一级蜗轮蜗杆减速器机械设计课程设计

-一、课程设计任务书题目：设计*带式传输机中的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10年，二班制。条件：滚筒圆周力F=4400N；带速V=0.75m/s；滚筒直径D=450mm。二、传动方案的拟定与分析由于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。它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V4-5 m/s,这正符合本课题的要求。三、电动机的选择1、电动机类型的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传动装置的总效率： 2电机所需的功率：3、确定电动机转速计算滚筒工作转速：按"机械设计"教材推荐的传动比合理范围，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。故电动机转速的可选范围为： 。符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第4方案比较适合，则选n=3000r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S1-2。其主要性能：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的传动比1、总传动比五、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴的功率P0=P电机 =4.38 KWP=P0×联=4.336KWP=P×轴承×蜗杆=3.09KWP=P×轴承×联=3.03KW3、计算各轴扭矩T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×4.38/2920=14.325 N·mT=9.55×106PII/n=9.55×106×4.3362/2920=14.1818N·mT=9.55×106PIII/n=9.55×106×3.09/63.69=463.33 N·mT=9.55×106PIII/n=9.55×106×3.03/63.69=454.33N·m六、传动零件的设计计算Ø 蜗杆传动的设计计算1、选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,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。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。3、按齿面接触疲劳强度进展设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进展设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材P254式(1112),传动中心距(1)确定作用在蜗杆上的转矩按，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选取使用系数由于转速不高,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用的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的比值=0.35从教材P253图1118中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力根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查得蜗轮的根本许用应力=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=,因此以上计算结果可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(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,是允许的。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、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从教材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制造的蜗轮的根本许用弯曲应力=56。由教材P255寿命系数可见弯曲强度是满足的。6、验算效率=;与相对滑动速度有关。从教材P264表1118中用插值法查得=0.01632,代入式中得=0.824,大于原估计值,因此不用重算。7、精度等级公差和外表粗糙度确实定考虑到所设计的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。然后由参考文献5P187查得蜗杆的齿厚公差为 =71m, 蜗轮的齿厚公差为 =130m;蜗杆的齿面和顶圆的外表粗糙度均为1.6m, 蜗轮的齿面和顶圆的外表粗糙度为1.6m和3.2m。8.热平衡核算初步估计散热面积：取(周围空气的温度)为。七、轴的设计计算Ø 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材P37015-2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、轴的构造设计1轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿局部安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，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. 08×30=2.4mm直径d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,长度取L2=50 mmIII段：直径d3= 40mm 初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为15mm，并且采用套筒定位；故III段长：L3=40mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×50=4mmd4=d3+2h=40+2×4=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初选用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=490mm3按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：d1=80mm=0.08m求转矩：T2=91.7N·m、T1=54.8N·m求圆周力：Ft根据教材P19810-3式得：=2T1/d1=2*54.8/80*=1370N=2T2/d2=590N求径向力Fr根据教材P19810-3式得：Fr=·tan=590×tan200=214.7N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=182.5mmn 绘制轴的受力简图 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的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC1=FAyL/2=19.6N·mn 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=685×182.5×=125N·mn 绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(19.62+1252)1/2=126.5N·mn 绘制扭矩图转矩：T= TI=54.8N·mn 校核危险截面C的强度由教材P373式15-5经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6,前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此<,故平安。该轴强度足够。Ø 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45*调质钢，硬度217255HBS根据教材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、轴的构造设计1轴上的零件定位，固定和装配 单级减速器中,可以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，周向定位采用键和过渡配合，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确定轴的各段直径和长度I段：直径d1=58mm 长度取L1=80mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.09×58=5.22mm直径d2=d1+2h=58+2×5.2266mm,长度取L2=50 mmIII段：直径d3=70mm 由GB/T297-1994初选用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=0.08×82=6.56mmd4=d3+2h=70+2×6.682=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=150mm3按弯扭复合强度计算求分度圆直径：d2=82mm求转矩：T2= TII=91.7N·m求圆周力Ft：根据教材P19810-3式得=2T2/d2=590 N求径向力Fr：根据教材P19810-3式得Fr=·tan=3586.4×tan200=1370N两轴承对称LA=LB=75mmn 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=107.35NFA*=FB*=/2=295Nn 由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=107.35×75×=8N·mn 截面C在水平面弯矩为MC2=FA*L/2=295×75×=22.125N·mn 计算合成弯矩MC=MC12+MC221/2=82+22.12521/2=23.54N·m图7-2n 校核危险截面C的强度由式15-5由教材P373式15-5经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1,前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此<,故平安。此轴强度足够八、链及链轮的选择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根据及查教材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相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得链传动的最大中心距。5、计算链速v,确定润滑方式由教材P172式91m/s由v=4.4m/s和链号20A-1查教材P181图9-14可知采用油池润滑6、计算压轴力有效圆周力为链轮水平布置时的压轴力，则压轴力为。九、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：16×365×10=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根本额定动载荷=46.2KN根本额定静载荷=30.5KN。(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的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)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:2求两轴承的计算轴向力对于7008C型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数,其值由的大小来确定,但现轴承轴向力未知,故先取e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a)由教材P321表13-5进展插值计算,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分别进展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的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根本额定动载荷=115KN根本额定静载荷=87.2KN。(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的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)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:2求两轴承的计算轴向力和轴承当量动载荷和由教材P321表13-5进展插值计算,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分别进展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的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、键连接的选择及校核计算1、连轴器与电机连接采用平键连接轴径d1=38mm，L电机=50mm查参考文献5P119选用A型平键，得：b=10 h=8 L=50即：键A10×50 GB/T1096-2003 l=L电机-b=50-8=42mm T2=20000N·m 根据教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4×20000/10×8×42=23.8Mpa<p(110Mpa)2、输入轴与联轴器连接采用平键连接轴径d2=30mm L1=60mm T=54.8N·m查手册P51 选A型平键，得：b=10 h=8 L=50即：键A10×50 GB/T1096-2003l=L1-b=60-10=50mm h=8mmp=4T/dhl=4×54800/30×8×50=18.3Mpa<p(110Mpa)3、输出轴与涡轮连接用平键连接轴径d3=58mm L2查手册P51 选用A型平键，得：b=18 h=11 L=70即：键A18×70GB/T1096-2003l=L2-b=80-18=62mm h=11mm根据教材P1066-1式得p=4T/dhl=4×91700/58×11×62=9.8Mpa<p (110Mpa)十一、联轴器的选择及校核计算联轴器选择的步骤：Ø 连轴器的设计计算1、类型选择为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱销连轴器。2、载荷计算公称转矩T=N·m3、型号选择从GB43232002中查得L*3型弹性套柱销连轴器的公称转矩为1250N·m,许用最大转速为5700r/min,轴径为3048 mm之间,故合用。十二、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高不小于10mm，1/6齿轮。2、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件齿轮的圆周速度V1.52m/s所以采用飞溅润滑。3、密封轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。十三、箱体及的构造设计1、减速器构造减速器由箱体、轴系部件、组成，其具体构造尺寸见装配图及零件图。2、本卷须知1装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；2齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于0.211mm，低速级侧隙也不应小于0.211mm；3齿轮的齿侧间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%；4角接触球轴承7008C、7014C的轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑油润滑；5箱盖与接触面之间制止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；6减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；7减速器外外表涂灰色油漆；8按减速器的实验规程进展试验。电动机型号：Y132S1-2P0=4.38KWPI=4.336KWPII=3.09KWPIII=3.03KWT0=14.325N·mTI=14.1818N·mTII=463.33N·mTIII=454.33N·mK=1.21=d=30mmd1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=50mmd5=80mmd6=50mmd7=40mmFAY=107.35NFAZ=685NMC1=19.6N·md=58mmd1=58mmd2=66mmd3=70mmd4=110mmd5=70mm=590 NFr=1370NFAY=107.35NFA*=295NMC1=8N·mMC2=22.125N·mMC=23.54N·m1000mm=0.44=1.18=0=1=0=0键A10×50 GB/T1096-2003p=23.8Mpa键A10×50GB/T1096-2003p=18.3Mpa键A18×70GB/T1096-2003p=9.8Mpa设计小结经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都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的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问教师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开场。比方轴上各段直径确实定，以及各个尺寸确实定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经过教师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然。刚刚开场时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸确实定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算确实需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。经过这次课程设计感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用Word和天喻CAD。并且由于在前期为了选定最终使用的CAD软件，我还学习使用了InteCAD和开目CAD，掌握了大致的用法，通过比较学习我了解了CAD软件的大致框架，觉得受益匪浅。所以这次课程设计，我觉得自己真的收获非常的大。打完这行字，真的心一下子放了下来，看到自己完成的成果，真的觉得虽然很累，但觉得很欣慰，这次课程设计应该是到达了预期的效果。参考文献1 濮良贵、纪名刚机械设计第八版：高等教育，20062 龚溎义、罗圣国机械设计课程设计指导书第二版：高等教育，19903 吴宗泽、罗圣国机械设计课程设计手册第二版：高等教育，19994 陈铁鸣新编机械设计课程设计图册：高等教育，20035 金清肃机械设计课程设计*:华中科技大学,2007. z.