单级蜗杆减速器课程设计说明书

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1、XX大学 机械设计课程设计 题 目 单级蜗杆减速器 专 业： Xx 班 级： Xx 学 号： 姓 名： 小吕 指导教师： Xx 日 期： 2009-1-9 设计题目：用于胶带运输的单级圆柱齿轮减速器，传送带允许的速度误差为土 5%。双班制工作，有轻微振动，批量生产 已知数据：运输带曳引力F(KN)=3.5 运输带速度 V(m/s)=1.2 卷筒直径 D(mm)=400 使用年限 丫=5 运动简图: 3 1 —电动机2 —带传动3—单级齿轮减速器4—联轴器5—卷筒6—传送胶带 设计计算及说明 一、电动机的选择与计算： 1、

2、电动机类型的选择： 电动机根据动力源和工作条件，选用 丫系列三相异步电动 机。 2、 确定电动机转速： 1000r/min 和 1500r/min 3、 电动机功率选择： 卷筒输出功率 Pw =Fv =4.2kw 1000 卷筒的转速 nw = 60* 1000v . = =57.3r/m in nD V带传动 n =0.96 ； 1 ? 滚动轴承2对 n =0.99 ； 2 圆柱齿轮传动 n =0.97 ； 3 弹性联轴器 n =0.99 ； 4 ， 卷筒轴滑动 n =0.96. 5 传动装置的总效率 =0.86

3、； =叮 2 1 2 5=0.96* 0.992*0.97*°.99*0.96 pd =4.88kw ； 0.86 电机所需功率: Pd=P/ =4.2/0.86=4.88kw 电动机额定功率为 5.5kw; 减速器传动比: j2=4.19 所以选择电动机的额定功率为5.5 kw。 4、电动机的型号确定: 电动机 额定同 同步转 满载转 总传动 减速器 类型 功率 速 速 比 传动比 kw r/mi n r/mi n i

4、 i 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 25.13 6.28  Y132M2- 6 5.5 1000 960 16.75 4.19 n0=960r/min nI =240r/min nII =57.3/mi n p0 = 5.5kw p〔 =5.28kw p” =5.07kw T° =54.71 N *m 「=210.1 N *m =845N *m 其中 总传动比i=电动机满载转速n /输送机工作轴转 速 当同步转速为1500 r/min 时，j = 5.98 不在 &24（内。 所以应选择丫132M2-6该满载转速为96

5、0 r/min. Y132M2-6电动机的外型尺寸（mr） H:132 A:216 B:178 C:89 D:38 E:80 F*GD=10*8 G:33 K:12 AB:280 AD:210 AC:135 HD:315 AA:60 BB:238 HA:18 L:515 二、传动装置的运动和动力参数的计算： 1、 各轴转速的计算： n 0=nm=960r/min n厂小/‘廿240"^" n * = nI //i2=57.3/min 2、 各轴的输入功率计算： P°= Ped =5.5kw Pi ^5.28kw Pii = P1 m =5.07kw 3、各轴的输入转

6、矩计算： To=9550p。/n。=54.71 N Ti =9550pi/ni =210.1 N *m Th =9550pii/门|| =845N  二、外传动带选择:普通V带传动 1.确定计算功率：pca 1） 查得工作情况系数 KA=1.3 2） pca = K A p =1.3*5.5kw=7.15kw 2. 选择V带型号： 根据 pca=7.15kw, nm=960r/min，选用 B 型计算。 »、古 兀 di"兀"40X960 / / 带速 v= —] ] = m/s=7.04m/s 60"000 60"000 3. 确定带轮直径 d1 d2查得d1

7、应不小于125，取da1 =140mm, d^cH （电机中心高符合要求） 2 d2 = i1 d1 =4*140=420mm,取 d a2 =640mm （虽使nI略有减小，误差小于5%故允许）。 4.确定中心距a和带长Ld 1） 初步选取中心距 a^1.5（d^d2）=1.5* （ 140+640） mm=1170mm 取 ao=1200mmt合 0.7（ d1 + dJ < 2（ d1 + d2）。 2） 计算基准长度Ld 2 .=2 十）十（d^d1） L0=2a0 + 2（d1 d2）+ 4 2 4a。 2 几 （640T40） =[2*1200+ —（

8、140 +640）+ ]mm=3677mm. 2 4*1200 选用Ld=400°mm计算实际中心距： v=7.04m/s da1 =140mm, da2=640mm a=1362mm a 1 =159.0*  a = a。+ Ld =(1200 +400°一 3677 )mm = 1362mm 3)确定中心距调整范围 amax = a + 0.03Ld =(1362 +0.03 x4000)mm = 1482mm amin =a —0.015Ld = (1362 — 0.015x 4000)mm = 1302mm 5. 验算小带轮包角a 1 a 1 =180®

9、 d2_d1x57.3° = 180° 640 一14° 汉 57.3"= 1 a 1362 159.00120* 6. 求V带根数z 查得 p0=2.08kw,也 p0=0.30kw, ^^=0.95, Kl=1・13. 得 z= Pca = 7.15 =2.80 (p°+A p。)KczKl (2.08+0.30)疋 0.95".05 取3根。 7. 计算V带初拉力 查得 q=0.17kg/m 500 pca 2.5 2 F°-― ( -1)+qv2 = zv k« 500 x 7 15 2 5 2 F = 500 7.15x(q —1) + 0.17 x7.

10、042 N=284.6N 厂0 3汉7.04 0.95 8. 计算对轴压力 a 1 159.0° F Q =2zf 0Sin 于=2 汶 4 父 284.6 疋 sin — N=2239N 9. 确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径d 1 =140mn采用实心式结构。大带轮基准 直径d2=640mm采用轮辐式结构，基准图见零件工作 图。 Z=3 F 0=284.6N Fq=2239N 四、各齿轮设计计算 1. 齿轮的材料，精度和齿数选择 因传递功率不大，转速不高，均选软齿面 小齿轮选用45钢，调质，齿面硬度197-286HBS, lim 1 =60

11、0MPa, FE =450MPa Zi = 24， Z2=101 b 二 70mm b2 = 75mm dr = 90mm d^ 378.5mm 大齿轮选用45冈调质，齿面硬度197-286HBS |im1 =570MPa, ；_- FE =420MPa 齿轮精度暂设用8级 2. 确定许用应力 取 SH ".1，Sf =1.25, ［厂 H1］ —Hlim1 =6°°MPa=545.5MPa Sh 1.1 ［厂 H1］ 一Hlim1 二 570 MPa =518.2MPa Sh 1-1 ［厂 F1］：二fe1 二 450 MPa =360MPa '

12、F1 Sf 1.25 ；「FE2 420 ［；- F2］ - —FE2 MPa =336MPa 一 F2 Sf 1.25 3. 按齿面接触强度设计 取载荷系数K=1.2,齿宽系数' =0.8. d 小齿轮转矩 取 Ze=188. TI =9550P| nI =210.1 N *m d1 > u 1(ZeZh u ( k h］ =3 2「2 2・101 105 0.8 5.58 1 5.58 (188 2.5) (518.2) mm=84.87m 取齿数 Z1 =24 , 乙=24x4.19 "01。 模数 m = dl =84.87 m

13、m=3.54mm Zi 24 齿宽 b = © d =0.8 K 84.87mm=67.9mm圆 整可取 b2 = 70mm , b = 75mm。 可 取 m=3.75mm, 实 际 dr = z 況 m =24x3.75mm = 90.00mm ,采用 实心式 d 2 = Z2 汇 m =1°1 汇 3.75mm = 378.5mm，采用腹板式 中 心 距 ddd2 90 +378.5 a = —— = mm = 234.25mm 2 2 4.验算齿轮弯曲强度 齿形系数 丫Fa1=2.76,Ysa1=1.59 Y Fa2 =223, Ysa^1*82 2K「YF

14、a"sa1 貯F1 = 严―— bm z 5 2x1.2x2.10x10 乂 2.76乂1.59“门 = 2 MPa 85^4.5 汉24 = 48MPa 兰宙 F1] =360MPa Y Fa2Y Sa2 2.23 汉 1.82 a F2 b T Fa2 T Sa2 _ 48 X MPa - YFa1YSa1 2.76 759 44 .4MPa < F2] = 336 MPa 故安全。 5.齿轮的圆周速度 兀 dkn 3.14 汉 90 汉 240 ‘ V — — - m/s — 1.13m/s^6m/s 60X000 60 "000 所以选用8级精度是合宜

15、的。 五、轴的计算 v=1.13m/s  1. 高速轴的设计 1）选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要 求故选择常用材料45钢，调质处理。 2. 初估轴径 按扭矩初估轴的直径,得c=106至118,取c=108. D十命刊皿心0.26mm D2mi<¥=10叫Hmm=48.13mm 3.初选轴承 由于该齿轮减速器的支承跨距较小，故采用两端固定支承 结构，轴承内圈用套筒 作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向定位。 1轴选轴承为6209 d_j = 45mm, D^ 85mm, B=19mm 2轴选轴承为6411 d2 =55m

16、m, D^ 140mm, B=33mm 4.结构设计，为了拆装方便，减速器壳体用剖分式 高速轴： d =35.5mm. d2=40mm; d3=45mm d4=56mm； d5=67mm; d =45mm; 1）各轴直径的确定 高速轴： 初估轴径后，可按轴上零件的安装顺序，从右端开始确定 直径。 轴段6安装轴承6209,故取d 6 =45mm; 轴段4安装齿轮，为了便于安装，取标准直径 d4=56mm; 齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为 5.5mm, 故取轴段5直径d5=67mm; 轴段3装轴承，直径与轴段6—样，取d 3 =45mm 轴段2直径应与

17、密封毛毡的尺寸同时确定，查得选用 d=40mr的毛毡圈， 故取 d2=40mm; 轴段1装大带轮，取标准直径di=35.5mm. 低速轴： 轴段1安装轴承6411，取d1=55mm; 轴段3安装齿轮，取标准直径63mm, 齿轮左端用轴肩固疋，计算得轴肩咼度为 6mm, 取轴段2直径d2=75mm; 轴段4安装轴承，直径与轴段1 一样， 取 d4=55mm; 轴段5直径与密封毛毡的尺寸同时确定，查得选用 d=50mn 的毛毡圈， 取 ds =50mm; 轴段6与联轴器联结，直径同联轴器尺寸一同确定，查得 选用 TL7联轴器 45 汉 112 GB4323-84,取 d

18、 6 =45mm 2）各轴段长度的确定 高速轴： 轴段1和4为齿轮、带轮安装的轴段，该轴段的长度应略小 于相配轮毂的宽度（2-3mm 取14 -齿轮轮毂宽度-2mm=82mm; 取11=大带轮轮毂宽度-2mm=73mm; 轴段5长度按轴肩宽度公式计算 低速轴： d1 =55mm; d2=75mm d3=63mm d4=55mm d =50mm d =45mm 高速轴 11 =73mm; 1 2 =35mm 13=39mm; 1 4 =82mm; 15=7.7mm; 1 6 =29.3mm 低速轴 11=46.6mm; 1 2 =40mm.  15

19、 =1.4h=1.4*5.5mm=7.7mm; 轴段3装6209轴承、挡油环、套筒，初略估挡油环长度 + 套筒长度=18mm, 再考虑到套筒作轴向固定时，轴段长度应略比零件轮毂短 2mm, 所以轴段 3长度 13=B+18mm+2mm=39mm; 考虑高速轴两个轴承的对称性，可算出轴段 6长度， 16 =13- 15-2mm=39-7.7-2mm=29.3mm; 轴段2安装轴承盖，考虑到装拆轴承盖螺栓所需的距离， 取 12 =35mm. 低速轴： 轴段3和6为齿轮、联轴器安装的轴段，该轴段的长度应略 小于相配轮毂的宽度（2-3mm 取15=齿轮轮毂宽度-2mm=70-2m

20、m=68mm; 取］6=联轴器主动轮轮毂宽度-2mm=110mm; 轴段2长度按轴肩宽度公式计算 12 =1.4h=1.4*6mm=8.4mm; 轴段4装6411轴承、挡油环、套筒，初略估挡油环长度 + 套筒长度=22mm, 再考虑到套筒作轴向固定时，轴段长度应略比零件轮毂短 2mm, 所以轴段 3长度 13=B+22mm+2mm=33+22+2mm=57mm; 考虑低速轴两个轴承的对称性，可算出轴段 1长度， 11 = 14 -12 -2mm=57-8.4-2mm=46.6mm; 轴段5安装轴承盖，考虑到装拆轴承盖螺栓所需的距离， 取 12 =40mm. 3）轴上零件

21、的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6 ； 轴与轴承内圈配合轴径选用k6 ； 高速轴： 1 =57mm 13 1 4 =22mm 1 =68mm 15 1 =110mm 16  齿轮采用A型普通平键：16*70 GB/T 1096-2003 大带轮采用A型普通平键：10*63 GB/T 1096-2003 低速轴： 齿轮采用A型普通平键：18*56GB/T 1096-2003 联轴器采用A型普通平键：14*90GB/T 1096-2003 4）轴上倒角与圆角 为保证6209、6411轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面, 取轴肩圆角半径为1m

22、m; 其他轴肩圆角半径为2mm 轴的左右端倒角均为1*45. 六、轴的校核 1 .高速轴 已知：T 1=210.1^ m^ =20 ;小齿轮分度圆直径 d1 =90mm; 轴的材料45钢，调质； 尸广乩=4669” ； f 广 Ft*tan20” = 1699N d1 = 849.5N M aV=67.1N 5 1）求垂直面的支承反力及弯矩图  a-a截面产生的弯矩： MaH =Fi「79mm = 176.5N 3） 带轮对轴产生的反力 F *、268mm Fif —厂 -3798N 厂 2 x 79mm F 2F = F 仆 一 F = 3798N

23、 - 2239N = 1559N a-a截面产生的弯矩： M aF = F2f 汉 79mm=123.2N *m 4） 求合成弯矩 考虑最不利的情况，把M aF与JM aV2 +M a'直接相加 / 2 2 M a=M aF + * M av + M aH =312N *m 5） 求危险截面的当量弯矩 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数 a =0.6， M e = a2+（B2 = j3l22 +（0.6x210.1）2N ・m =336.5N *m 6） 计算危险截面处轴的直径 由轴的材料，可查得B = 650MPa，心 d=60MPa, M e 」33

24、6.5汇1000 … d 纠］―M 一爼 mm— 38.3mm V0-1k' 0.1 汉 60 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5% d=1.05 汇 38.3mm=40.2mmd1 所以高速轴满足强度效核。 2.低速轴 已知：T2=845N・m d2 = 379mm F =4460N ； Fr = Ft*ta n20” = 1623N d2 d=40.2mm F1v=812N M aV=73.08N・m F1H =2230N M aH =200.7N M ； = 55°N d=47.7mm 1） 求垂直

25、面的支承反力 F r 1623 Fiv=F2v = ；r= 2 N=812N b-b截面产生的弯矩： Mav =Fiv 9°mm = 73.°8N 2） 求水平面的支承反力 Ft 4460 FiH =F2H =亍=-7-"=2230" a-a截面产生的弯矩: MaH 二 Fih 90mm=20°.7N 3） 求合成弯矩 _ i' 2 2" M a =、M aV M aH =213.6N m 4） 求危险截面的当量弯矩 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数 ■- =0.6， / 2 M 广 Ma（T） \213.62 (0.6 845)2 N =550

26、N *m 5)计算危险截面处轴的直径 查得二 b =650MPa，[二 4bH60MPa, .「M e 」550沢1000 一 d X 31~M = 3 mm = 45.1mm p.1^ 斗b] ' 0.1 汉60 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5% d=1.05 45.1mm=47.7mm d2 所以低速轴满足强度效核。 七、滚动轴承的寿命校核 高速轴选深沟球轴承6209 n=240r/mi n, ； =3 Cr = 24.5kN P 二 F1H2 F1V2 二. 2344.52 849.52N = 2493.7N 查得 f =1, f =1.1 t P 可算出

27、基本额定寿命： 106 60 240 3 ）3h =65857.2h 24.5 10 2493.7 L=8 x 365nY = 8 x 365 x 2 x 5h = 29200h < |_h 满足寿命校核条件。 低速轴选深沟球轴承6411 n=57.3r/m in, ； =3 Cr = 77.5kN P = F1H2 fJ = 8122 22302N =2373.2N 查得 f =1, f 1.1 t P 』一（卩」-）h=2418463h>L 60 240 2373.2 可算出基本额定寿命： Lh 满足寿命校核条件 八、键联接强度校核： 材料：45钢

28、 强度极限;「B不小于600MPa 高速轴： 齿轮采用A型普通平键：16*70 GB/T 1096-2003 b=16mm, h=10mm, l=70mm, T=210.1N *m ▽ P-4T 210.1 x1°°°Mpa=75MPa<600MPa P dhl 16 汉 10 疋 70 大带轮米用A型普通平键：10*63 GB/T 1096-2003 b=10mm, h=8mm, l=63mm, T=2.239*35.5/2N ・m=39.8N・m 4T =4汉39.8 灯000 Mpa=31.6MPa<600MPa P dhl 10 汉 8 汉 63 低速轴： 齿轮

29、采用A型普通平键：18*56GB/T 1096-2003 b=18mm, h=11mm, l=56mm, T=210.1N *m =4T =4 汉 210.1>（1000 Mpa=75.8MPav600MPa P dhl 18X1 汉 56 联轴器采用A型普通平键：14*90GB/T 1096-2003 b=14mm, h=9mm, l=90mm, TL7联轴器 45 "12GB4323-84, T=500N・m 4T 4 汉 500 汇 1000 “ “civ 仆 b o =——= Mpa =176.4<600MPa P dhl 14 汉 9 汉 90 故均满足键联接强度校核

30、。 九、减速器铸造箱体的结构尺寸： 中心距 a=234.25mm 箱座体壁厚：6 =8 箱盖壁厚：6广8 箱体凸缘厚度：箱座b =1.56=12, 箱盖 b = 1.5合 1 =12， 箱底座 b2 = 2.56 =20 箱座、箱盖上的肋厚：m = 0.856=6.8 mii =°.8551 = 6.8 轴承旁凸台的高度和半径：h由结构确定 RP 轴承盖（即轴承座）的外径： d2=115 地脚螺钉：直径 df =0.036a+12 = 20 数目 n=4 联接螺栓：轴承旁联接螺栓直径 d1 = 0〃5d f =16  箱底、箱盖联接螺栓直径d2 = °.

31、54df=12 视孔盖螺钉直径d4=6.0 十、设计心得体会 经历了大约2周的机械课程设计，使我对减速器构造及其有 关的各个零件部位的结合有了一定程度的认识，同时也重新复 习、熟悉了相关CA的操作。大致清楚了从图纸到实物的过程， 当然，期间也遇到了种种挫折及问题。 首先，在设计方面缺乏经验，理论知识也不够牢固，致使初 期的设计较为迷茫，尽管在辅导老师推荐的一些参考书指引中牵 强的进行，还是走了相当多的弯路。 比如说，齿轮模数、齿数的 确定，总传动比如何合理的分配到带轮及减速器， 标准件如何选 取等方面都出现了问题，之后在老师指导下，才稍有眉目。 其次，设计期间由于借阅的书籍较多，有些标准甚至都不一 致，同一个冋题在不同辅导老师看来也存在不同的见解， 比如对 齿数的确定，有的建议要选齿数多的，这样传动才平稳，而有的 则建议选模数多的，才能使齿顶及齿底大点，此时齿数就少了 ， 这样又对我造成了困扰，虽然知道其中存在平衡点。 这次设计采用的分组模式，同一个小组题型相同，因此也借 鉴了同组同学较多的方法，另一方面，由于数据相异，有效的防 止了抄袭的现象，整个设计基本自己独立完成的，而算过一遍的 数据没有再检查过，所以可能存在较多的错误。不过，此次课程 设计学的不是结果，而是过程。我想，在以后更多的设计中， 此 次的设计经验必会起到相当大的作用。