单级蜗轮蜗杆减速器设计说明书(配图).docx

题目题目：和面机的传动设计（单级蜗轮蜗杆减速器设计）完成期限：完成期限：学习中心：学习中心：专业名称：专业名称：学生姓名：学生姓名：学生学号：学生学号：指导教师：指导教师：和面机的传动设计一、一、绪论绪论1、和面机发展前景中国和面机产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后从什么角度分析中国和面机产业的发展状况？以什么方式评价中国和面机产业的发展程度？中国和面机产业的发展定位和前景是什么？中国和面机产业发展与当前经济热点问题关联度如何诸如此类，都是和面机产业发展必须面对和解决的问题中国和面机产业发展已到了岔口；中国和面机产业生产企业急需选择发展方向。2、面机概述用以和面的机械。有真空式和面机和非真空式和面机。分为卧式、立式、单轴、双轴、半轴等。同义词：和粉机、搅拌机。和面机功能介绍：功能多样，用途广泛，可以用来：图 1.和面机搅-搅黄油、搅奶酪、搅鲜奶、打鸡蛋等；揉-揉面团拌-打果汁、拌果酱、拌面、拌冰沙、拌凉菜等；在酒店，面包房，蛋糕店，咖啡厅，酒吧，茶厅，家庭等场合都有着广泛的用途3、面机设计目的及内容要求一本课程设计的内容选择具有代表性中小型作为设计课题使学生能在较短时间内（二周）完成和面机整体设计全部过程和基本训练（1）设计内容A.数设计根据课题要求确定和面机种类用途及生产能能力来确定和面机主要部件（例如桨叶、容器、电机、冲动部分）结构形式和尺寸参数运动参数（例如桨叶转数）及动力转数（电动机功率）。B.方案设计根据和面机主要部件的形式性质、及运动参数，拟定整机的机械传动链和传动系统图。计算并确定各级传动的传动比。皮带传动、齿轮传动。蜗杆传动等传动机构参数及尺寸。拟定整机的结构方案图C.结构设计根据结构的方案图，在正规图纸上拟定传动够件与执行构件的位置，然后依次进行执行构件及传动系统设计机体，操纵机构设计，密封及润滑的结构设计。（2）基本要求；和面机生产能力，以每次调面粉的重量为准 5kg/次、10kg/次、15kg/次机型；卧式和面机搅拌浆形式；桨叶式、花环式、叶片式、滚笼式。工艺要求；调和面团分别为；水面团、韧性面团、酥性面团。（3）图样设计要求图量；完成一号图纸一张进行和面机传动部分改进图完成三号图纸一张，进行零件图设计方案设计合理，必须标明每个零件尺寸相互配合的性质及运动关系，必须标明所有配合尺寸，定位及总体尺寸二、力学计算二、力学计算1、电动机的选择计算（1）选择电动机1.1 电动机功率的确定1)工作机各传动部件的传动效率及总效率：查机械设计课程设计指导书表 9.2 可知蜗杆传动的传动比为：4010i蜗杆；又根据机械设计基础表 4-2 可知蜗杆头数为2Z1，由表 4-4 可知蜗杆传动的总效率为：82.075.0蜗杆查机械设计课程设计指导书表 9.1 可知各传动部件的效率分别为：995.099.0联轴器；)(97.0一对轴承；97.094.0卷筒工作机的总效率为：74.065.022卷筒轴承蜗轮蜗杆联轴器总2)电动机的功率：kwFvPw45.310005.123001000所以电动机所需工作效率为：kwPPwd3.565.045.3minmax总1.2 确定电动机转速1)传动装置的传动比的确定：查机械设计课程设计指导书书中表 9.2 得各级齿轮传动比如下：4010蜗杆i理论总传动比：4010蜗杆总ii2)电动机的转速：卷筒轴的工作转速：min/3.575005.1100060100060rDvn滚筒所以电动机转速的可选范围为：min/22925733.57)4010(.rinnd总滚筒根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min 和 1500 r/min 三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000 r/min的电动机。其主要功能表如下：表 1.电动机功能表电动机型号额定功率kW满载转速/r/min起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M2-65.59602.02.0三、传动装置运动及动力参数计算三、传动装置运动及动力参数计算1、各轴的转速计算（1）实际总传动比及各级传动比的他配：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比i:75.163.57960nniwm所以取17i总（2）各轴的转速：第一轴转速：r/min960nnm1第二轴转速：r/min5.5617960nnn12总（3）各轴的输入功率第一轴功率：kW25.599.03.5PPd01d1联轴器第二轴功率：kW2.48.025.5PPP112d2蜗杆第三轴功率：kW03.499.097.02.4PPP223d3联轴器轴承（4）各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩：mmN1027.59603.51055.9nP1055.9T46md6d第一轴转矩：mmN1022.596025.51055.91055.9nP1055.9T4661161第二轴转矩：mmN101.75.562.41055.9nP1055.9T562262第三轴转矩：mmN1081.65.5603.41055.9nP1055.9T56w363将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：表 2.各轴的运动及动力参数轴名功率P/kW转矩/TN mm转速n/(r/min)传动比i效率电机轴5.345.27 10960/minr11第一轴5.2545.22 10960/minr10.99第二轴4.257.1 1056.5/minr170.80卷筒轴4.0356.81 1056.5/minr10.952、蜗轮蜗杆的设计及其参数计算（1）传动参数蜗杆输入功率 P=5.3 kW，蜗杆转速min/r960n1，蜗轮转速min/r5.56n2，理论传动比 i=16.75，实际传动比 i=17，蜗杆头数2Z1，蜗轮齿数为34217 ZiZ12，蜗轮转速min/r5.5617960inn12（2）蜗轮蜗杆材料及强度计算减速器的为闭式传动，蜗杆选用材料 45 钢经表面淬火，齿面硬度 45 HRC,蜗轮缘选用材料 ZCuSn10Pb1,砂型铸造。蜗轮材料的许用接触应力，由机械设计基础表 4-5 可知,H=180MPa.估取啮合效率：10.8蜗轮轴转矩：6651 1225.25 0.89.55 109.55 107.1 10mmn56.5PTN载荷系数：载荷平稳，蜗轮转速不高，取 K=1.1.计算21m d值 22122480m dHKTZ=2534801.1 7.1 10mm34 180=34804mm模数及蜗杆分度圆直径由机械设计基础表 4-1 取标准值，分别为：模数m=8 mm蜗杆分度圆直径1d80mm（3）计算相对滑动速度与传动效率蜗杆导程角11mz8 2=arctanarctan11.31d80蜗杆分度圆的圆周速度111d n80 960m/s4.02m/s60 100060 1000相对活动速度1s4.024.098m/scoscos11.31当量摩擦角取v2 302.5验算啮合效率1vtantan11.31081tantan 11.312.5（与初取值相近）。传动总效率10.960.96 0.810.78总（在表 4-4 所列范围内）。（4）确定主要几何尺寸蜗轮分度圆直径：12dmz8 34272mm 中心距12dd80272176mm22a（5）热平衡计算环境温度取0t20 C工作温度取t70 C传热系数取2tk13/mWC需要的散热面积122t0100011000 5.3 1 0.78m17.94mktt137020PA（4）计算蜗杆传动主要尺寸表 3.蜗杆传动的主要尺寸3、轴的设计计算及校核（1）输出轴的设计1）选择轴的材料及热处理考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的 45 钢，调质处理。2）初算轴的最小直径已知轴的输入功率为 5.25kW，转速为 960 r/min.蜗 杆 分 度 圆 直 径蜗 杆 齿 顶 圆 直 径蜗 杆 齿 根 圆 直 径蜗杆导程角蜗杆齿宽蜗 轮 分 度 圆 直 径蜗 轮喉 圆直 径蜗 轮 齿 根 圆 直 径蜗 轮外 圆直 径蜗 轮 咽 喉 母 圆 半 径蜗轮螺旋角蜗轮齿宽中心距180dmm11122802 896aaddhdmmm 111122.4802.4 860.8ffddhdmmm 118 2tan0.280mzmmd所以11.311211.50.0811.50.08 348113.76bzmmm 228 34272dmzmm 222228 342288aaddhm zmm22222.48 342.4252.8ffddhm zmm221.5272 1.5 8284eaddmmm 222881763222agdramm11.31，与蜗杆螺旋线方向相同210.70.7 9667.2abdmm1212808 34176222dddmzamm 根据机械设计基础表 7-4 可知，C 值在 106118 间。所以输出轴的最小直径：3315.2511820.8960PDCmmn但是，由于轴上有 1 个键槽，计入键槽的影响：1min20.8 1 3%21.4Dmm已知输出轴的输入功率为 4.2kW，转速为 56.5r/min，则输出轴的最小直径：3324.211849.656.5PDCmmn由于轴上由 2 个键槽，故2min49.6 1 7%53.1Dmm已知卷筒轴的输入功率为 4.03kW,转速为 56.5r/min，则卷筒轴的最小直径为334.0311848.956.5PDCmmn3）联轴器的选择载荷计算：已知蜗杆轴名义转矩为45.22 10 N mm由于蜗杆减速器的载荷较平稳，按转矩变化小考虑，取工作情况系数 k=1.3。蜗杆轴计算转矩：44111.3 5.22 106.8 10cTkTN mm已知蜗轮轴名义转矩为57.1 10 N mm;卷筒轴计算转矩为56.82 10 N mm所以蜗轮轴计算转矩：55221.3 7.1 109.23 10cTkTN mm卷筒轴计算转矩：55331.3 6.82 108.87 10cTkTN mm选择联轴器的型号：查机械设计课程设计指导书表 14.2 可知，电动机轴的直径38Dmm，轴长80Emm；蜗杆轴直径21.4dmm。查机械设计课程设计指导书表 13.1 可知，蜗杆轴的输入端选用 LH3 型弹性柱销联轴器。联轴器标记LH3 联轴器138 8230 60JGB/T 5014公称转矩630nTN m许用转速 5000/minnr查机械设计课程设计指导书表 13.1 可知，蜗轮轴的输出端选用 LH4 型弹性柱销联轴器。联轴器标记LH4 联轴器155 11250 84JGB/T 5014公称转矩1250nTN m许用转速 4000/minnr4）轴承的选择及校核 初选输入轴的轴承型号：据已知工作条件和输入轴的轴颈，由机械设计基础附表 8-5 初选轴承型号为圆锥滚子轴承 30208（一对），其尺寸：D=80mm,d=40mm,B=18mm。据已知工作条件和输出轴的轴颈，由机械设计基础附表 8-5 初选轴承型号为圆锥滚子轴承 30214（一对），其尺寸：D=125mm,d=70mm,B=24mm。基本额定动载荷C=63000N计算系数e=0.37轴向载荷系数Y=1.6 计算蜗杆轴的受力：蜗杆轴的切向力tF，轴向力xF和径向力rF蜗杆轴：4112122 5.22 10130580txTFNFd 蜗轮轴：5221222 7.1 105221272txTFNFd 221tan5221 tan201900rtrFFNF 计算轴承内部轴向力轴承的内部轴向力：112190059422 1.6rssFFNFY 计算轴承的轴向载荷轴承 2 的轴向载荷由已知得，1sF与1xF方向相同，其和为112594 19002494sxsFFNNF（轴承 2 为“压紧”端），所以2112494AsxFFFN轴承 1 的轴向载荷11594AsFFN（轴承 1 为“放松”端）计算当量动载荷轴承 1 的载荷系数根据115940.3131900ArFeF，由表 8-8 可知111,0XY轴承 2 的载荷系数根据2224941.3131900ArFeF由表 8-8 可知220.4,1.6XY轴承 1 的当量动载荷1111111900PrArFX FY FFN轴承 2 的当量动载荷222220.4 1305 1.6 24944512.4PrAFX FY FN所以轴承的当量动载荷取1PF、2PF中较大者，所以p4512.4FN计算轴承实际寿命温度系数由机械设计基础表 8-6 可知1.0tf 载荷系数由机械设计基础表 8-7 可知1.5pf 寿命指数滚子轴承103轴承实际寿命hL61060thpPf CLnf F1063101 6300060 960 1.5 4512.4h29448h轴承预期寿命02 360 1611520hLhh由于0hhLL，故所选择的圆锥滚子轴承（型号 30208）满足要求。（2）轴的结构设计1）蜗杆轴的径向尺寸的确定从图纸上联轴段130dmm开始逐渐选取轴段直径，2d起固定作用，定位轴肩高度10.07 0.11 2admm，故2112302 0.07136.2ddadmm。该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取238dmm；3d与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取340dmm，选定轴承型号为 30208，4d与蜗轮相配合，取蜗杆的齿根圆直径4160.8fddmm，按标准直径系列，取463dmm；6d与轴承的内径配合，与3d相同，故取6340ddmm；5d起定位作用，定位轴肩高度60.07 0.11 2admm故5662402 0.07146.2ddadmm，取548dmm。2）蜗杆轴的轴向尺寸的确定联轴段取160Lmm；轴肩段取214Lmm；与轴承配合的轴段长度，查轴承 宽 度 为 18mm；左 轴 承 到 蜗 杆 齿 宽350Lmm；蜗 杆 齿 宽41Lb211.50.08Zm即411.50.08 348113.76Lmm，取4120Lmm；蜗杆齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取5350LLmm；与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为 18mm；轴的总长为 320mm。3）蜗轮轴的轴上零件的定位、固定和装配单级减速器中，可将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴固定，轴向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别一轴肩和套筒定位，轴向则采用过渡配合或过盈配合固定。联轴器以轴肩轴向定位，右面用轴端挡圈轴向固定，键联接作轴向固定。轴做成阶梯形，左轴承从左面装入，蜗轮、套筒、右轴承和联轴器依次从右面装到轴上。4）蜗轮轴的径向尺寸的确定从左轴承段与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装取170dmm，选定轴承型号为 30214 开始逐渐选取轴段直径，2d起固定作用，定位轴肩高度10.07 0.11 2admm，该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取275dmm；3d与蜗轮孔径相配合，取蜗轮的内径370dmm，按标准直径系列，取370dmm；5d与轴承的内径配合，与3d相同，故取5365ddmm；联轴段655dmm；4d起定位作用，定位轴肩高度故取560dmm；5）蜗轮轴的轴向尺寸的确定左面与轴承配合的轴段长度1L，查轴承宽度为124Lmm；左轴承到蜗轮齿宽间的套筒取233Lmm；蜗轮齿宽367.2Lmm，故取370Lmm；蜗轮齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取433Lmm；与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为 24mm；右轴肩段514Lmm，联轴段684Lmm，故轴的总长为 280mm。6）蜗轮的强度校核已知蜗轮的切向力215221txFFN 蜗轮的径向力211900rrFFN 蜗轮轴向力21305xFN求水平面支反力：252212610.522tAHBHFFFN水平面弯矩：32610.5 80208840CHAHMFLN mm垂直面支反力，由0AM,即22202rxBVdF LFFL，得2222721900 80 1350222059160rxBVdF LFFNL在铅垂方向上，由0F，即20BVrAVFFF,得22059 1900159AVBVrFFFN垂直面弯矩2159 8012720CVAVMFLN mm12059 80164720CVBVMFLN mm根据合成弯矩22HVMMM得C 截面左侧弯矩22CCHCVMMM2220884012720209227N mmC 截面右侧弯矩22CCHCVMMM22208840164720265895N mm转矩 T2272522171005622tdTFN mm当量弯矩eM由当量弯矩图和轴的结构图可知，C 和 D 处都有可能是危险截面，应分别计算其当量弯矩，此处可将轴的钮切应力视为脉动循环，取0.6a，则C 截面左侧当量弯矩22CeCMMaT222092270.6 710056150333N mmC 截面右侧当量弯矩265895CeCMMN mm所以 C 截面处当量弯矩在以上两数值中取较大者，即265895CeMN mmD 截面弯矩32610.5 45117473DHAHMFLN mm3159 457155DVAVMFLN mmD 截面合成弯矩22DDHDVMMM221174737155117691N mmD 截面当量弯矩22DedMMaT22117691710056719653N mm求危险截面处轴的计算直径许用应力，轴的材料用45钢，由 机械设计基础 表7-1可知，160WMPaC 截面直径计算33126589535.40.10.1 60CeCWMdmmD 截面直径计算33171965349.30.10.1 60DeDWMdmm经与结构设计图比较，C 截面和 D 截面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径，故轴的强度足够。4、键连接设计计算（1）蜗杆联接键的相关参数如下表：表 4.蜗杆联接键的选择和参数键的 选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 11.27 查得 d=30mm 时。应选用键8 40A GB/T1096转 矩45.22 10 N mm键长mmL401接触长度11408lLb132lmm许用挤压应力P校 核查机械设计基础表 2-12 键连接钢的许用挤压应力为120PMPa444 5.22 1030 7 32PTdhl 31.07MPaMPaP07.31P故满足要求（2）蜗轮键的选择与校核的参数如下表：表 5.蜗轮键的选择及参数键 的选 择 和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 11.27 查得 d=55 时。应选用键16 112AGB/T1096转 矩56.81 10 N mm键长mmL1121接触长度11112 16lLb196lmm许 用挤 压 应力P校 核查机械设计基础表 2-12 键连接钢的许用挤压应力为120PMPa544 7.1 10112 10 96PTdhl26.4MPaMPaP4.26P故满足要求（3）蜗轮轴键的选择与校核参数如下表：表 6.蜗轮轴键的选择及参数键 的选 择 和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 11.27 查得 d=55 时。应选用键16 112AGB/T1096转 矩57.1 10 N mm键长mmL841接触长度1184 16lLb168lmm许 用挤 压 应力P校 核查机械设计基础表 2-12 键连接钢的许用挤压应力为120PMPa544 7.1 10112 10 68PTdhl37.29MPaMPaP29.37P故满足要求三、箱体的设计计算三、箱体的设计计算1、箱体的构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器（由于 V=5m/s）铸造箱体，材料 HT150。2、箱体主要结构尺寸和关系如下表所示：表 7.箱体主要结构尺寸名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚=11mm箱盖壁厚11=10mm箱座凸缘厚度 b1，箱盖凸缘厚度 b，b=1.5=16mmb1=1.51=15mmb2=2.5=28mm箱座底凸缘厚度 b2地脚螺钉直径及数目df=19mmn=6轴承旁联接螺栓直径d1=14mm箱盖，箱座联接螺栓直径d2=10mm螺栓间距150mm轴承端盖螺钉直径d3=9mm螺钉数目 4检查孔盖螺钉直径d4=6mmDf，d1，d2 至外壁距离df，d2 至凸缘边缘距离C1=26,20,16C2=24,14轴承端盖外径D1=80mmD2=125mm轴承旁联接螺栓距离S=140mm轴承旁凸台半径R1=16mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚m1=9mmm2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离12mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离10mm四、螺栓等相关标准的选择四、螺栓等相关标准的选择本部分含螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下：1、螺栓，螺母，螺钉的选择如下表所示：表 8.螺栓、螺母、螺钉的尺寸考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓 GB5782-86M10*35数量为 3 个M12*100数量为 6 个螺母 GB6170-86M10数量为 2 个M10数量为 6 个螺钉 GB5782-86,M6*20数量为 2 个M8*25数量为 24 个M10*35M12*100M10M12M6*20M8*25M6*16数量为 12 个*（参考装配图）M6*162、销，垫圈垫片的选择表 9.销、垫片的选择选用销 GB117-86，B8*30，数量为 2 个选用垫圈 GB93-87数量为 8 个选用止动垫片1 个选用石棉橡胶垫片2 个选用 08F 调整垫片4 个*（参考装配图）GB117-86B8*30GB93-87止动垫片石棉橡胶垫片08F 调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图五、减速器结构与润滑的概要说明五、减速器结构与润滑的概要说明在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。1、减速器的结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由 I 箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。（具体结构详见装配图）2、减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图六、减速器的润滑与密封六、减速器的润滑与密封蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为 118cSt（100C）查表 10.6 机械设计课程设计指导书润滑油 118Cst轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为 ZL-2 查表 10.7设计课程设计指导书润滑脂 ZL-2七、减速器附件简要说明七、减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。附图一减速器装配图附图二蜗轮零件图附图三蜗杆轴零件图