一级蜗轮蜗杆减速器机械设计优秀课程设计.doc

一、课程设计任务书题目：设计某带式传输机中蜗杆减速器工作条件：工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为，二班制。已知条件：滚筒圆周力F=4400N；带速V=0.75m/s；滚筒直径D=450mm。二、传动方案确实定和分析因为本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。它和蜗杆上置式减速器相比含有搅油损失小，润滑条件好等优点，适适用于传动V4-5 m/s,这正符合本课题要求。三、电动机选择1、电动机类型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380，型号选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择1）传动装置总效率： 2）电机所需功率：3、确定电动机转速计算滚筒工作转速：按机械设计教材推荐传动比合理范围，取一级蜗杆减速器传动比范围，则总传动比合理范围为I总=580。故电动机转速可选范围为： 。符合这一范围同时转速有750、1000、1500和3000r/min。依据容量和转速，由相关手册查出有四种适用电动机型号，所以有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第4方案比较适合，则选n=3000r/min。4、确定电动机型号依据以上选择电动机类型，所需额定功率及同时转速，选定电动机型号为Y132S1-2。其关键性能：额定功率5.5KW；满载转速2920r/min；额定转矩2.2。四、计算总传动比及分配各级传动比1、总传动比五、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴功率P0=P电机 =4.38 KWP=P0联=4.336KWP=P轴承蜗杆=3.09KWP=P轴承联=3.03KW 3、计算各轴扭矩T0=9.55106P0/n0=9.551064.38/2920=14.325 NmT=9.55106PII/n=9.551064.3362/2920=14.1818NmT=9.55106PIII/n=9.551063.09/63.69=463.33 NmT=9.55106PIII/n=9.551063.03/63.69=454.33Nm六、传动零件设计计算 蜗杆传动设计计算1、选择蜗杆传动类型 依据GB/T100851988推荐,采取渐开线蜗杆(ZI) 。2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采取45钢;因期望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节省珍贵有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。3、按齿面接触疲惫强度进行设计依据闭式蜗杆传动设计准则,先按齿面接触疲惫强度进行设计,再校核齿根弯曲疲惫强度。由教材P254式(1112),传动中心距(1)确定作用在蜗杆上转矩按，估取效率=0.72,则= =468667N.mm(2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表115选择使用系数因为转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材P252(3)确定弹性影响系数因选择是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距比值=0.35从教材P253图1118中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力依据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从从教材P254表117查得蜗轮基础许用应力=268。由教材P254应力循环次数寿命系数则(6)计算中心距(6)取中心距a=180mm,因i=45.85,故从教材P245表112中取模数m=6.3mm, 蜗轮分度圆直径=63mm这时=0.35从教材P253图1118中可查得接触系数=2.9因为=,所以以上计算结果可用。4、蜗杆和蜗轮关键参数和几何尺寸(1) 蜗杆轴向尺距mm;直径系数;齿顶圆直径;齿根圆直径;分度圆导程角;蜗杆轴向齿厚mm。(2) 蜗轮蜗轮齿数48;变位系数mm;演算传动比mm,这时传动误差比为,是许可。蜗轮分度圆直径mm蜗轮喉圆直径=315mm蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径mm5、校核齿根弯曲疲惫强度当量齿数依据从教材P255图1119中可查得齿形系数螺旋角系数从教材P255知许用弯曲应力从教材P256表118查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基础许用弯曲应力=56。由教材P255寿命系数可见弯曲强度是满足。6、验算效率已知=;和相对滑动速度相关。从教材P264表1118中用插值法查得=0.01632, 代入式中得=0.824,大于原估量值,所以不用重算。7、精度等级公差和表面粗糙度确实定考虑到所设计蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择9级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T100891988。然后由参考文件5P187查得蜗杆齿厚公差为 =71m, 蜗轮齿厚公差为 =130m;蜗杆齿面和顶圆表面粗糙度均为1.6m, 蜗轮齿面和顶圆表面粗糙度为1.6m和3.2m。8.热平衡核实初步估量散热面积：取(周围空气温度)为。七、轴设计计算 输入轴设计计算1、按扭矩初算轴径选择45调质，硬度217255HBS依据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d115 (5.9/1500)1/3mm=18.1mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=18.1(1+5%)mm=19.1mm选d=30mm2、轴结构设计（1）轴上零件定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称部署，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。（2）确定轴各段直径和长度I段：直径d1=30mm 长度取L1=60mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0. 0830=2.4mm直径d2=d1+2h=30+22.4=35mm,长度取L2=50 mmIII段：直径d3= 40mm 初选择7008C型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为15mm，而且采取套筒定位；故III段长：L3=40mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.0850=4mmd4=d3+2h=40+24=50mm长度取L4=90mm段：直径d5=80mm 长度L5=120mm段：直径d6= d4=50mm 长度L6=90mm段：直径d7=d3=40mm 长度L7=L3=40mm初选择7008C型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为15mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=490mm（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=80mm=0.08m求转矩：已知T2=91.7Nm、T1=54.8Nm求圆周力：Ft依据教材P198（10-3）式得：=2T1/d1=2X54.8/80X=1370N=2T2/d2=590N求径向力Fr依据教材P198（10-3）式得：Fr=tan=590tan200=214.7N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=182.5mmn 绘制轴受力简图 n 绘制垂直面弯矩图 轴承支反力：FAY=FBY=Fr1/2=107.35NFAZ=FBZ=/2=685N由两边对称，知截面C弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC1=FAyL/2=19.6Nmn 绘制水平面弯矩图 图7-1截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=685182.5=125Nmn 绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(19.62+1252)1/2=126.5Nmn 绘制扭矩图转矩：T= TI=54.8Nmn 校核危险截面C强度由教材P373式（15-5）经判定轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,所以,故安全。该轴强度足够。 输出轴设计计算1、按扭矩初算轴径选择45#调质钢，硬度（217255HBS）依据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=115dA0(P2/n2)1/3=115(5.31/553)1/3=24.4mm取d=58mm2、轴结构设计（1）轴上零件定位，固定和装配 单级减速器中,能够将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采取键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。（2）确定轴各段直径和长度I段：直径d1=58mm 长度取L1=80mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.0958=5.22mm直径d2=d1+2h=58+25.2266mm,长度取L2=50 mmIII段：直径d3=70mm 由GB/T297-1994初选择7014C型圆锥滚子轴承，其内径为70mm，宽度为20mm。故III段长：L3=40mm段：直径d4=82mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.0882=6.56mmd4=d3+2h=70+26.682=82mm长度取L4=110mm段：直径d5=d3=70mm L5=40mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=150mm（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=82mm求转矩：已知T2= TII=91.7Nm求圆周力Ft：依据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=590 N求径向力Fr：依据教材P198（10-3）式得Fr=tan=3586.4tan200=1370N两轴承对称LA=LB=75mmn 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=107.35NFAX=FBX=/2=295Nn 由两边对称，截面C弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=107.3575=8Nmn 截面C在水平面弯矩为MC2=FAXL/2=29575=22.125Nmn 计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54Nm 图7-2n 校核危险截面C强度由式（15-5）由教材P373式（15-5）经判定轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1, 前已选定轴材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,所以,故安全。此轴强度足够八、链及链轮选择1、选择链轮齿数取小链轮尺数=19,由前面计算知则大链轮齿数2、确定计算功率由教材P178表96查得,由教材P179图913查得,单排链,则由教材P178式(9-15)得计算功率为3、选择链条型号和齿距依据及查教材P176图9-11,可选20A-1。查教材P167表9-1得链条节距为P=25.4 mm。4、计算链节数和中心距初选中心距取1000mm由教材P180式916对应链节数为查得取链长节数=104节,此时查教材P180表9-7得到中心距计算系数=0.24925,则由教材P180式917得链传动最大中心距。5、计算链速v,确定润滑方法由教材P172式91 m/s由v=4.4m/s和链号20A-1查教材P181图9-14可知采取油池润滑6、计算压轴力有效圆周力为链轮水平部署时压轴力，则压轴力为。九、滚动轴承选择及校核计算依据依据条件，轴承估计寿命：1636510=58400小时。1、计算输入轴轴承初选两轴承为角接触球轴承7308C型查轴承手册可知其基础额定动载荷=46.2KN基础额定静载荷=30.5KN。(1)求两轴承受到径向载荷和将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中为经过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中亦经过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:（2）求两轴承计算轴向力对于7008C型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中判定系数,其值由大小来确定,但现轴承轴向力未知,故先取e=0.4,所以估算按教材P322式(13-11a) 由教材P321表13-5进行插值计算,得。再计算由两次计算相差不大，所以则有e=0.225, e=0.2,=669N,=140.77N。(3)求轴承当量动载荷和因为由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =0.44, =1.18对轴承2 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1受力大小验算由教材P319式(13-5)h故所选轴承满足寿命要求。2、计算输出轴轴承初选两轴承为7314B型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基础额定动载荷=115KN基础额定静载荷=87.2KN。(1)求两轴承受到径向载荷和将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中为经过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中亦经过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:（2）求两轴承计算轴向力和轴承当量动载荷和由教材P321表13-5进行插值计算,得。再计算由两次计算相差不大，所以则有e=0.385, e=0.28,=1526.7N,=223.24N。(3)求轴承当量动载荷和由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =1, =0对轴承2 =1 =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1受力大小验算由教材P319式(13-5)h故所选轴承满足寿命要求十、键连接选择及校核计算1、连轴器和电机连接采取平键连接轴径d1=38mm，L电机=50mm查参考文件5P119选择A型平键，得：b=10 h=8 L=50即：键A1050 GB/T1096- l=L电机-b=50-8=42mm T2=0Nm 依据教材P106式6-1得p=4T2/dhl=40/10842=23.8Mpap(110Mpa)2、输入轴和联轴器连接采取平键连接轴径d2=30mm L1=60mm T=54.8Nm查手册P51 选A型平键，得：b=10 h=8 L=50即：键A1050 GB/T1096-l=L1-b=60-10=50mm h=8mmp=4T/dhl=454800/30850=18.3Mpap(110Mpa)3、输出轴和涡轮连接用平键连接轴径d3=58mm L2=80mm T=91.7N.m查手册P51 选择A型平键，得：b=18 h=11 L=70即：键A1870GB/T1096-l=L2-b=80-18=62mm h=11mm依据教材P106（6-1）式得p=4T/dhl=491700/581162=9.8Mpap (110Mpa)十一、联轴器选择及校核计算联轴器选择步骤： 连轴器设计计算1、类型选择为了隔离振动和冲击,选择弹性套柱销连轴器。2、载荷计算公称转矩T= Nm3、型号选择从GB4323中查得LX3型弹性套柱销连轴器公称转矩为1250Nm,许用最大转速为5700r/min,轴径为3048 mm之间,故适用。十二、减速器润滑和密封1、齿轮润滑因齿轮圆周速度45%，长度60%；（4）角接触球轴承7008C、7014C轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑油润滑；（5）箱盖和接触面之间严禁用任何垫片，许可涂密封胶和水玻璃，各密封处不许可漏油；（6）减速器装置内装CKC150工业用油至要求油面高度范围；（7）减速器外表面涂灰色油漆；（8）按减速器试验规程进行试验。 电动机型号：Y132S1-2P0=4.38KWPI=4.336KWPII=3.09KWPIII=3.03KWT0=14.325NmTI=14.1818NmTII=463.33NmTIII=454.33NmK=1.21 = = d=30mmd1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=50mmd5=80mmd6=50mmd7=40mmFAY=107.35NFAZ=685NMC1=19.6Nmd=58mmd1=58mmd2=66mmd3=70mmd4=110mmd5=70mm=590 NFr=1370NFAY=107.35NFAX=295NMC1=8NmMC2=22.125NmMC=23.54Nm1000mm=0.44=1.18 =0=1=0 =0键A1050 GB/T1096- p=23.8Mpa键A1050GB/T1096-p=18.3Mpa键A1870GB/T1096-p=9.8Mpa设计小结经过几周课程设计，我最终完成了自己设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多相关机械设计知识，这些全部是在平时理论课中不能学到。还将过去所学部分机械方面知识系统化，使自己在机械设计方面应用能力得到了很大加强。除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必需严厉、认真，而且要有极好耐心来对待每一个设计细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些全部是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究问题，不过在设计中，这些就成了必需处理问题，假如不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会犯错，甚至整个方案全部必需全部重新开始。比如轴上各段直径确实定，和各个尺寸确实定，以前即使做过作业，不过毕竟没有放到很实际应用环境中去，毕竟考虑还不是很多，而且对所学那些原理性东西掌握还不是很透彻。不过经过老师讲解，和自己愈加深入思索以后，对很多知识，知其然还知其所以然。刚刚开始时真使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图过程中，感觉似乎是每一条线全部要有一定依据，尺寸确实定并不是随心所欲，不停地会冒出部分细节问题，全部必需经过计算查表确定。 设计实际上还是比较累，天天在电脑前画图或是计算确实需要很大毅力。从这里我才真体会到了做工程还是很不轻易，经过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后职业生活吧。经过这次课程设计感觉到自己还学到了很多其它计算机方面知识，经过训练能够很熟练使用Word和天喻CAD。而且因为在前期为了选定最终使用CAD软件，我还学习使用了InteCAD和开目CAD，掌握了大致使用方法，经过比较学习我了解了CAD软件大致框架，认为受益匪浅。所以这次课程设计，我认为自己真收获很大。打完这行字，真心一下子放了下来，看到自己完成结果，真认为即使很累，但认为很欣慰，这次课程设计应该是达成了预期效果。参考文件1 濮良贵、纪名刚机械设计（第八版）北京：高等教育出版社，2 龚溎义、罗圣国机械设计课程设计指导书（第二版）北京：高等教育出版社，19903 吴宗泽、罗圣国机械设计课程设计手册（第二版）北京：高等教育出版社，19994 陈铁鸣新编机械设计课程设计图册北京：高等教育出版社，5 金清肃机械设计课程设计武汉:华中科技大学出版社,.