单级蜗杆减速器优秀课程设计.doc

机械工程学院机械设计课程设计说明书设 计 题 目： 单机蜗轮蜗杆减速器课程设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 13机制 姓 名： 学 号 指 导 教 师： 王利华 张丹丹 7 月 3 日目 录一、设计任务11.设计题目12.原始数据13.工作条件14.传动系统方案拟订1二、设计计算21.选择电机21.1电动机功率21.2电动机转速选择21.3电动机型号选择31.4传动比分配32.计算传动装置运动和动力参数32.1各轴转速32.2各轴输入功率32.3各轴转矩33.蜗轮蜗杆设计计算43.1选择蜗杆传动类型43.2选择材料43.3按齿面接触疲惫强度进行设计43.4确定许用接触应力53.5计算值63.7校核齿根弯曲疲惫强度73.8验算效率73.9精度等级工查核表面粗糙度确实定83.10蜗杆传动热平衡计算84.轴设计计算94.1蜗轮轴设计计算94.2蜗杆轴设计计算135.轴承计算175.1计算输入轴轴承175.2计算输出轴轴承196.键连接选择计算206.1蜗杆轴键计算206.2蜗轮轴上键选择217.联轴器校核227.1蜗杆轴联轴器校核227.2蜗轮轴联轴器校核228.减速器箱体结构设计228.1箱体结构形式和材料228.2箱体关键结构尺寸228.3减速器附件249.润滑和密闭说明259.1润滑说明259.2密封说明26三、设计心得27参考文件28一、设计任务1.设计题目 设计用于带式输送机传动装置单级蜗杆减速器。2.原始数据 输送带工作拉力F=2400N；输送带速度V=0.8m/s；卷筒直径D=300mm。3.工作条件班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用期限，小批量生产；许可输送带速度误差为5%;生产条件是中等规模机械厂，可加工78级精度蜗杆及蜗轮，动力起源是三相交流电（220V/380V）。4.传动系统方案拟订图1所表示设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机联轴器减速器联轴器带式运输机。优点是传动比较大，结构紧凑，传动平稳，噪音小，适合于繁重及恶劣条件下长久工作。缺点是效率低，发烧量较大，不适合于传输大功率。二、设计计算1.选择电机1.1电动机功率由以知条件能够计算出工作时所需有效功率 查阅参考文件【2】中表2-2可知 联轴器效率 =0.99 滚动轴承效率=0.98 双头蜗杆效率=0.8 卷筒效率 传动系统总效率 =0.70式中：=0.980.8=0.780.980,99=0.97工作时所需电动机功率为 1.2电动机转速选择输送机滚筒轴工作转速为 1.3电动机型号选择 选择同时转速为750m/s电动机，依据工作条件，查阅参考文件【2】中表16-1可知，应选择电动机型号为Y132M，其关键性能参数为额定功率 满载转速 1.4传动比分配总传动比 2.计算传动装置运动和动力参数 2.1各轴转速 蜗杆轴 n1=710r/min 齿轮轴 n2=710/14=50.71r/min 卷筒轴 n3= n2=50.71r/min 2.2各轴输入功率蜗杆轴 p1= 齿轮轴 p2=p1滚筒轴 p3=p2 2.3各轴转矩 电机输出转矩 =9550=蜗杆输入转矩 =蜗轮输入转矩 =滚筒输入转矩 =将以上算得运动和动力参数列于表1 表1类型功率P（kw）转速n（r/min）转矩T（Nm）传动比i效率电动机轴3710 36.855蜗杆轴3.71371036.4920.70蜗轮轴2.11650.71398.49720滚筒轴1.92950.71 363.283.蜗轮蜗杆设计计算3.1选择蜗杆传动类型 依据GB/T100851988推荐,采取渐开线蜗杆(ZI)。3.2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。3.3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。由式 确定作用在涡轮上转距 由前面可知=398.497Nm确定载荷系数K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数=1;由参考文件【1】表11-5取使用系数=1.15由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数=1，则K=1.15确定弹性影响系数 因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160确定蜗杆齿数和蜗轮齿数由参考文件【1】表11-1，初选蜗杆头数为=2蜗轮齿数为=,因为和之间尽可能要互为质数，取。3.4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,可从参考文件【1】中表11-7查得蜗轮基础许用应力=268应力循环次数 假设减速器天天工作16小时，每十二个月按300工作日计，则寿命为十年时 应力循环次数 N=60j=60150.7148000寿命系数 = 则 =3.5计算值因=2，从参考文件【1】表11-2中取模数m=8，蜗杆分度圆直径，分度圆导程角蜗杆和蜗轮关键几何参数 中心距蜗杆 轴向齿距 mm直径系数 齿顶圆直径 齿根圆直径 蜗杆齿宽 取导程角 蜗杆轴向齿厚蜗轮 蜗轮齿数 分度圆直径 =m=蜗轮喉圆直径 齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径蜗轮宽度 取B=64mm3.7校核齿根弯曲疲惫强度 当量齿数 依据，从参考文件【1】中可查得齿形系数因为螺旋角系数 =1-=1-=0.9192许用弯曲应力 从手册中查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基础许用弯曲应力 =56 寿命系数 =0.7256=故弯曲强度是满足。 3.8验算效率 已知 ，；和相对滑动速度相关= =3.03m/s由参考文件【1】表11-18可得=0.027，代入式中可得，大于原估量值，所以不用重算。3.9精度等级工查核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/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T10089-1988。然后由相关手册查得要求公差项目及表面粗糙度，此处从略。具体情况见零件图。3.10蜗杆传动热平衡计算蜗杆传动热平衡校核公式：其中：蜗杆传输名义功率 蜗杆传动总效率 1箱体散热系数，取箱体散热面积 周围空气温度 润滑油工作温度许用值通常取,取 代入上述数据，得，符合要求。4.轴设计计算4.1蜗轮轴设计计算4.1.1选择轴材料及热处理 选择45钢，调质处理。4.1.2求作用在蜗轮上力轴向力 径向力 圆周力 4.1.3初步确定轴最小直径依据参考文件【1】表15-3，取,由 输出最小轴径显然是安装联轴器处直径，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器计算转矩，查参考文件【1】14-1，考虑转矩改变很小，故取=1.5，则由参考文件【2】表13-9，选择LX3型弹性柱销联轴器,联轴器孔径，故取，因为键槽存在，故将直径增大10%，取则重新选择联轴器LX4，联轴器和轴配合长度为，为了确保轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴端面，故取第一段长度为。4.1.4轴结构设计 装配方案：右端从左到右依次安装甩油环，滚动轴承，端盖。左端从右到左依次安装蜗轮、套筒、甩油环，滚动轴承、端盖和联轴器。 图2确定轴各段直径和长度 1段：由上得，； 2段：为满足联轴器要求，两段轴之间要有定位轴肩，则，考虑到轴承端盖长度和安装和拆卸方便，取3段：因为轴承同时受到径向力和轴向力作用，故选轴承为圆锥滚子轴承，因为，查参考文件【2】表12-3，所选轴承型号为30311。其尺寸为则甩油盘长度为12mm,取齿轮距箱体内壁之间距离为，则第三段轴长度为4段：查参考文件【2】表12-3知该型轴承定位轴肩高度为，则，该段和蜗轮接合，蜗轮轮毂,为了使套筒能可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。5段：轴肩高度为，由轴得,故取，则，。6段：，。轴圆角半径，轴端倒角为。4.1.5求轴上载荷 先确定轴支点位置，查参考文件【2】表12-3得，对于30311型轴承，则轴支承跨度为依据轴计算简图做出轴弯矩图和扭矩图，图3所表示 图3从轴结构图和弯矩图中能够看出涡轮中心截面C为轴危险面。现计算截面C处各数值对水平面H对垂直面V总弯矩 扭矩为4.1.6按弯扭合成应力校核轴强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面强度，经判定轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取, 轴计算应力为以选定轴材料为45钢，调质处理。由参考文件【1】表15-1查得=，所以,故安全。4.2蜗杆轴设计计算4.2.1选择轴材料及热处理 选择45钢，调质处理。4.2.2求作用在蜗杆上力轴向力 径向力 圆周力 4.2.3确定轴最小直径依据参考文件【1】表15-3，取,由最小轴径显然是安装联轴器处直径 最小轴径显然是安装联轴器处直径，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器计算转矩，查参考文件【1】14-1，考虑转矩改变很小，故取=1.5，则由参考文件【2】表13-9，选择LX1型弹性柱销联轴器,联轴器孔径，故取，联轴器和轴配合长度为，为了确保轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴端面，故取第一段长度为。4.2.4轴结构设计 装配方案：右端从左到右依次安装套杯、滚动轴承，挡圈，止动垫圈，圆螺母，端盖，左端从右到左依次安装套杯、滚动轴承、挡圈，套筒，端盖和联轴器。 图4确定轴各段直径和长度 1段：由上得，； 2段：为满足联轴器要求，两段轴之间要有定位轴肩，轴肩高度为，由轴，查参考文件【1】表14-2，得,故取，则，考虑到轴承端盖长度和安装和拆卸方便，端盖和联轴器间距离为25mm，再初选套筒长度为20mm取3段：因为轴承同时受到径向力和轴向力作用，故选轴承为圆锥滚子轴承，因为，查参考文件【2】表12-3，所选轴承型号为30305.其尺寸为 则，选择该段长度为4段：查参考文件【2】表12-3知该型轴承定位轴肩高度为，则，取该段长度为10mm，。5段：5段轴直径和3段轴直径相同，即，取该段长度为6段：其长度和蜗杆齿宽一致，取，。7段：该段轴直径和5段轴直径相同，即，取该段长度为8段：该段轴和4段轴一致，9段：该段轴和4段轴一致，10段：该段安装止动垫圈和圆螺母，取 轴圆角半径，轴端倒角为。4.2.5求轴上载荷 先确定轴支点位置，查参考文件【2】表12-3得，对于30305型轴承 ，则轴支承跨度为依据轴计算简图做出轴弯矩图和扭矩图，图5所表示 图5从轴结构图和弯矩图中能够看出截面C为轴危险面。现计算截面C处各数值对水平面H对垂直面V总弯矩 扭矩为按弯扭合成应力校核轴强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面强度，经判定轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取, 轴计算应力为以选定轴材料为45钢，调质处理。由参考文件【1】表15-1查得=，所以,故安全。5.轴承计算5.1计算输入轴轴承初选两轴承为30305型圆锥滚子轴承，查参考文件【2】表12-3，可知其基础额定动载荷=46.8KN基础额定静载荷，受力分析图6所表示 图6由以上计算结果可知 则派生轴向力为再求轴承当量动载荷和 由参考文件【1】表13-5可知对轴1： 对轴2： 因轴承运转过程中有中等冲击，由参考文件【1】表13-6得，取则验算轴寿命认为所以按轴承2受力大小验算减速器设计寿命为，故所选轴承寿命满足要求。5.2计算输出轴轴承初选两轴承为30311型圆锥滚子轴承，查参考文件【2】表12-3，可知其基础额定动载荷=152KN基础额定静载荷=188KN，受力分析图7所表示 图7由以上计算结果可知 则派生轴向力为再求轴承当量动载荷和因为 由参考文件【1】表13-5可知对轴1： 对轴2： 因轴承运转过程中有中等冲击，由参考文件【1】表13-6得，取则验算轴寿命认为所以按轴承2受力大小验算减速器设计寿命为，故所选轴承寿命满足要求。6.键连接选择计算6.1蜗杆轴键计算6.1.1键选择 联轴器和轴周向定位采取双圆头平键连接，按，由参考文件【1】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长。6.1.2键校核一般平键连接强度条件为由上得查参考文件【1】表6-2得，钢材料在轻微冲击下许用压力为，故取，满足，该键满足要求。6.2蜗轮轴上键选择6.2.1键选择 蜗轮轴上蜗轮、联轴器和轴周向定位全部采取双圆头平键连接。按，由参考文件【1】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工长；6.2.2键校核 一般平键连接强度条件为计算得 查参考文件【1】表6-2得，钢材料在轻微冲击下许用压力为，故取， 满足，该键满足要求。7.联轴器校核7.1蜗杆轴联轴器校核 电动机和蜗杆轴之间联轴器型号为LX1，查参考文件【2】表13-9可知，LX1公称转矩为，许用转速为，而蜗杆轴转矩为，转速为 联轴器计算转矩则 ， 故联轴器满足要求。7.2蜗轮轴联轴器校核 蜗轮轴和卷筒轴之间联轴器型号为LX4，查参考文件【2】表13-9可知，LX4公称转矩为，许用转速为 ，由以上计算可知 ，则 ， 故联轴器满足要求。8.减速器箱体结构设计8.1箱体结构形式和材料蜗杆圆周速度为，因为，则采取下置式蜗杆减速器。箱体材料为HT150。8.2箱体关键结构尺寸 由参考文件【2】表5-1，得出表2：名 称符 号 尺 寸 关 系 计 算 结 果机座壁厚0.04a+3810机盖壁厚10机座凸缘厚度 b1.515机盖凸缘厚度 15机座底凸缘厚度 p2.525地脚螺钉直径 0.036a+1214.56取 M16地脚螺钉数目 n44轴承旁连接螺栓直径 13.25取 M16机盖和机座连接螺栓直径 9.02取 M10轴承端盖螺钉直径 8.83取 M8窥视孔盖螺钉直径7.06取 M8轴承端盖外径D2轴承座直径+（55.5）杆：128轮：170定位销直4径 d8联接螺栓间距 LL=150-200150mm蜗轮外圆和内机壁距离 1.215蜗轮轮毂端面和内机壁距离 12机盖机座肋厚 、m0.850.851010轴承端盖凸缘厚度 e（11.2）10外机壁到轴承端面距离L1c1+c2+(58)36蜗轮离顶壁距离SSS1.212取15mm 表28.3减速器附件 8.3.1观察孔及观察孔盖 为了方便维修和观察减速箱内部结构，在箱体顶端设置了观察孔及孔盖。依据箱体情况选择材料为HT200，其尺寸如表3所表示：mm907560705540745 表38.3.2通气器 减速器工作时,箱体温度升高,气体膨胀,压力增大,对减速器各接缝面密封很不利,故常在箱盖顶或检验孔盖上装有通气器 依据箱体情况选择材料为Q235通气塞，其尺寸依据参考文件【2】表14-9可知，如表4所表示：mmdDD1SLlaM201.53025.422281546 表48.3.3油塞 为了换油及清洗箱体时排出油污,在箱体底部最低位置设有排油孔,通常设置一个排油孔,平时用油塞及封油圈堵住，依据箱体情况选择材料为Q235油塞，其尺寸依据参考文件【2】表14-14可知，如表5所表示：mmdDeslhbRCM201.530242130152411 表58.3.4起吊装置为了方便、经济，起吊装置采取吊耳，选择材料为HT200，其尺寸依据参考文件【2】表14-12可知，如表6所表示：mmc3c4bRrr1456020601210 表69.润滑和密闭说明9.1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动圆周速度，故蜗杆采取浸油润滑，因为油面不应超出滚动轴承最下面滚动体中心线，故应在蜗杆轴上安装甩油板，润滑油使用50号机械润滑油。轴承采取润滑脂润滑，因为轴承转速v1500r /min，所以选择润滑脂填入量为轴承空隙体积1/2。9.2密封说明 在试运转过程中，全部联接面及轴伸密封处全部不许可漏油。剖分面许可涂以密封胶或水玻璃，不许可使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。 =1 =1.15=1=1.15 =2 =29 =268N = =m=8蜗杆 蜗轮 B=64mm =3.03m/s 蜗轮轴蜗杆轴蜗杆轴采取30305型圆锥滚子轴承=46.8KN 蜗轮轴采取30313型圆锥滚子轴承=152KN=188KN 联轴器和轴周向定位采取双圆头平键连接联轴器和轴周向定位采取双圆头平键连接蜗轮轴上蜗轮和轴周向定位采取双圆头平键连接电动机和蜗杆轴之间联轴器型号为LX1蜗轮轴和卷筒轴之间联轴器型号为LX4蜗杆圆周速度为三、设计心得 长达三个星期课程设计最终要告一段落了，即使占用了很多期末复习时间，不过现在回想起来总体感觉是获益良多。难得有这种机会和同学们一起在一间教室共同学习，大家交流沟通处理所碰到问题，这种亲密合作和合适竞争感确实让人奋进，除了在这段时间我所学到知识外，其经历本身就是宝贵财富，让人对工作中团体合作精神有了更多体悟。 回到课程设计本身，在设计计算绘图过程中，那些日常生涩抽象知识点全部一一具体化，而且变得愈加含有逻辑感。实际上，在长达一个多星期计算过程中，因为前面出现失误而在后面计算时发觉并重新推倒重新推算情况时有发生，也幸亏如此，才能愈加好了解在课程设计碰到问题整体性和其中内含逻辑性，而逻辑性正是我们从事机械行业所不可获取品质之一。而在后续画图过程中，又在强迫我们重新检验计算结果，并对忽略部分数据重新计算，这么才确保了绘图正确性。即使只是设计到部分很浅薄设计知识，不过确实是良好开端第一步，我们需要学习东西真还有很多很多。 感谢感谢王利华老师、张丹丹老师指导，也感谢在这三个星期不厌其烦地回复我问题各位同学，良师益友，不外如是。 参考文件【1】濮良贵,陈定国,吴立言.机械设计M.北京：高等教育出版社，【2】唐增宝，常建娥.机械设计课程设计M.武汉：华中科技大学出版社，【3】王利华.机械设计实践教程M.武汉：华中科技大学出版社，