1、機械設計基礎課程設計說 明 書 設計題目： 單級蝸輪蝸桿減速器所在學院： 能源與動力工程學院 專業班級： 核工1001 學生姓名： 陳劍波 目錄1、機械設計課程任務書 22、運動學和動力學的計算 53、傳動件的設計計算 74、蝸桿副上作用力的計算 105、減速器箱體的主要結構尺寸 116、蝸桿軸的設計計算 127 、鍵連接的設計178、軸、滾動軸承及鍵連接校核計算 179、低速軸的設計與計算 1910 、鍵連接的設計 2511、潤滑油的選擇2512、減速器附件的選擇26設計任務書一、 傳動方案二、 工況及有關參數帶的圓周力F(N)傳送帶速度V(m/s)滾筒直徑D（mm）55000.125400

2、工作條件：帶式輸送機在常溫下連續工作，單向運轉；空載啟動，工作載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度V的允許誤差為±5；二班制（每班工作8h），要求減速器設計壽命為10年，大修為23年，少批量生產；三相交流電源的電壓為380/220V。已知：運輸機帶的圓周力：5500N帶速：0.125m/s滾筒直徑：400mm選定傳動方案為：蝸桿減速器三、 設計要求裝配圖設計：1張A1（包括主視圖、俯視圖和左視圖， 零件明細表，技術特性表，技術要求） 零件圖設計：2張 軸 齒輪編寫設計計算說明書指導老師：毛寬民2012年12月3日2、運動學和動力學的計算電動機的選擇初選電動機類型和結構型式根據動力源和工作條

3、件，并參照選用一般用途的Y系列三相交流同步電動機，電源的電壓為380V。電動機的容量確定減速器所需的功率 根據已知條件，工作機所需要的有效功率為 =kW確定傳動裝置效率查表得：聯軸器效率=0.99雙頭蝸桿傳動效率=0.70一對滾動軸承效率=0.99輸送機滾筒效率=0.96開式滾子鏈傳動=0.92 估算傳動系統總效率為=.6551工作時，電動機所需的功率為=kW由表查表可知，滿足PP條件的Y系列三相交流同步6級電動機Y100L-6額定功率P應取為1.5kW,960r/min。電動機的轉速根據已知條件，可得輸送機滾筒的工作轉速為r/min 傳動裝置的傳動比及動力參數計算傳動裝置運動參數的計算 由式

4、（3-5）可知，傳動系統的總傳動比取鏈傳動的傳動比為3。由傳動系統方案（見圖）知：傳動系統的運動和動力參數計算傳動系統各軸的轉速、功率和轉矩計算如下：1軸（電動機軸）：=960r/min1.0495×0.99=1.039kW10.336N·m2軸（蝸桿軸）：1.039×0.99×0.78=0.8023kW427.804N·m3軸（蝸輪軸）：17.91r/min0.8023×0.99×0.99=0.7864kW419.326N·m軸 號電動機單級蝸桿減速器工作機0軸1軸2軸3軸轉速n（r/min）96096017.9

5、117.91功率P（kW）1.09451.0390.80230.7864轉矩T（N·m）10.88810.336427.804419.326傳動比153.613、傳動件的設計計算3.1蝸桿副的設計計算選擇材料蝸桿：45鋼，表面淬火45-55HRC；蝸輪：10-3鋁青銅ZCuAl10Fe3，金屬模鑄造，假設相對滑動速度vs<6m/s確定許用應力許用接觸應力 H=120MPa許用彎曲應力 F=90MPa參數的選擇蝸桿頭數 Z1=1蝸輪齒數 Z2=iZ1=53.4 則Z2取54使用系數 KA=1.1綜合彈性系數 ZE=160接觸系數Z 取d1/a=0.4 由圖12-11得，ZP=2.

6、8取整：a=223.29mm若取m=8,d1=80mm 則d2=mZ2=54×8=432mm則中心距a為取250mm驗算蝸輪圓周速度v2、相對滑動速度vs、及傳動總效率1）蝸輪圓周速度v22）導程角 由3）相對滑動速度vs 與初選值相符，選用材料合適4）傳動總效率 當量摩擦角 原估計效率0.712與總效率相差較大，需要重新驗算復核 所以原設計合理驗算蝸輪抗彎強度蝸輪齒根抗彎強度驗算公式為其中當量齒數 所以強度足夠3.2計算蝸桿傳動等其他幾何尺寸蝸桿相關幾何尺寸計算及其說明計算結果分度圓直徑 齒頂高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿螺旋部分長度(因為當m<10時，b1加長15

7、25mm，故取b1=170mm;蝸桿軸向齒距 d1=80mmha1=8mmh1=17.6mmda1=96mmdf1=60.8mmb1=170mmPa1=25.12mm蝸輪相關幾何尺寸計算及其說明計算結果分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑外圓直徑 蝸輪齒寬 輪緣寬度 d2=432mmda2=448mmdf2=412.8mm取de2=380mmb2=56mm取B=70mm熱平衡計算取油溫t=70，空氣溫度t=20,通風良好，t取15W/(m2·),傳動效率為0.712；由公式 得：4、蝸桿副上作用力的計算已知條件1)高速軸傳遞的轉矩 T1=10336N·mm轉速 n1=960r

8、/min分度圓直徑 d1=80mm2)低速軸傳遞的轉矩 T2=427804N·mm轉速 n2=17.91r/min分度圓直徑 d2=432mm蝸桿上的作用力 1）圓周力 其方向與力作用點圓周速度方向相反2）軸向力 其方向與蝸輪的轉動方向相反3）徑向力 其中n=20°其方向力由力的作用點指向輪1的轉動中心蝸輪上的作用力 蝸輪上的軸向力、圓周力、徑向力分別與蝸桿上相應的圓周力、軸向力、徑向力大小相等，方向相反，即蝸輪上的作用力為：Fa2=Ft1；Ft2=Fa1；Fr2=Fr15、減速器箱體的主要結構尺寸 單位： mm名稱符號尺寸關系尺寸大小箱座壁厚0.04+3812箱蓋壁厚11

9、=0.085810箱蓋凸緣厚度b11.5115箱座凸緣厚度b1.518箱座底凸緣厚度b22.530地角螺釘直徑df0.036+12M20地角螺釘數目n44軸承旁連接螺栓直徑d10.75 dfM16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.50.6) dfM10連接螺栓Md2的間距l150200170軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5) dfM8視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.64) dfM6定位銷直徑d(0.70.8) d2M8Mdf、Md1、Md至外箱壁距離C1見表4-326,22,16Mdf、Md1、Md至凸緣邊緣距離C2見表4-324,20,14軸承旁凸臺半徑R1C214凸臺高度h根據低速軸軸承座外徑確

10、定外箱壁至軸承座端面距離l1C1+c2+(510)5560箱蓋、箱座肋骨m1、m2m10.851、m20.858.5、10.2軸承端蓋外徑D2D+(55.5),D-軸承外徑(125)130軸承旁螺栓距離ssD2130 減速器零件的位置尺寸單位：mm代號名稱薦用值/mm代號名稱薦用值/mm1齒頂圓至箱體內壁距離7箱底至箱底內壁的距離2齒輪端面至箱體內壁距離H減速器中心高3軸承端面至箱體內壁距離軸承用脂潤滑時軸承用油潤滑時L1箱體內壁至軸承座孔外端面的距離4旋轉零件間的軸向距離L2箱體內壁軸向間距5齒輪頂圓至周彪面的距離L3軸承座孔外端面間距6大齒輪頂圓至箱體底面內壁間距e軸承端蓋凸緣厚度126、

11、蝸桿軸的設計計算已知條件1)參數 傳遞的功率 P1=1.039KW，轉速n1=960r/min，轉矩T1=10.336Nm，分度圓直徑80mm，df1=60.8,寬度b1=170mm2)材料的選擇因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，所以選用常用的45號鋼，考慮到蝸輪、蝸桿有相對滑動，因此蝸桿表面采用淬火處理。初算軸徑 初步確定蝸桿軸外伸段直徑。因蝸桿軸外伸段上安裝聯軸器，故軸徑可由下式求得：查詢參考文獻機械設計基礎（第五版）楊可楨 程光蘊 李仲生主編 高等教育出版社第245頁表14-2可得 45鋼的C值為118107，故取1186.2結構設計軸承部件結構設計蝸桿的速度為 根據參考文

12、獻機械設計基礎課程設計楊曉蘭 主編 唐一科 賈北平主審 華中科技大學出版社 第30頁得 當蝸桿圓周速度v45m/s時，采用蝸桿下置式 當蝸桿圓周速度v45m/s時，采用蝸桿上置式 蝸桿下置時，潤滑和冷卻的條件比較好； 結構采用蝸輪在上、蝸桿在下的結構。為了方便蝸輪軸安裝及調整，采用沿蝸輪軸線的水平面剖分箱體結構，對于蝸桿軸，可按軸上零件的安裝順序進行設計。軸段的設計 1）因為該段軸上安裝聯軸器，故此段設計與聯軸器同步設計。為了補償誤差，故采用彈性聯軸器，根據參考文獻機械設計基礎（第五版）楊可楨 程光蘊 李仲生主編 高等教育出版社第291頁表17-1可得工作情況系數KA為2.32）聯軸器類型的確

13、定及軸段的設計電動機的軸伸尺寸D×E=18×30所以聯軸器取型號為LT3彈性套住銷聯軸器，其公稱轉矩為315N·m,許用轉速為6300r/min（鋼），轂孔直徑取18mm，軸孔長度去30mm，J型軸孔，聯軸器從動端代號為LT3 18×30 GB/T4323-2002。則相應的軸段直徑為d1=18mm，軸段長度略小于輪轂直徑，故取L1=28mm3）軸段的直徑 軸肩高度為故，軸段的直徑為 該處選用密封氈圈油封，使用的氈圈類型為 65 F2/T902010-91,則d2=21mm4)軸段及軸段的設計 因為軸段及軸段上安裝軸承，考慮其受力情況，所以選用圓錐滾子軸

14、承，軸段上安裝軸承，現取軸承為2205，根據參考文獻機械設計基礎課程設計楊曉蘭 主編 唐一科 賈北平主審 華中科技大學出版社 第113頁得其詳細參數為 軸承內徑d=25mm，外徑D=52mm,寬B=18mm，T=26.25，內圈定位軸肩直徑da=28mm，外圈定位軸肩直徑Da=45mm，a25.8mm 蝸桿采用油潤滑，軸承靠近箱體內壁的端面距箱體內壁距離取3=4mm，蝸桿浸油深度為蝸桿齒頂圓到軸承座孔底邊的距離為 故取d3=25mm,即d3=d7=25mm，l3=l7=B=18mm5）軸段的長度設計 因為軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件的尺寸有關。取軸承座與蝸輪外

15、圓之間的距離=12mm（可以確定出軸承座內伸部分端面的位置和向力內壁的位置） 由減速器箱體的主要結構尺寸可查軸承旁連接螺栓直徑、箱體凸緣連接螺栓直徑和地腳螺栓直徑。軸承端蓋連接螺栓直徑M8，取螺栓GB/T5782 M8×35,故軸承端蓋厚e=1.2×d端螺=1.2×8mm=9.6mm，取e=10mm。調整墊片厚度t=2mm，聯軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離K1=16mm。軸承座外伸凸臺高t=5mm，軸承座長度為L55mm。則：L2=K1+e+t+L -3- L3=63mm6)軸段和軸段的設計該軸段直徑可以取軸承定位軸肩的直徑： d4=d6=28mm 軸段和的長度可

16、由蝸輪外圓直徑、蝸輪齒頂外緣與 內壁距離1=15mm和蝸桿寬b1=130mm,及壁厚、凸臺高、 軸承座長等確定：L4=L6=+1+t-L+3-=126mm7)軸段的設計軸段即為蝸桿段長 L5=b1=170mm分度圓直徑為80mm，齒根圓直徑df1=60.8mm8)軸上力作用點間距軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距a=25.8m，則可得軸的支點及受力點間的距離為 9)蝸桿的基本尺寸單位：mm182821632518791268017012610625187 、鍵連接的設計聯軸器與軸段間采用A型普通平鍵連接，鍵的類型為GB/T 1096 鍵 10×8×328、軸、滾動軸承及鍵

17、連接校核計算8.1軸的強度校核8.1.1求出水平面的支承反力8.1.2求出垂直面的支承反力 8.1.3軸承A的總支承反力 軸承B的總支承反力8.1.4繪彎矩圖1）繪垂直面的彎矩圖 2）繪水平面的彎矩圖 3)蝸桿受力點截面右側為4）合成彎矩蝸桿受力點截面左側為蝸桿受力點截面右側為5）畫轉矩圖 T1=10336N·mm8.2校核軸的強度由彎矩圖可知，蝸桿受力點截面左側為危險截面，其抗彎截面系數為 抗扭截面系數為最大彎曲應力為扭剪應力為如認為軸的扭切應力時脈動循環變應力，取折合系數=0.6，當量應力為e0b所以強度足夠8.3蝸桿軸的撓度校核 蝸桿的當量軸徑為 轉動慣量為對于淬火鋼需用最大撓

18、度r=0.004m=0.004×8=0.032mm取彈性模量E=2.1×105Mpa，則蝸桿中點撓度為所以撓度滿足8.4校核鍵連接強度 聯軸器處鍵連接的擠壓應力為 所以強度符合9、低速軸的設計與計算已知條件1)參數 傳遞的功率 P2=0.8023KW，轉速n2=17.91r/min，轉矩T2=427.804Nm，分度圓直徑432mm，寬度b2=56mm2)材料的選擇和處理因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，所以選用常用的45號鋼，考慮到蝸輪、蝸桿有相對滑動，因此采用調質處理。初算軸徑 初步確定蝸桿軸外伸段直徑。因蝸桿軸外伸段上安裝聯軸器，故軸徑可由下式求得： 4

19、5鋼的C值為118107，故取118因為軸上有鍵，應增大軸徑3%5%，則d>14.5527+14.527×（0.030.05）mm,故取dmin=22mm9.2結構設計軸段的設計 1）因為該段軸上安裝聯軸器，故此段設計與聯軸器同步設計。為了補償誤差，故采用彈性聯軸器，工作情況系數KA為2.3 所以聯軸器取型號為GB/T 5014-2003中的LT9型聯軸器符合要求，其公稱轉矩為1000N·m,許用轉速為2850r/min（鋼），轂孔直徑取55mm，軸孔長度取84mm，J型軸孔，A型鍵。則相應的軸段直徑為d1=55mm，軸段長度略小于輪轂直徑，故取L1=82mm2）軸段

20、的直徑 軸肩高度為故，軸段的直徑為 該處選用密封氈圈油封，使用的氈圈類型為 55 JB/ZQ4606-1997,則d2=64mm3)軸段及軸段的設計 因為軸段及軸段上安裝軸承，考慮其受力情況，所以選用圓錐滾子軸承，軸段上安裝軸承，現取軸承為3014， 軸承內徑d=70mm，外徑D=125mm,寬B=24mm，T=26.25，內圈定位軸肩直徑da=80mm，外圈定位軸肩直徑Da=96101mm，a21m，故取d3=70mm。軸承采用脂潤滑，需要設計擋油環，軸承靠近箱體內壁的端面距箱體內壁距離取3=10mm。故d3=d6=70mm，4)軸段的設計軸段上安裝蝸輪，為方便蝸輪的安裝，d4應該略大于d3

21、，可定d4=75mm,蝸輪輪轂的寬度范圍為（1.21.8）d4=78117mm,取其輪轂寬度H=90mm，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段長度應該比輪轂略短，故取L4=88mm5)軸段的長度設計取蝸輪輪轂到內壁距離2=15mm，則L3=B+3+2+H-L4=（22+10+15+80-78）=51mm6）軸段的長度設計 因為軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件的尺寸有關。軸承端蓋連接螺栓直徑為M8，取螺栓GB/T5782 M8×35,故軸承端蓋厚e=1.2×d端螺=1.2×8mm=9.6mm，取e=1

22、0mm。調整墊片厚度t=2mm，聯軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離K1=15mm。軸承座外伸凸臺高t=5mm，軸承座厚度為L=+c1+c2+(58)=6770mm。則：取L=68mmL2=K1+e+t+L-3-B=61 mm7)軸段的設計 該軸段為蝸輪提供定位，定位軸肩的高度為h=(0.070.1)d4=5.257.5mm取h=6mm,則d5=87mm,取軸段的長度L5=10mm9)軸段的長度設計保證擋油環、軸承相對蝸輪中心線對稱，則L6=L3-L5-2mm=39mm10)軸上力作用點間距軸的支點及受力點間的距離為 11）低速軸的設計尺寸 單位：mm55827061705175888710703

23、9滾動軸承的校核蝸桿軸滾動軸承校核 蝸桿上的軸承代號為：2205蝸桿受力蝸桿的轉矩。則作用于齒輪上的圓周力：軸向力： 徑向力：當量動載荷由已知條件知道工作時間為10年，每年按300天計算，且每天二班制工作，則大概總的工作時間為：當量動載荷P=，查表13-5得：X=0.4，Y=1.7；查表13-6得：；故P=2533.176N由參考文獻1式13-6a知基本額定動載荷查表13-4得；對于滾子軸承=故=34827.3N校核軸承的壽命查文獻2表13-1得C=43.2KN =10/3 n=960r/min 故，此軸承的壽命滿足要求 蝸輪軸上軸承的校核 蝸輪上的軸承代號為：3014蝸輪受力蝸輪上的轉矩。則作用于齒輪上的圓周力：軸向力：