/1000=0.855kW P W=0.855kW 传动装置总效率：
η=η1×η2×η23×η4×η5×η6
按参考资料[2]（以下所有的“参考资料[1]”和“参考资料[2]”
都统一简称为“[1]”和“[2]”）表4.2-9取
弹性联轴器效率η1=0.99
蜗杆传动效率η2=0.75（暂定蜗杆为双头）
一对滚动轴承效率η3=0.99
开式滚子链传动效率η4=0.9
运输滚筒效率η5=0.96
滑动轴承效率η6=0.97
则传动总效率η=0.99×0.75×0.992×0.9×0.96×0.97=0.635 η=0.635
所需电动机功率
P r =P W /η=0.855/0.635=1.35kw P r =1.35kW
查[2]表4.12-1,可选Y 系列三项异步电动机Y100L-6型，额定功率 P 0=1.5kW 。 2.3 确定电动机转速
滚筒转速
m i n
/6.283
.045
.06060w r D v n =??==
ππ n w =28.6r/min 由[2]表4.12-1查得电动机数据，计算出的总传动比于下表1。 表1 电动机数据及总传动比
2.4 分配传动比
滚筒轴转速
min /6.283
.045.06060w r D v n =??==ππ
传动装置总传动比
87.326
.289400===
w n n i i=32.87 据表[2]4.2-9,取i 链=2.1,则
i 蜗= i/ i 链=32.87/2=15.652 i 蜗 =15.652 3 传动装置的运动和动力参数的选择和计算 0轴(电机轴)
P 0=Pr=1.35kW P 0=1.35kw
n 0= 940r/min n 0=940 r/min T 0=9550×P 0/n 0=9550×1.35/940=13.7N·m ； T 0=13.7N·m I 轴(减速器蜗杆轴)
P1= P0×η1=1.35×0.99=1.337kW P1=1.337kW
n1= n0/ i01=940/1=940r/min, n1=940r/min
T1=9550×P1/n1=9550×1.337/940=13.6N·m；T1=13.6N·m
II轴(减速器蜗轮轴)
P2= P1×η2×η3
= 1.337×0.75×0.99=0.993kW P2=0.993kw
n2= n1/i12=940/15.652=60.06r/min n2=60.06r/min
T2=9550×P2/n2=9550×0.993/60.06=157.89N·m T2=157.89N·m;
III轴(滚筒轴)
P3= P2×η3×η4= 0.993×0.99×0.9=0.885kW P3=0.885kw
n3= n2/i23=60.06/2.1=28.6r/min n3=28.6r/min
T3=9550×P3/n3=9550×0.885/28.6=295.52N·m T3=295.52N·m
力参数
4 传动零件的设计计算
4.1 蜗轮蜗杆的设计计算
4.1.1 选择材料
蜗杆用45钢，硬度为小于45HRC。
蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10Pb1，砂模铸造，为节约贵金属，
仅齿圈用贵金属制成，轮芯用铸铁HT200制造。
4.1.2 确定蜗杆头数Z2及蜗轮齿数Z1
由[1]表6-3，按i=15.652，选择蜗杆头数Z 1=2，所以： Z 1=2 Z 2=2× i 蜗＝2×15.652=31.304 Z 2=31
则取Z 2=31，则i 蜗= Z 2 /Z 21=31/2=15.5。 i 蜗=15.5 4.1.3 验算传动比
理论计算传动比i 理=32.87，实际传动比i 实=i 链×i 蜗=2.1×15.5=32.55， i 实=32.55 则传动比误差为： 0000000
597.010087
.3255
.3287.32100
≤=?-=
?-=
?理
实理i i i i Δi=0.97%
故传动比满足设计要求。
4.1.4 按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算 a) 确定作用在蜗轮上的转矩
由前面的计算可知，作用在蜗轮上的转矩T 2=157.89 N·m=
157890N.mm 。 T 2=157890 N·mm b) 确定载荷系数K
由[1]表6-6中选取使用系数K A =1.0，因为载荷平稳所 K A =1.0 以取载荷分布系数K β=1.0由于蜗轮转速为60.06r/min ，估计蜗轮 K β=1.0 的圆周速度可能较小（v 1〈3m/s ），故选动载荷系数K v =1.0，于是 K v =1.0
K=K A ×K β×K v =1.0×1.0×1.0=1. 0 K=1.0 c) 确定许用接触应力[σH ]
由表6-7中查得[σH ]’=150N/mm 2；应力循环次数 [σH ]’=150N/mm 2
N=60×j ×n 2×L h =60×1×60.06×16×365×8
=1.68×108 N= 1.68×108
则 [][]2
88
7
87/45.1051068.11015010'mm
N N H H =??==σσ [σH ]=105.45N/ mm 2 d) 确定模数m 及蜗杆分度圆直径d 2
青铜蜗轮与钢蜗杆配对时，由[1]式 (6-14)有
[]2
2
2
2204.363745.105314961578900.149621mm Z KT d m H =??? ?????=?
??
? ??≥σ
由[1]表6-2，取模数m=8，d 1=63mm 。（m 2d 1=4032mm 3） m=8，d 1=63mm e) 验算蜗轮的圆周速度v 2
s m n mz n d v /780.01000
6006
.603181000
6021000
602211=????=
?=
?=
πππ v2=0.780m/s
故取K v =1.0是合适的。 4.1.5 分度圆直径d 1、d 2及中心矩a
蜗杆分度圆直径d 1=63mm d 1=63mm 蜗轮分度圆直径d 2=m ×Z 1=248mm d 2=248mm 中心矩a=（d 1+d 2）/2=155.5mm
取实际中心矩a ’=160mm ，则蜗轮需进行变位。 a ’=160mm 4.1.6 蜗轮的变位系数
因为实际中心距与运算中心距有差别，所以蜗轮须变位。由 [1]式(6-5)得变位系数 5625.08
5
.155160'2=-=-=
±m a a x x 2=0.5625 4.1.7 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度
由[1]表6-8，按Z 2=31，插值求得YF a =2.162，由[1]表6-9查得 [σF ]’=40N/mm 2，则许用弯曲应力为
[][]2
98
696/6.2210
68.1104010'mm N N F F =??==σσ [σF ]= 22.6N/mm 2 由[1]式(6-2)得蜗杆分度圆柱导程角γ，
tan γ=Z 1×m/d 1=2×8/63=0.254
故γ=14.25°, γ=14.25°
由[1]式(6-12)得
8
2486325.14cos 1578900.153.1cos 53.10
2211?????=
=Fa F Y m d d KT γσ =4.05N/mm2<[σF ]=22.6N/mm 2 σF =4.05N/mm 2 则蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。
830.0)
037.225.14(25.14955.0)(955
.0=?+??
?=+=tg tg tg tg v φγγη η=0.830
c) 箱体所需散热面积
按自然通风计算，取k d =17w/(m 2·o C),油的工作温度t=80o C,周 围空气温度t 0=20o C,则
201347.020)
-(8017)
735.01(337.11000)()1(1000m t t K P A d =?-??=--≥
η A ≥0.347m 2
根据设计图可知符合散热要求。 4.1.10 精度及齿面粗糙度的选择
由[1]表6-1,V 2=0.780m/s ，为一般动力传动,选取精度等级为8级, 标准为8c GB10089—88。
蜗杆齿面粗糙度R a1≤3.2μm ， R a1≤3.2μm 蜗轮齿面粗糙度R a2≤3.2 μm R a2≤3.2μm 4.1.11 润滑油的选择及装油量的计算 a) 润滑油牌号的选择
力----速度因子
2
3
6131min/01.41940
160101578902m N n a T v K s ?=??===ζ ξ=41.01N·min/m 由[1]图6-15查得40o C ，运动粘度为250mm 2/s ，再由[1]表 6-12选G-N320w 蜗轮蜗杆油。 b) 装油量的计算
蜗杆浸油深度为（0.75~1.0）h （h 为蜗杆的螺牙高或全齿高）， 同时油面不能超过蜗杆轴承最低位置滚动体的中心。 4.2 滚子链传动 4.2.1 确定链轮齿数
由i=2.1,设链速V ≤0.6~3m/s ，选Z 1=21，Z 0=44。 Z 1=21, Z 0=44 4.2.2 选定链型号，确定链节矩p
由[1]式(4-7)得 kW K P K K P P Z A 904.00
.1993
.091.00.10=??=≥
P o ≥0.904kw 其中由[1]表4-6查得：工况系数K A =1.0，由[1]图4-12得：链 K A =1.0
轮齿系数 K Z =0.91，由[1]表4-7 按单排链考虑K p =1.0。 K Z =0.91，K p =1.0
由P 0=0.904kw 及n 1=60.06r/min ，由[1]图4-10选定链型号为
12A ，链距p=19.05mm 。 p=19.05mm 4.2.3 验算链速
s m P n Z V /400.01000
6005
.1906.602110006011=???=?=
<15m/s V =0.400m/s
所以链速适宜
4.2.4 计算链节数与实际中心矩
中心距a 0=(30～50)P=571.5～952.5mm ，初定a 0=600mm ， a 0=600mm 则链节数为
节
92.952214460005.192442105.196002)2(222
2
1000100=??
? ??-+++?=
-+++=ππ
Z Z a p Z Z p a L p
则取L p =96节， L p =96
确定实际中心矩
mm L L a a p p 04.6002
92
.95966002
0=-+
=-+
= a=600.04mm 4.2.5 确定润滑方法
由链速V=0.400m/s ，及链号12A ，由[1]图4-16选择人工定期 润滑。
4.2.6 计算对轴的作用力
取K Q =1.25，
N V
P
K Q Q 1.3103400
.0993
.025.110001000=??=
=
Q=3103.1N
4.2.7 计算链轮主要几何尺寸
分度圆直径
d 1=p/sin （180o /Z 1）=19.05/sin(180°/21)=127.82mm d 1=127.82mm d 2=p/sin （180o /Z 2）=19.05/sin(180°/44)=267.03mm d 2=267.03mm 4.3 选择联轴器
初步估计减速器高速轴外伸段轴径
d=（0.8~1.0）×d 电机=（0.8~1.0）×28=22.4~28.0mm d 电机=28mm 根据传动装置工作条件拟用TL 型弹性套柱联轴器
计算转矩
T=9.55×P/n=9.55 ×1500/940=15.24N·m T=15.24 N·m T C =K×T=1.3×15.24=25.76N·m T C =25.76N·m
其中K 为工作情况系数，由[1]中表11-1取K=1.3，T 为联轴 器所传递名义转矩，
查TL5联轴器公称转矩T N =125N·m>T C =21.78N·m ，许用转速 [n]=3600r/mm>n 0=940 r/mm ，故可以选择TL5联轴器28×30。主动
端d 1=28mm ，Y 型轴孔L=60mm ，A 型键槽；从动端d 2=28mm ， d 1=d 2=28mm Y 型轴孔L=60mm ，A 型键槽。
取减速器高速轴外伸段轴径d=30mm 。 d=30mm 5 轴的设计计算 5.1 蜗轮轴的设计
5.1.1 确定减速器高速轴外伸段轴径
根据前面4.3的计算，取减速器高速轴外伸段轴径d=30mm 。 5.1.2 轴的结构设计
根据题目要求，设计出蜗轮轴的机构如下图所示：
图2 蜗轮轴的结构图 5.1.3 蜗轮轴的强度校荷
已知条件如下：
蜗轮轴传递的转矩及作用于蜗轮上 圆周力、径向力、轴向力 分别为
转矩T=157.89 N·m T=157.89 N·m 圆周力
N d F t 3.1273248
.089
.1572T 222=?=?= F t =1273.3N 轴向力
N d T Fa 7.431063
.06.132211=?=?
= F a =431.7N 径向力
Fr=F t tan α1x =1273.3×tan20=463.4N Fr=463.4N 链轮对轴的作用力Q=3103.1
由图可知 L 1 =103mm L 2 = L 3 = 57mm L 1 =103mm
L 2 = L 3 = 57mm
5.1.3.1 绘制蜗杆轴的受力简图，求支座反力： 绘制蜗杆轴的受力简图如下图3所示
a) 垂直支反力(图3-a):
N L L d Fa FrL R av 3.7022
572248
7.431574.463232
3-=??-?-=+?--=
R av
= -702.3 N R bv =
N L L d Fa FrL 9.2372
572248
7.431574.463222
3=??+?-=+?
+- R bv
= 237.9N b) 水平支反力(图3-b)：
()
()N
L L L L L Q FtL R
aH
4.65432
5757571031.3103573.12733232
11-=?++?-?-=
+++?--=
R aH = -6543.4 N
()
()N
L L L L L Q FtL 1.52702
5757571031.3103573.1273322RbH 2
11=?++?+?-=
+++?+-=
R bH = 5270.1N
5.1.3.2 作弯矩图 a) 垂直面弯矩图(图3-c) C 点右
M v1=R bv ×L 3=237.9×57=13560 N·mm M v1=13560 N·mm
C 点左
M v2‘=R av ×L 2= -702.3×57= -40031 N·mm M v2=-40031 N·mm b) 水平面弯矩图(图3-d)
C 点
M HC = R bv ×L 3 =5271.0×57=300396N·mm M HC =300396 N·mm A 点
M HA = Q ×L 1 =3103.1×103=319619 N·mm M HA =319619 N·mm
c) 合成弯矩图(图3-e)
A 点
M A = M HA =319619 N·mm M A =319619 N·mm C 点右
mm N M M M v HC ?=+=+=30070213560300396222121 M 1=300702 N·mm C 点左
()mm N M M M v HC ?-=-+=+=3030894031130039622
2222 M 2= -303089 N·mm
5.1.3.3 作转矩T 图(图3-g)
T=157890 N·mm 5.1.3.4 作计算弯矩Mca 图：
该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力应按脉动循环应力考虑， 取α=0.6。 A 点
()
()mm N T
M M A caA ?=?+=+=3333631578906.03196192
22
2α M caA =333363N·mm
C 点右
mm N M M C caC ?==300702 11 M caC1=300702
N·mm C 点左
(
)
()mm N T M M C caC ?=?+=+=3175491578906.03030892
22
222αM caC2=317549N·m
D 点
M caD =αT=0.6×157890=94734 N·mm M ca3=94734 N·mm
5.1.3.5 校核轴的强度：
根据图所示，A 点弯矩值最大，E 点轴径最小，所以该轴的危 险断面是A 、E 两点所在剖面。由45钢调质处理根据[1]表8-1， 得σB =637N/mm 2，再根据[1]表8-3查得，[σb ]－1=58.7N/mm 2。
按[1]式(8-7)计算剖面直径
A 点轴径 []mm M d b caA A 4.387
.581.0333363
1.033
1=?=≥-σ d A =38.4mm
该值小于原设计该点处轴径55 mm ，安全。 E 点轴径
[]mm M d b caE E 2.317
.581.0178138
1.033
1=?=≥-σ
考虑到轴上有一个键槽影响，轴径加大5%
d E =31.2×（1+0.05）=32.8mm d E =32.8mm
该值小于原设计该点处轴径42 mm ，安全。 5.3.1.6 精确校核轴的疲劳强度
由图3可知，Ⅰ~Ⅵ剖面均为有应力集中的剖面，均有可能是 危险剖面。各危险截面的弯矩值为
45a ）
7 滚动轴承的选择和寿命验算 滚动轴承的选择： 由蜗杆及蜗轮尺寸选定：
Ⅰ.蜗杆轴承为圆锥滚子轴承30208号
kN C Y Y e kN C 8.59,9.0,6.1,37.0,8.4200===== Ⅱ.蜗轮轴轴承为圆锥滚子轴承30211号
kN C Y Y e kN C 5.86,8.0,5.1,4.0,5.6500=====
额定工作寿命h L h 48000'10= h L h 48000'
10=
寿命验算: Ⅰ.蜗轮轴轴承
1)受力分析及所受支反力计算见轴校核处。 R 1H =6543.4N a) 水平方向支反力N R H 4.65431= N R H 3.2592= R 2H =259.3N b) 垂直方向支反力N R V 3.7021= N R V 9.2372= R 1v =702.3N R 2V =237.9N
N R R R N R R R V H V H 5.5275,0.65812222221211=+==+= R 1=6581.0N R 2=5275.5N
2）计算派生轴向力S S 1=2193.7N
N
Y R S N Y R S 5.1758)5.12/(5.52752/,7.2193)5.12/(0.65812/2211=?===?== S 2=1758.5N
3) 计算轴向载荷A A 1=2193.7N
N S F S A N F S S A a a 1762)5.1758,7.4317.2193max(),max(,7.2193)7.4315.1758,7.2193max(),max(21121211=-=-==+=+=A 2=1762.0N
4)计算当量动载荷P
0,0.14.0033.00.6581/7.2193/1111===<==Y X e R A 取 0,0.14.0034.05.5275/17622/222===>==Y X e R A 取
因为载荷平稳，所以取,0.1=d f 根据所受弯矩取fm1 =2,fm2 =1
N A Y R X f f P m d 13162)00.65810.1(20.1)(111111=+???=+= P 1=13162N N A Y R X f f P m d 5.5275)05.52750.1(10.1)(222222=+???=+= P 2=5275.5N
5)计算轴承寿命
'
10310
6610121147540)13162
865001(06.606010)(6010,,h
t h
L h P C f n L P P P P >=??===>ε取由于 L 10h =147540h Ⅱ.蜗杆轴轴承
1)受力分析及所受支反力计算。
水平方向支反力N R R H H 9.21521== N R R H H 9.21521== 垂直方向支反力N R V 8.3981= N R V 8.3981=
N R V 6.642= N R V 6.642=
合成支反力 R 1=453.5N
N
R
R R N R R R V
H
V H 3.225,5.4532222221211=+==+= R 2=225.3N
2）计算派生轴向力S S 1=141.7N
N
Y R S N Y R S 4.70)6.12/(3.2252/,7.141)6.12/(5.4532/2211=?===?== S 2=70.4N
3) 计算轴向载荷A A 1=1343.7N
N S F S A N F S S A a a 4.70)4.70,3.12737.141max(),max(,7.1343)3.12734.70,7.141max(),max(21121211=-=-==+=+= A 2=70.4N
4)计算当量动载荷P
6.1,4.03
7.096.25.453/7.1343/1111===>==Y X e R A 取 6.1,4.037.0312.03.225/4.70/1122===>==Y X e R A 取
因为载荷平稳，所以取,0.1=d f 根据所受弯矩取f m1 =1, f m2 =1
N A Y R X f f P m d 3.2331)7.13436.15.4534.0(10.1)(111111=?+???=+= P 1=2331.3N N A Y R X f f P m d 8.202)4.706.13.2254.0(10.1)(222222=?+???=+= P 2=202.8N
5)计算轴承寿命
'
10310
6610121882533)3
.2331598001(9406010)(6010,,h
t h
L h P C f n L P P P P >=??===>ε取由于 L 10h =882533h 8 键联接的选择和验算
1）蜗杆轴上键的选择
标准:GB1096-79,8×50材料为45钢，载荷平稳，静联接
,6.13,50,3.3,30,/140][2m N T mm l mm k mm d mm N p ?=====σ
2/49.52mm N dkl
T
p ==
σ =p σ 5.49 2/mm N 因][p p σσ≤，故安全。 2）蜗轮输出轴上键的选择
标准:GB1096-79,12X63材料为45钢，载荷平稳，静联接
,89.157,63,3.3,40,/140][2m N T mm l mm k mm d mm N p ?=====σ
2/0.382mm N dkl
T
p ==
σ =p σ38.0 2/mm N 因][p p σσ≤，故安全。 3）蜗轮上键的选择
标准:GB1096-79,16×63材料为45钢，载荷平稳，静联接
,89.157,63,3.4,58,/140][2m N T mm l mm k mm d mm N p ?=====σ
2/04.102mm N dkl
T
p ==
σ =p σ10.04 2/mm N 因][p p σσ≤，故安全。
9 减速器的润滑方式及密封形式的选择润滑油牌的选择及装油计算 减速器的润滑采用油润滑，润滑油选G-N320w 蜗轮蜗杆油。 油标尺M12,材料Q235A 。
蜗杆上密封圈选用GB13871-1992 型旋转轴唇形密封圈 d=38mm 。 蜗轮上密封圈选用GB13871-1992 型旋转轴唇形密封圈 d=52mm 。 密封件选用JB/ZQ4606-86型毡圈油封。
10 参考资料
[1] 孙志礼 冷星聚 魏延刚 曾海泉 著 <<机械设计>> 沈阳 ： 东北大学出版社 2004
[2] 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄秋波 著 <<机械设计课程设计>> 沈阳 ： 东北大学出版社 2004
减速器设计说明书郭燕芳机自0413班20042206 目录 1 设计任务书 (2) 2 电动机的选择计算 (2) 3 传动装置的运动和动力参数的选择和计算 (3) 4 传动零件的设计计算 (4) 4.1蜗轮蜗杆的设计计算 (4) 4.2滚子链传动 (8) 4.3选择联轴器 (10) 5 轴的设计计算 (10) 6 滚动轴承的选择和寿命验算 (17) 7 键联接的选择和验算 (19) 8 减速器的润滑方式及密封形式的选择润滑油牌的选择及装油量的计算 (20) 9 参考资料 (20)
1 设计任务书 1.1 题目：胶带输送机的传动装置 滚筒圆周力F=19000N； 带速V=0.45m/s； 滚筒直径D=300mm； 滚筒长度L=400mm。 1.2工作条件：A 工作年限8年； 工作班制2班； 工作环境清洁； 载荷性质平稳； 生产批量小批。图1 胶带运输机的传动方案 2 电动机的选择计算 2.1 选择电动机系列 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构， 电压380V，Y系列。 2.2 选择电动机功率 卷筒所需有效功率 P W=F×V/1000=1900×0.45/1000=0.855kW P W=0.855kW 传动装置总效率： η=η1×η2×η23×η4×η5×η6 按参考资料[2]（以下所有的“参考资料[1]”和“参考资料[2]” 都统一简称为“[1]”和“[2]”）表4.2-9取 弹性联轴器效率η1=0.99 蜗杆传动效率η2=0.75（暂定蜗杆为双头） 一对滚动轴承效率η3=0.99 开式滚子链传动效率η4=0.9 运输滚筒效率η5=0.96 滑动轴承效率η6=0.97 则传动总效率η=0.99×0.75×0.992×0.9×0.96×0.97=0.635 η=0.635
目录 第一章总论......................................................... - 2 - 一、机械设计课程设计的容......................................... - 2 - 二、设计任务..................................................... - 2 - 三、设计要求..................................................... - 3 - 第二章机械传动装置总体设计......................................... - 3 - 一、电动机的选择................................................. - 4 - 二、传动比及其分配............................................... - 4 - 三、校核转速..................................................... - 5 - 四、传动装置各参数的计算......................................... - 5 - 第三章传动零件—蜗杆蜗轮传动的设计计算............................. - 5 - 一、蜗轮蜗杆材料及类型选择....................................... - 6 - 二、设计计算..................................................... - 6 - 第四章轴的结构设计及计算.......................................... - 10 - 一、安装蜗轮的轴设计计算........................................ - 10 - 二、蜗杆轴设计计算.............................................. - 15 - 第五章滚动轴承计算................................................ - 17 - 一、安装蜗轮的轴的轴承计算...................................... - 18 - 二、蜗杆轴轴承的校核............................................ - 18 - 第六章键的选择计算................................................ - 19 - 第七章联轴器...................................................... - 20 - 第八章润滑及密封说明.............................................. - 20 - 第九章拆装和调整的说明............................................ - 20 - 第十章减速箱体的附件说明.......................................... - 20 - 课程设计小结........................................................ - 21 - 参考文献............................................................ - 22 -
四川理工学院 机械设计课程设计 设计说明书 题目带式运输机用蜗杆减速器设计 设计者许鹏 指导教师胡莲君 班级机自 14班 提交日期 2009 年一月八日
目录 1、机械设计课程设计任务书-------------------------------（3） 2、电动机的选择------------------------------------------------（5） 3、传动装置的运动和动力参数的计算-------------（7） 4、传动零件设计计算------------------------------------------（8） 5、轴的设计计算及校核----------------------------------------（13） 6、轴承的校核-------------------------------------------------（19） 7、键的选择和校核-------------------------------------- （22） 8、箱体的设计------------------------- （22） 9、键等相关标准的选择------------------------------------- （24） 10、减速器结构与润滑、密封方式的概要说明-------------（25） 附录轴的反力及弯矩、扭矩图------------- （29）
机械设计课程设计任务书 题目带式运输机用蜗杆减速器设计（G1） 设计者许鹏 指导教师胡莲君 班级机自14班 设计时间2008年12月20日~2009年1月7日 任务要求： 1.减速器装配图一张(0号或1号图纸) 2.零件图1~3张（由指导教师指定） 3.设计说明书一份（6000~8000字） 其它要求：设计步骤清晰，计算结果正确，说明书规范工整，制图符合国家标准。按时、独立完成任务。
机械设计说明书 题目：一级蜗杆减速器设 计 学校： 系别：机械学院 专业: 学生姓名： 学号： 指导教师：
目录 摘要 (4) 1.蜗轮蜗杆减速器的介绍 (4) 1.1蜗轮蜗杆减速器简介 (4) 1.2蜗杆传动特点 (5) 2总体传动方案的选择与分析 (5) 2.1传动方案的选择 (5) 2.2传动方案的分析 (6) 2.3电动机的选择 (7) 2.3.1. 电动机功率的确定 (7) 2.3.2. 确定电动机的转速 (7) 3.传动装置运动及动力参数计算 (8) 3.1 各轴的转速计算 (8) 3.2. 各轴的输入功率 (9) 3.3 各轴的输入转矩 (9) 4.蜗轮蜗杆的设计，三维结构及其参数计算 (10) 4.1蜗轮三维图 (10) 4.2蜗杆三维结构 (12) 4.3传动参数 (12) 4.4蜗轮蜗杆材料及强度计算 (13) 4.5计算相对滑动速度与传动效率 (13) 4.6确定主要集合尺寸 (14) 4.7热平衡计算 (14) 4.8蜗杆传动的几何尺寸计算 (15) 5联轴器选择与轴承的设计计算与校核 (16) 5.1联轴器的选择 (16) 5.1．1载荷计算 (16) 5.1.2选择联轴器的型号 (16) 5.2轴承的选择及校核与三维图 (17) 5.2.1蜗轮的轴承 (17) 5.2.2蜗杆的轴承 (18) 5.2.3初选输入轴的轴承型号 (18) 5.2.5计算轴承内部轴向力 (19) 5.2.6计算轴承的轴向载荷 (19) 5.2.7计算当量动载荷 (19) 5.2.8计算轴承实际寿命 (20) 6轴的结构设计 (21) 6.1蜗杆工程图如下： (21)
前言 在本学期临近期末的近半个月时间里，学校组织工科学院的学生开展了锻炼学生动手和动脑能力的课程设计。在这段时间里，把学到的理论知识用于实践。 课程设计每学期都有，但是这次和我以往做的不一样的地方：单独一个人完成一组设计数据。这就更能让学生的能力得到锻炼。但是在有限的时间里完成对于现阶段的我们来说比较庞大的“工作”来说，虽然能够按时间完成，但是相信设计过程中的不足之处还有多。希望老师能够指正。总的感想与总结有一下几点： 1.通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的 训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。 2.由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计 中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准 3.在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程 的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。 最后，衷心感谢老师的指导和同学给予的帮助，才能让我的这次设计顺利按时完成。
目录 一．传动装置总体设计 (4) 二．电动机的选择 (4) 三．运动参数计算 (6) 四．蜗轮蜗杆的传动设计 (7) 五．蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计 (13) 六．蜗轮轴的尺寸设计与校核 (15) 七．减速器箱体的结构设计 (18) 八．减速器其他零件的选择 (21) 九．减速器附件的选择 (23) 十．减速器的润滑 (25)
机械设计课程设计 计算说明书 设计题目链式运输机传动装置 专业班级 设计者 指导教师 目录
一设计任务书 (3) 二传动方案的拟定 (4) 三电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 (6) 四传动零件的设计计算 (11) 1. 蜗杆及蜗轮的设计计算 (11) 2. 开式齿轮的设计计算 (15) 五蜗轮轴的设计计算及校核 (20) 六轴承及键的设计计算及校核 (28) 七箱体的设计计算 (33) 八减速器结构与附件及润滑和密封的概要说明 (35) 九设计小结 (38) 十参考文献 (39)
一．设计任务书 （1）设计题目：链式运输机传动装置 设计链式运输机的动装置，如图所示。工作条件为：链式输送机在常温下工作，负荷基本平稳，输送链工作速度V的允许误差为±5％；两班连续工作制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为5年，每年280个工作日。 （2）原始数据 二.传动方案的拟定 运输机牵引力 F(KN) 鼓轮圆周速度（允许误差±%5） V(m/s) 鼓轮直径D （mm） 0.95 0.31 350
（1）传动简图 （2）传动方案分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。 传动装置在原动机与工作机之间传递运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为链轮输送机。本传动方案采用了三级传动，第一级传动为单级蜗轮蜗杆减速器，第二级传动为开式齿轮传动，第三极为链轮传动。蜗轮蜗杆传动可以实现较大的传动比，结构尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，应布置在高速级；开式齿轮传动的工作环境较差，润滑条件不好，磨损较严重，应布置在低速级；链传动的运动不均匀，有冲击，不适于高速传动，故布置在传动的低速级。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT100灰铸铁铸造而成。 该工作机采用的是原动机为Y系列三相笼型异步电动机，电压380 V，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室使用比较环保。由于三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。
前言 蜗杆轴设计是传统的课程设计题目，相比之下属于很简单的一类。由于它的设计需要涉及《互换性与测量技术》、《机械制造技术》、《机械制造技术课程设计》、《切削用量简明手册》等课程的大量知识，及大量的AutoCAD软件的应用知识。因此对于我们来说，是需要我们付出很大的努力才能完成。通过学习我们了解到此次设计有如下要求： (1) 设计内容与说明书的数据和结论应一致，内容表达清楚，图纸准确规范，简图应简洁明了，正确易懂。 (2)正确处理继承与创新的关系。设计中要继承和发展生产实践中积累的经验和成果，不能盲目照搬，应在继承的基础上根据具体条件和要求敢于创新。 (3)正确使用标准和规范。设计中应尽量采用新标准和规范，对使用的图表、文字、技术参数、术语、代号等均符合有关新标准和规范，表达无误。 (4)尽量采用先进设计手段。有条件的可采用计算机绘图和计算机辅助工艺规程设计，以加快设计进程，提高设计质量。 本小组设计的蜗杆轴主要包涵了轴颈、轴肩、外螺纹、梯形螺纹等零部件的设计，零件具有尺寸、表面粗糙度、同轴度等要求。必须通过查表和计算才能得到机床转速，切屑速度，进给量，刀具尺寸等参数的确定，来保证达到零件的技术要求。我组7位成员通过两周的共同努力，大量的协商和探讨才完成了本次课程设计的任务，增进了我们之间的友谊。 对我们来说本次课程设计不仅是一项任务，更是一次让我们学习和复习的一个阶段，增强了我们的团体合作意识。
一、分析零件图 图1.1 全套图纸及更多设计请联系QQ：360702501 1.1、零件的作用 该蜗杆轴不仅具有轴类零件的共性即传动、支承、传递转矩等作用，而且在传递运动的同时，还有梯形螺纹起到减缓传递运动的作用。 1.2、结构特点 如图 1.1 所示零件是减速器中的传动轴。它属于台阶轴类零件，由外圆柱、轴肩、紧固螺纹螺纹、普通螺纹、梯形螺纹、退刀槽组成。轴肩一般用来确定安装在轴上零件的轴向位置，在加工中磨削外圆或车螺纹时退刀方便的位置安排各退刀槽，螺纹M12和螺纹M18X1用于安装锁紧螺母和调整螺母，而梯形螺纹用于减缓传递速度。ф20j6和ф17k5两外圆柱表面为支撑轴承。 1.3、结构工艺性 轴肩、轴颈、退刀槽、蜗杆螺纹、普通螺纹、紧固螺纹 1.4、关键表面技术分析 ①φ20js6圆柱表面Ra值达到0.8； ②φ17k5圆柱表面Ra值达到0.8；
高效率的蜗杆加工工艺 内容来源网络，由“深圳机械展（11万㎡，1100多家展商，超10万观众）”收集整理！更多cnc加工中心、车铣磨钻床、线切割、数控刀具工具、工业机器人、非标自动化、数字化无人工厂、精密测量、3D打印、激光切割、钣金冲压折弯、精密零件加工等展示，就在深圳机械展. 1、蜗杆轴加工的工艺路线 实例，图2所示为一蜗杆轴，材料选用40Cr 钢。产品属于小批量生产。 图2 蜗杆轴 该蜗杆轴φ20j6，φ17k5两外圆表面为支撑轴颈；锥体部分是装配离合器的表面； M18 ×1处装配圆螺母来固定轴承的轴向位置。根据外形结构其毛坯选用φ50mm 的圆钢（棒料），在锯床上按240mm长度下料。 1.1基本加工路线
外圆加工的方法很多，基本加工路线可归纳为四条。 ①粗车—半精车—精车，对于一般常用材料，这是外圆表面加工采用的最主要的工艺路线。 ②粗车—半精车—粗磨—精磨，对于黑色金属材料，精度要求高和表面粗糙度值要求较小、零件需要淬硬时，其后续工序只能用磨削而采用的加工路线。 ③粗车—半精车—精车—金刚石车，对于有色金属，用磨削加工通常不易得到所要求的表面粗糙度，因为有色金属一般比较软，容易堵塞沙粒间的空隙，因此其最终工序多用精车和金刚石车。 ④粗车—半精—粗磨—精磨—光整加工，对于黑色金属材料的淬硬零件，精度要求高和表面粗糙度值要求很小，常用此加工路线。 1.2 典型加工工艺路线 蜗杆轴的主要加工表面是外圆表面，也还有常见的特特形表面，因此针对各种精度等级和表面粗糙度要求，按经济精度选择加工方法。 对普通精度的蜗杆轴加工，其典型的工艺路线如下： 毛坯及其热处理—预加工—车削外圆—铣键槽—（花键槽、沟槽）—热处理—磨削—终检。 1.21 蜗杆轴的预加工 轴类零件的预加工是指加工的准备工序，即车削外圆之前的工艺。 校直毛坯在制造、运输和保管过程中，常会发生弯曲变形，为保证加工余量均 匀及装夹可靠，一般冷态下在各种压力机或校值机上进行校直。
蜗轮蜗杆传动 蜗杆传动是用来传递空间交错轴之间的运动和动力的。最常用的是轴交角∑=90°的减速传动。蜗杆传动能得到很大的单级传动比，在传递动力时，传动比一般为5~80，常用15~50；在分度机构中传动比可达300，若只传递运动，传动比可达1000。蜗轮蜗杆传动工作平稳无噪音。蜗杆反行程能自锁。 重点学习内容 本章中阿基米德蜗杆传动的失效形式、设计参数、受力分析、材料选择、强度计算、传动效率等为重点学习内容。对热平衡计算、润滑方法、蜗杆蜗轮结构等也应 一、蜗杆传动的类型 与上述各类蜗杆配对的蜗轮齿廓，完全随蜗杆的齿廓而异。蜗轮一般是在滚齿机上用滚刀或飞刀加工的。为了保证蜗杆和蜗轮能正确啮合，切削蜗轮的滚刀齿廓，应与蜗杆的齿廓一致；深切时的中心距，也应与蜗杆传动的中心距相同。 圆柱蜗杆传动 １、通圆柱蜗杆传动 （１）阿基米德蜗杆 这种蜗杆，在垂直于蜗杆轴线的平面(即端面)上，齿廓为阿基米德螺旋线，在包含轴线的平面上的齿廓(即轴向齿廓)为直线，其齿形角α0=20°。它可在车床上用直线刀刃的单刀(当导程角γ≤3°时)或双刀(当γ>3°时)车削加工。安装刀具时，切削刃的顶面必须通过蜗杆的轴线。这种蜗杆磨削困难，当导程角较大时加工不便。
（２）渐开线蜗杆 渐开线蜗杆(ZI蜗杆)蜗杆齿面为渐开螺旋面，端面齿廓为渐开线。加工时，车刀刀刃平面与基圆相切。可以磨削，易保证加工精度。一般用于蜗杆头数较多，转速较高和较精密的传动。
（３）法向直廓蜗杆 这种蜗杆的端面齿廓为延伸渐开线，法面(N-N)齿廓为直线。ZN蜗杆也是用直线刀刃的单刀或双刀在车床上车削加工。车削时车刀刀刃平面置于螺旋线的法面上，加工简单，可用砂轮磨削，常用于多头精密蜗杆传动。 （４）锥面包络蜗杆 这是一种非线性螺旋曲面蜗杆。它不能在车床上加工，只能在铣床上铣制并在磨床上磨削。加工时，盘状铣刀或砂轮放置在蜗杆齿槽的法向面内，除工件作螺旋运动外，刀具同时绕其自身的轴线作回转运动。这时，铣刀(或砂轮)回转曲面的包络面即为蜗杆的螺旋齿面，在I-I及N-N截面上的齿廓均为曲线。这种蜗杆便于磨削，蜗杆的精度较高，应用日渐广泛。
圆柱蜗轮、蜗杆设计参数选择 蜗轮和蜗杆通常用于垂直交叉的两轴之间的传动（图1）。蜗轮和蜗杆的齿向是螺旋形的，蜗轮的轮齿顶面常制成环面。在蜗轮蜗杆传动中，蜗杆是主动件，蜗轮是从动件。蜗杆轴向剖面类是梯形螺纹的轴向剖面，有单头和多头之分。若为单头，则蜗杆转一圈蜗轮只转一个齿，因此可以得到较高速比。计算速比（i）的公式如下： i=蜗杆转速n1 蜗轮转速n2 = 蜗轮齿数z2 蜗杆头数z1 1、蜗轮蜗杆主要参数与尺寸计算 主要参数有：模数（m）、蜗杆分度圆直径（d1）、导程角（r）、中心距（a）、蜗杆头数（或线数z1）、蜗轮齿数（z2）等，根据上述参数可决定蜗杆与蜗轮的基本尺寸，其中z1、z2由传动要求选定。 （1）模数m 为设计和加工方便，规定以蜗杆轴项目数mx和蜗轮的断面模数mt 为标准模数。对啮合的蜗轮蜗杆，其模数应相等，及标准模数m=mx=mt。 标准模数可有表A查的，需要注意的是，蜗轮蜗杆的标准模数值与齿轮的标准模数值并不相同。 表A
图1 图2 （2）蜗杆分度圆直径d1 再制造蜗轮时，最理想的是用尺寸、形状与蜗杆完全相同的蜗轮滚刀来进行切削加工。但由于同一模数蜗杆，其直径可以各不相同，这就要求每一种模数对应有相当数量直径不同的滚刀，才能满足蜗轮加工需求。为了减少蜗轮滚刀数目，在规定标准模数的同时，对蜗杆分度圆直径亦实行了标准化，且与m 有一定的匹配。蜗杆分度圆直径d1与轴向模数mx之比为一标准值，称蜗杆的直径系数。即
q= 蜗杆分度圆直径 模数 = d1 m d1=mq 有关标准模数m与标准分度圆直径d1的搭配值及对应的蜗杆直径系数参照表A （3）蜗杆导程角r 当蜗杆的q和z1选定后，在蜗杆圆柱上的导程角即被确定。为导程角、导程和分度圆直径的关系。 tan r= 导程 分度圆周长 = 蜗杆头数x轴向齿距 分度圆周长 = z1px d1π = z1πm πm q = z1 q 相互啮合的蜗轮蜗杆，其导程角的大小与方向应相同。 （4）中心距a 蜗轮与蜗杆两轴中心距a与模数m、蜗杆直径系数q以及蜗轮齿数z2间的关系式如下： a=d1+d2 2 = m q (q+z2) 蜗杆各部尺寸如表B 蜗轮各部尺寸如表C 2、蜗轮蜗杆的画法 (1) 蜗杆的规定画法参照图1图2 （2）蜗轮的规定画法参照图1图2 （3）蜗轮蜗杆啮合画法参照图1图 2.
1总体传动方案的选择与分析 该传动方案在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆减速器传动装置传动，如下图所示： 1 电动机 2 联轴器 3 减速器 4 联轴器 5 卷筒
2.运动学与动力学计算 2.1电动机的选择 2.1.1电动机类型的选择 按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380Ｖ，型号选择Y 系列三相异步电动机。 2.1.2电动机的容量 电动机输出功率： a w P d P η=kw 工作机所需的功率： a a T d P ηη9550=kw 由电动机至工作机之间的总效率： 4332 21ηηηηη=a 其中1η 2η 3η 4η分别为蜗杆，联轴器，轴承和卷筒的传动效率。 查表可知1η=0.725（蜗杆）2η=0.99（联轴器）3η=0.98（滚子轴承） 4η=0.96 所以：66.096.098.099.0725.022=???=a η 工作机输入功率 kw P a T w 66.39550 50 *7009550 == = η 所以电动机所需工作效率为： kw P P w d == = 66 .066 .3a max η 2.1.3电动机的转速 工作机的转速n=50r/min 所以电动机转速的可选范围为： min /2000~50050)40~10(.r i n n d =?== 根据《机械设计手册》中查的蜗杆的传动比在一般的动力传动中 在这个范围内的电动机的同步转速有1000r/min 和1500r/min.两种传动比方案如下表： 方案 型号 额定功率 同步转速 满载转速 质量 1 Y160M-6 7.5 1000 970 119 a η=0.66 w P =3.66kw d P =5.55kw
课程设计说明书 专业：机械 班级： 姓名： 学号： 指导老师：
目录 第一部分蜗杆工艺设计说明书……………………………………………………04页 第二部分第35道工序夹具设计说明书…………………………………15页第三部分第25道工序刀具设计说明书…………………………………16页第四部分第80道工序量具设计说明书…………………………………18页第五部分毕业设计体会…………………………………………………………21页第六部分参考资料………………………………………………………………22页
二零零一零届课程设计 专业：班级：姓名：学号： 一、设计题目（附图）蜗杆零件机械加工工艺规程制订及第_17__工序工艺装备设计 二、设计条件： 1、零件图 2、生产批量：中批量生产（ 三、设计内容： ㈠零件图分析： 1、零件图工艺性分析（结构工艺性及条件分析）； 2、绘制零件图。 ㈡毛坯选择 ㈢机械加工工艺路线确定： 1、加工方案分析及确定 2、基准的选择 3、绘制加工工艺流程图 ㈣工序尺寸及其公差确定 1、基准重合时（工序尺寸关系图绘制）； 2、利用工序尺寸关系图计算工序尺寸； 3、基准重合时（绘制尺寸链图）并计算工序尺寸。 ㈤设备及其工艺装备的确定 ㈥切削用量及工时定额确定：确定全部工序切削用量及工时定额。 ㈦工艺文件制订： 1、编写工艺文件设计说明书： 2、编写工艺规程： ㈧指定工序机床夹具设计 1、工序图分析； 2、定位方案确定； 3、定位误差计算； 4、夹具总装图绘制； ㈨刀具、量具设计 四、设计任务（工作量）： 1、零件机械加工工艺规程制订设计说明书一份； 2、工艺文件一套（含工艺流程卡片、某一道工序的工序卡片、全套工序 附图）； 3、机床夹具设计说明书一份； 4、夹具总装图一张（A2图纸）；零件图两张（A4图纸）； 5、刀量具设计说明书一份； 6、刀具工作图一张（A4图纸）；量具图一张（A4图纸）。 五、起止日期： 2009年月日—— 200年月日 六、指导教师： 七、审核批准 八、设计评语： 年月日 九、设计成绩：年月日
蜗轮蜗杆的设计计算 1、根据GB/10085-1988推荐采用渐开线蜗杆（ZI ）。 2、根据传动功率不大，速度中等，蜗杆45钢，因为希望效率高些，耐磨性好，故蜗杆螺旋 齿面要求淬火，硬度45-55HRC ，蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属铸造，为节约贵重金的有色金属。仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100铸造。 3、按持卖你接触疲劳强度进行设计 a ≥32H 2])] [(σP E z z KT （1）作用在蜗轮上的转矩2T （2） 按1Z =2 ，η= 2T =?610?2p 2n =?610??mm ?N 确定载荷系数K ， 取A K = βK =1 v K = 所以得K= A K ? βK ?v K =?? （3）确定弹性影响系数E Z =16021MPa （铸锡青铜蜗轮与钢蜗杆相配） （4）确定接触系数p Z 假设a d 1= 从表11-18查得p Z = （5）确定接触应力[H σ] 根据材料ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC ，从表11-7查得蜗轮许用应力 '][H σ=268MPa N=60j 2n h L =???20=?8 10 寿命系数HN K =8871074.110?=067则 [H σ] =HN K ?'][H σ=?= （6）计算中心距 a ≥32])56 .1799.2160(8625821.1??? = 取a=100.因为i-15 故从表11-15中取模数m=5 1d =50mm
这时 a d 1=100 50= 从图11-18，可查的接触系数'Z ρ=<,所以计算结果可用。 4、蜗杆蜗轮的主要参数 （1）蜗杆：轴向齿距Pa=得直径系数q=10 齿顶园直径a1d =60，齿根圆f1d =38，分度圆导角r=11 18 36 ，蜗杆轴向齿厚Sa=5π/2= （2）蜗轮 齿数2Z =31 变位系数2x = 验算传动比i=2Z /1Z =31/2= 误差为15 155.15-=%，在允许范围内，所以可行。 蜗轮分度圆直径2d =m ?2Z =5?31=155mm 蜗轮喉圆直径a2d =2d +2a2h =155+2?5=165mm 蜗轮齿根圆直径f2d =2d +2f2h =??=143mm 蜗轮喉母圆半径g2r =a-a2d 21=100-1552 1?= 5、校核齿根弯曲疲劳强度 F σ=m d d KT 53.12122Fa Y βY ≤][F σ 当量齿数v2Z = 31.11cos 2 Z =31/ = 根据2x = v2Z =从图11-19查得齿形系数2Fa Y = βY =1-r/140=140= F σ=][F σFN K ，2从11-8查得ZCuSn10P1制造蜗轮时许用弯曲应力][F σ=56MPa 寿命系数 FN K =98 61074.110?= F σ=5 501558625821.153.1??????，弯曲强度满足要求。 6、验算效率
机械设计课程设计说明书 参数选择： 总传动比：I=20 Z1=2 Z2=40 卷筒直径：D=530mm 运输带有效拉力：F=3500N 运输带速度：V=0.8m/s 一、 传动装置总体设计： 根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——连轴器——减速器——连轴器——带式运输机。 根据生产设计要求该蜗杆减速器采用蜗杆下置式，采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止 轴外伸段箱润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱，在轴承盖中装有密封元件。 二、 电动机的选择： 可考虑采用Y 系列三相异步电动机。三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。一般电动机的额定电压为380V 根据生产设计要求，该减速器卷筒直径D=530mm 。运输带的有效拉力F=3500N ，带速V=0.8m/s ，载荷平稳，常温下连续工作，工作环境多尘，电源为三相交流电，电压为380V 。 1、 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为380V ，Y 系列 2、 传动滚筒所需功率 3、 传动装置效率：（根据参考文献《机械设计课程设计》 席伟光 光 波 主编 高等教育 第34页表3-4得各级效率如下）其中： 蜗杆传动效率η1=0.70 滚动轴承效率（一对）η2=0.98 联轴器效率ηc =0.99 传动滚筒效率ηcy =0.96
所以： η=η1??η22?ηc2?ηcy =0.7×0.982×0.992×0.96=0.633 电动机所需功率： P r= P w/η=2.8/0.633=4.4KW 传动滚筒工作转速： n w＝60×1000×v /( ×D) ＝28.8r/min 根据容量和转速，根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光光波主编高等教育第209页表9-39可查得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表: 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第3方案比较适合。因此选定电动机机型号为Y132M2-6其主要性能查表9-40得相关数值如下表： 4.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩 P0 = P ed=5.5kw n0=960r/min
蜗杆加工工艺 学院：机械工程学院 班级：机械设计及其自动化姓名： 学号：
目录 一、零件的分析……………………………………………… 二、工艺规程的设计…………………………………………（一）确定毛坯的制作形式…………………………………（二）基准的选择…………………………………………… 三、蜗杆加工工艺过程卡片…………………………………… 四、蜗杆加工工序卡片………………………………………… 五、零件图……………………………………………………… 六、典型工序加工用量计算…………………………………… 七、附表………………………………………………………… 八、参考文献……………………………………………………
一：零件分析 （一）零件的作用与结构特点 蜗杆主要用于一些机械设备变速箱中，通过与操作机构的结合，与涡轮搭配从而实现变速。一般分为蜗杆和涡轮两部分。在减速过程中，因为单级传动比比较大，故适用于需要减速大的场合。但是由于蜗杆传动功率较低，所以产热比较大，因此，要注意它的散热，否则会因为温度过高，产生胶合等失效。 （二）零件的工艺分析 该零件属于轴类零件，形状规则，尺寸精度和形位精度要求均较高，零件的主要技术分析如下： （1）蜗杆端面对准A的圆跳动公差不超过0.02mm，主要是保证端面平整光滑。 （2）由于零件轴向距离较小，根据生产纲领是选择合理的加工工艺。 （3）蜗杆要求加工精度高，要严格控制好定位 （4）8mm的键槽是一比较重要的键，因此加工键槽的工序是比较重要的。要在夹具设计中考虑保证到此孔精度及粗糙度要求。 二：加工工艺规程的确定 （一）确定毛坯的制造形式 由于零件结构简单，尺寸较小，且有台阶轴，力学性能要求较高，精度较高且要进行大量生产所以选用模锻件，其加工余量小，表面质量好，机械强度高，生存率高。工件材料选用45钢，毛坯的尺寸精度要求为IT11—12级 （二）基准的选择 (1)粗基准的选择 粗基准的选择：对蜗杆轴这样的回转体零件来说，选择好粗基准是至关重要。对回转体零件我们通常以外圆作为粗基准。
目录 1设计任务 2零件的工艺分析 3毛坯的选择 4零件的定位基准面的选择5制定工艺路线 6总结
蜗杆轴加工工艺规程设计 1：设计任务： 本次所要加工的零件为蜗杆轴，示意图如图： 图 1 2：零件的工艺性分析： 由零件图可知，主要加工表面有： （1）Φ12, Φ17Φ25, Φ13, Φ20, Φ16的圆周面； （2）M16的螺纹 （3）Φ18的蜗杆面 （4）M6的内螺纹 （5）L=14深度为2.5宽度为4的键槽 零件尺寸比较完整，可以加工。由上述可知，蜗杆轴可以通过车外形，键槽则在铣床上用专用夹具定位就可以铣出来。用热处理调质处理既可以满足硬度的要求。其中Φ12Φ17Φ16的外圆的精度可在磨床上磨削可以达到精度要求 3：毛坯的选择： 考虑到零件的经济性蜗杆轴硬度等方面的和综合性能要求，零件材料为45。 毛坯Φ30x230
图2 4：零件的定位基准面的选择 基准面的选择是工艺规程设计中重要的工作之一，基准面选择的正确与否，可以使加工质量得到保证，使生产力得到提高，否则，不但加工工艺过程中的问题百出，更有甚者，还会造成零件的大批量报废，使生产无法正常进行。 （1）.基准面的选择 粗基准的选择要保证粗基准定位所加工出的精基准有较高的精度，通过精基准定位使后续各被加工表面具有较高的均匀的加工余量，并与非加工表面保持应有的相对位置精度。在确定粗基准时，要保证相对位置精度要求和加工表面余量合理分配原则，在本零件中，先以右端面基准面为粗基准，加工25圆、13外圆、18圆、13圆、20圆、16圆,且保证各轴段的长度尺寸，粗加工的时候留有0.5毫米的加工余量。 粗加工如图3： 图3
目录 1 设计任务书 (1) 2 电动机的选择计算 (2) 3 传动装置的运动和动力参数的选择和计算 (3) 4 传动零件的设计计算 (4) 4.1蜗轮蜗杆的设计计算 (4) 4.2滚子链传动 (8) 4.3选择联轴器 (10) 5 轴的设计计算 (10) 5.1蜗轮轴的设计 (10) 7 滚动轴承的选择和寿命验算 (18) 8 键联接的选择和验算 (20) 9 减速器的润滑方式及密封形式的选择润滑油牌的选择及装油计算 (20) 10 参考资料 (20) 1 设计任务书 1.1 题目：胶带输送机的传动装置 滚筒圆周力 F=19000N； 带速 V=0.45m/s； 滚筒直径 D=300mm； 滚筒长度 L=400mm。 1.2工作条件：A 工作年限 8年； 工作班制 2班；
工作环境清洁； 载荷性质平稳； 生产批量小批。图1 胶带运输机的传动方案2 电动机的选择计算 2.1 选择电动机系列 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构， 电压380V，Y系列。 2.2 选择电动机功率 卷筒所需有效功率 P W =F×V/1000=1900×0.45/1000=0.855kW P W =0.855kW 传动装置总效率： η=η 1×η 2 ×η2 3 ×η 4 ×η 5 ×η 6 按参考资料[2]（以下所有的“参考资料[1]”和“参考资料[2]” 都统一简称为“[1]”和“[2]”）表4.2-9取 弹性联轴器效率η 1 =0.99 蜗杆传动效率η 2 =0.75（暂定蜗杆为双头） 一对滚动轴承效率η 3 =0.99 开式滚子链传动效率η 4 =0.9 运输滚筒效率η 5 =0.96 滑动轴承效率η 6 =0.97 则传动总效率η=0.99×0.75×0.992×0.9×0.96×0.97=0.635 η=0.635 所需电动机功率 P r =P W /η=0.855/0.635=1.35kw P r =1.35kW 查[2]表4.12-1,可选Y系列三项异步电动机Y100L-6型，额定功率P =1.5kW。 2.3确定电动机转速 滚筒转速
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2013 级本二学号 完成人： 指导老师： 完成日期： 2015.12.29
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
(此文档为word格式，下载后您可任意编辑修改！) 以下文档格式全部为word格式，下载后您可以任意修改编辑。 一级蜗轮蜗杆减速器设计说明书 第一章绪论 1.1本课题的背景及意义 计算机辅助设计及辅助制造（CADCAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术。本次设计是蜗轮蜗杆减速器，通过本课题的设计，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。 1.1.1 本设计的设计要求 机械零件的设计是整个机器设计工作中的一项重要的具体内容，因此，必须从机器整体出发来考虑零件的设计。设计零件的步骤通常包括：选择零件的类型；确定零件上的载荷；零件失效分析；选择零件的材料；通过承载能力计算初步确定零件的主要尺寸；分析零部件的结构合理性；作出零件工作图和不见装配图。对一些由专门工厂大批生产的标准件主要是根据机器工作要求和承载能力计算，由标准中合理选择。 根据工艺性及标准化等原则对零件进行结构设计，是分析零部件结构合理性的基础。有了准确的分析和计算，而如果零件的结构不合理，则不仅不能省工省料，甚至使相互组合的零件不能装配成合乎机器工作和维修要求的良好部件，或者根本装不起来。 1.2.（1）国内减速机产品发展状况 国内的减速器多以齿轮传动，蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上，工艺水平和材料品质方面没有突破，因此没能从根本上解决传递功率大，传动比大，体积小，重量轻，机械效率高等这些基本要求。
（2）国外减速机产品发展状况 国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮转动为主，体积和重量问题也未能解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。 1.3.本设计的要求 本设计的设计要求机械零件的设计是整个机器设计工作中的一项重要的具体内容，因此，必须从机器整体出发来考虑零件的设计计算，而如果零件的结构不合理，则不仅不能省工省料，甚至使相互组合的零件不能装配成合乎机器工作和维修要求的良好部件，或者根本装不起来。 机器的经济性是一个综合性指标，设计机器时应最大限度的考虑经济性。提高设计制造经济性的主要途径有：①尽量采用先进的现代设计理论个方法，力求参数最优化，以及应用CAD技术，加快设计进度，降低设计成本；②合理的组织设计和制造过程；③最大限度地采用标准化、系列化及通用化零部件； ④合理地选择材料，改善零件的结构工艺性，尽可能采用新材料、新结构、新工艺和新技术，使其用料少、质量轻、加工费用低、易于装配⑤尽力改善机器的造型设计，扩大销售量。 提高机器使用经济性的主要途径有：①提高机器的机械化、自动化水平，以提高机器的生产率和生产产品的质量；②选用高效率的传动系统和支承装置，从而降低能源消耗和生产成本；③注意采用适当的防护、润滑和密封装置，以延长机器的使用寿命，并避免环境污染。 机器在预定工作期限内必须具有一定的可靠性。提高机器可靠度的关键是提高其组成零部件的可靠度。此外，从机器设计的角度考虑，确定适当的可靠性水平，力求结构简单，减少零件数目，尽可能选用标准件及可靠零件，合理设计机器的组件和部件以及必要时选取较大的安全系数等，对提高机器可靠度也是十分有效的。 1.4.研究内容（设计内容）