机械设计课程设计-蜗轮蜗杆减速器说明书.doc

塔里木大学毕业设计目 录一 前言- 2二 设计题目-4三 电动机的选择-4四 传动装置动力和运动参数 -6五 蜗轮蜗杆的设计-7六 减速器轴的设计-10七 滚动轴承的确定和验算-14八 键的选择-15九 联轴器的选择-16十 润滑与密封的设计-16十一铸铁减速器结构主要尺寸-16十二小结-17十三感谢-17十四参考文献-18 1机械设计基础课程设计一 前言机械设计课程的目的机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：(1) 通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。机械设计课程的内容选择作为机械设计课程的题目，通常是一般机械的传动装置或简单机械。课程设计的内容通常包括：确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。在设计中完成了以下工作： 减速器装配图1张（a0或a1图纸）； 零件工作图23张（传动零件、轴、箱体等）； 设计计算说明书1份，60008000字。机械设计课程设计的步骤机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达设计结果，用设计计算说明书表示设计依据。机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：1设计准备 分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、内容和步骤。 了解设计对象，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。 复习课程有关内容，熟悉机械零件的设计方法和步骤。 准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。2传动装置总体设计 确定传动方案圆锥齿轮传动，画出传动装置简图。 计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。 确定总传动比和分配各级传动比。 计算各轴的功率、转速和转矩。3各级传动零件设计 减速器外的传动零件设计（带传动、链传动、开式齿轮传动等）。 减速器内的传动零件设计（齿轮传动、蜗杆传动等）。4减速器装配草图设计 选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。 选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。 确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。 分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。5减速器装配图设计 标注尺寸、配合及零件序号。 编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。 完成装配图。6零件工作图设计 轴类零件工作图。 齿轮类零件工作图。 箱体类零件工作图。二 课程设计题目设计一用于带式运输机的链，运输机连续工作，空载启动，载荷变化不大，单向运转使用期限8年，工作环境清洁，每天工作16小时，每年工作300天。运输链允许速度误差5%原始数据运输带拉力：f=2200n，运输带速度v=1.3m/s卷筒直径=360mm二选择电动机的选择计算备注2.1 选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，y型。2.2 选择电动机的容量电动机所需工作功率按设计指导书式（1）为由设计指导书公式（2）因此估算由电动机至运输带的传动的总效率为为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选为蜗杆传动的传动效率为轴承的传动效率出选为卷筒的传动效率出选2.3 确定电动机的转速由已知可以计算出卷筒的转速为按设计指导书表1推荐的合理范围，蜗杆传动选择为闭式 （闭式为减速器的结构形式），且选择采用双头传动，同时可以在此表中查得这样的传动机构的传动比是1040。故可推算出电动机的转速的可选范围为：i符合这一范围的同步转速为：查机械设计手册第3版第167页的表12-1可知 根据容量和转速，由设计手册查出的电动机型号，因此有以下三种传动比选择方案，如下表：方案电动机型号额定功率同步转速满载转速电动机质量传动装置传动比1y-132s-45.515001440682y132m2-65.51000960843y160m2-85.5750720119综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格以及传动比，可见第三种方案比较合适，因此选定电动机的型号是y-132s-4。其主要性能如下表型号额定功率满载转速满载电流效率y132s-45.51440380v该电动机的主要外型和安装尺寸如下表：（装配尺寸图参考设计文献表12-3）中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸de装键部位尺寸fgd13247534531521614012388010412.4 确定总的传动比由 选定的电动机满载转速nm 和工作机的主轴的转速 n，可得传动装置的总的传动比是： i在1530范围内可以选用双头闭式传动。选择电动机为y132s4三传动的三传动装置运动和动力参数计算3.1 计算各轴的转速为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速。为蜗轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工作主轴的转速。 3.2 计算各轴的输入功率为电动机的功率 为蜗杆轴的功率 为蜗轮轴的功率 3.3 计算各轴的转矩 为电动机轴上的转矩 为蜗杆轴上的转矩 为蜗轮轴上的转矩 n.m四决定的四 确定蜗轮蜗杆的尺寸4.1 选择蜗杆的传动类型 根据gbt 10087-88的推荐，采用渐开线蜗杆（zi）4.2 选择材料 根据蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45#钢淬火处理，因希望效率高些，采用双头蜗杆。4.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根的弯曲疲劳强度。由文献1式（11-12）计算传动中心距 =594090n.mm 确定使用系数k 为使用系数，查机械设计基础第235页表13-15，由于工作载荷有轻微震动且空载启动故取=1.1。 确定弹性影响系数，选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，取 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心比/ a=0.4由文献1图11-18中可查得=2.8 确定许用接触应力蜗轮材料为铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45hrc，可以从机械设计基础第197表12-4中查得蜗轮的基本许用应力 =220mpa应力循环次数为 ,(为蜗轮转速),(为工作寿命)j为蜗轮每转一周每个轮齿啮合的次数j=1n=所以寿命系数为则=0.7=155.6 计算中心距 取中心距a=200mm，因i=20.86，从机械设计第八版第245页表11-2中取m=8mm，=80mm。这时/ a=, 从机械设计基础第197页图12-11中查取接触疲劳系数为=2.8，因为zz,因此以上计算结果可用。4.4 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 蜗杆 轴向齿距 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 蜗轮蜗轮齿数=41，变位系数=-0.500验算传动比 这时传动比误差为 i=5% 符合要求蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆半径4.5 校核齿根弯曲疲劳强度选取当量系数 根据变位系数=-0.500，=43.62 从文献1中的图11-19中查得齿形系数为 =2.87。螺旋角系数 =许用弯曲应力 =从机械设计基础表12-6中查得由铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为=40mpa。寿命系数为 =由此可见弯曲强度是可以满足的。4.6 蜗杆传动的热平衡核算蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。根据文献1 p263p265内容摩擦损耗的功率产生的热流量为又已知p=4.0kw轮齿啮合的效率 （为蜗杆分度圆上的导程角）轴承效率搅动润滑油阻力的效率=0.95-0.97为当量摩擦角，其值可根据滑动速度由表11-18和1-19中选取。滑动速度计算为 又由于蜗轮是有铸锡磷青铜制造的且硬度45hrc计算得为116由于轴承摩擦及溅油这两项功率损耗不大，一般取为0.950.96则总效率为=（0.95- -0.96）=0.84以自然冷却的方式从箱体外壁散发到周围空气中的热流量为 d为箱体的表面传热系数,空气流通好,取为15s为内表面能被润滑油溅到的,而外表面又可为周围空气冷却的箱体表面面积根据已知算出此面积0.72s为内表面能被润滑油所飞溅到，外表面又可以为周围空气所冷却的箱体表面面积。设为正常工作的油温为65 为周围空气的温度常取为20计算可得 根据热平衡条件，1=2 在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为 即 sas 所以表面散热面积不满足散热要求，需加大于0.28的散热片。k=1.39=2.8 =220mpan=155.6a=200mmm=8mm=80mm=41=-0.500i=1.7%5% =2.87=56mpa=116ad=15算出s=0.65=65=20sas 散热平衡不合适五 轴的设计计算5.1 蜗杆轴的设计由于蜗杆直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做成蜗杆轴。5.1.1 蜗杆上的转矩t1=31.04nm5.1.2 求作用在蜗杆及蜗轮上的力圆周力轴向力 径向力 圆周力径向力以及轴向力的作用方向如图所示5.1.3 初步确定轴的最小直径先按机械设计第八版中的表15-3初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#钢，调质处理，根据文献1中的表15-3，取=120，则 蜗杆轴的最小直径显然是要安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号.。联轴器的计算转矩,查文献1中的表14-1，考虑到转矩变化很小，故取ka =1.5，则有：按照计算转矩tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标机械设计手册，选用tl 6型联轴器，其公称转矩为250。联轴器的尺寸为d=3238mm,l=112mm,a=45。5.1.4 蜗杆轴的结构设计拟定蜗杆上零件的装配方案蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装。根据轴向和周向定位要求，确定各段直径和长度，轴径最小d =38mm，蜗杆齿宽b计算选为163mm。轴的长度为500其余部分尺寸见下图：5.1.5 轴的校核（1）垂直面的支承反力（图b）（2）水平面的支承反力（图c）（3）绘垂直面的弯矩图（图b） （4）绘水平面的弯矩图（图c）（5）求合成弯矩（图d）（6）该轴所受扭矩为 t=35800n.mm（7）按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式（15-5）及以上数据，并取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得。因此，故安全。（8）由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面c处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴疲劳强度不必校核。5.2 蜗轮轴的设计和计算5.2.1 计算最小轴径：按文献1中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#钢，调质处理，根据文献1中的表15-3，取=112，则 5.2.2选联轴器：联轴器的计算转矩tca=ka .t3,查文献1中的表14-1，考虑到转矩变化很小，故取ka =1.5则有：按照计算转矩tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册，选用lt9型弹性套柱销联轴器 其公称转矩为1000n.m联轴器的轴径 d1=50mm联轴器的长度 l=112mm a=65所以选轴伸直径为50mm。5.2.3 初选滚动轴承：据轴径初选圆锥滚子轴承所以轴的长度为 450mm。 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。5.2.4 轴上零件的周向定位：半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是用过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。蜗轮与轴采用过盈配合h7/r6。根据参考机械设计得,轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径为r1.6。确定轴上的载荷如下图 5.2.5 按弯扭合成应力效核轴的强度（1）垂直面的支承反力（图b）（2）水平面的支承反力（图c）（3）绘垂直面的弯矩图（图b） （4）绘水平面的弯矩图（图c）（5）求合成弯矩（图d）（6）该轴所受扭矩为 t=589600n.mm（7）按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式（15-5）及以上数据，并取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得。因此，故安全。（8）由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由轴受力情况知截面c处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。3595.1n1308.5n=120ka =1.553700235558235375260774.9=260609.617.54疲劳强度不必校核d=50mml=380 mm56疲劳强度不必校核六 滚动轴承的选择及其寿命计算6.1轴承的选择本设计中有两处使用到了轴承，一处是在蜗杆轴，已知此处轴径d=50mm，所以选内径为50mm的轴承，在机械设计课程设计手册中选择圆锥滚子轴承；查表6-7，选择型号为32310的轴承，右端采用两个串联。另一处是在蜗轮轴；已知次此处轴径为d=60mm，所以选内径为60mm的轴承，选择圆锥滚子轴承；查表6-1，选择型号为32312的轴承。6.2计算轴承的受力（1） 据第五部分计算出的作用在蜗轮轴和蜗杆轴上的外力及支反力。 蜗杆轴承 蜗轮轴承 （2）计算轴承的当量动载荷计算公式为文献1式（13-8a） p=fp（xfr+yfa）先计算轴承接触时的派生轴向力，根据文献1表13-7， 查文献2表6-7 轴承30308，x=0.4,y=1.6；查文献1表13-6，轻微冲击，取fp=1.1。蜗杆 由于，选择文献1式（13-11a） pa=fp（xfr+yfaa）=1.1（0.4374+1.6117）=623wpb=fp（xfr+yfab）=1.1（0.4949+1.62875）=5478w（3）计算轴承寿命 根据机械设计基础式（16-1） （单个轴承） h（两个串联） h减速器使用寿命48000h，所以蜗杆轴右端选用轴承串联，两轴承都合适。（4）计算蜗轮轴轴承寿命蜗轮轴轴承派生轴向力 由于蜗轮轴轴承受力情况较好，参考蜗杆轴轴承校核结果，所用轴承合适。蜗杆轴承蜗轮轴承2875npa=623wpb=5478whh轴承合适蜗杆受轴向力大一端两轴承串联蜗轮轴承不必校核七 键联接的选择与验算7.1选择键联接的类型和尺寸本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处，设置在蜗杆上的键标此处为键1此处轴的直径d1=38。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处，设置在蜗轮轴上的键标此处为键2此处轴的直径d2=50。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接，标记此处的键为键3此处轴的直径d3=65。一般8级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用圆头普通平键（a）型。而键3的蜗轮在轴的中间，所以也选择圆头普通平键（a）型。根据以上的数据，从文献2表4-1中查得键1的截面尺寸为：宽度b=18mm，高度h=11mm。由联轴器的标准并参考键的长度系列，可以确定取此键的长度l=50mm（比伸入到联轴器的深度短一些）。查得键2的截面尺寸为：宽度b=18mm，高度h=11mm。同理取此键的长度l=100mm。查得键3的截面尺寸为：宽度b=20mm，高度h=12mm。由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取该键的键长l=60mm。7.2 校核键联接的强度键1处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为p=120-150mpa,取其平均值，p=135mpa。键的工作长度为l=l-b=50mm-8mm=42mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.58mm=4mm。由文献1的式6-1可得 =可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。键2处键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为p=120-150mpa,取其平均值，p=135mpa。键的工作长度为l=l-b=100mm-11mm=89mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.511mm=5.5mm。由文献1的式6-1可得 =可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。键3处键规格比键2大，且受载相同，不必校核。自此减速器中的所有的键均以校核完毕，所有的键均满足使用要求。三处键联结1 键 18112 键 18113 键 2012= 1键合适= 1.212蜗轮轮毂端面与内壁距离15箱盖、箱座肋厚m1,mm10.85,m=0.85m1=12,m=12轴承端盖外径d2d+(5-5.5)d3110轴承旁联结螺栓距离ssd287箱体总尺寸为螺栓直径m8m10m12m16m20m24m301316182226344011141620242834沉头座直径20242632404860十二 小结 通过我三个多星期以来的不屑努力，我基本上能够按要求完成机械设计课程设计中指定的各项任务，通过这次设计，进一步提高了我的机械设计知识水平，巩固了所学课程；无论是看图能力还是画图能力都得到了较大的提高，使我们对机械有了更深刻的理解和认识，培养了我综合运用所学知识