机械设计课程设计一级蜗杆减速箱说明书

1、机械设计课程设计目录一 设计题目-3二 电动机的选择-3三 传动装置动力和运动参数 -5四 蜗轮蜗杆的设计-5五 减速器轴的设计-9六 滚动轴承的确定和验算-13七 键的选择-14八 联轴器的选择-15九 润滑与密封的设计-15十 铸铁减速器结构主要尺寸-15小结-17致谢-18参考文献-19一 课程设计题目设计一用于带式运输机的蜗杆减速器。运输机连续工作，空载启动，工作有轻微震动，单向运转使用期限5年，每天工作24小时。运输链允许速度误差5%原始数据运输带拉力：F=1800N，运输带速度v=1.9m/s卷筒直径=160mm二 选择电动机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

2、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处为卷筒的传动效率出处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：符合这一范围的同步转速为：查机械设计文献第155页表12-1可知 根据容量和转速，由设

3、计文献查出的电动机型号，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参考价格传动装置传动比123Y-160M2-8Y132M2-6Y132S-45.55.55.575010001500720960144014584685.483.703.0910.0513.420.11本参考价格为4极，同步转速为1500rmin,功率11kw的电动机价格为1计算，表中数值为相对值，仅供参考。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Y132S-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；功率因数最大转

4、矩额定转矩Y132S-45.514402.2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装键部位尺寸132475280315216140123880102.4 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： 12.8i在1530范围内可以选用双头闭式传动。三 计算传动装置运动和动力参数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。所以：N=2900N2=226.8

5、3.2 计算各轴的输入功率为电动机的功率 6,22为蜗杆轴的功率 7.5*0.99=7.42为蜗轮轴的功率 P2=7.42*为工作机主轴的功率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 为工作机主轴上的转矩四 确定蜗轮蜗杆的尺寸4.1 选择蜗杆的传动类型根据GBT 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）4.2 选择材料蜗杆一般采用碳素钢或合金钢制造，要求齿面火淬并且要求有较高的硬度，对高速重载常用20锰铬合金或40硅锰合金制造，并且应磨削，一般蜗杆采用45号钢调制处理，在低速传动中蜗杆不经热处理，甚至可采用铸铁。 根据蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆采

6、用45#钢，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 N.mm 确定载荷系数K 载荷系数K= 。其中为使用系数，查文献1第250页表11-5，由于工作载荷有轻微震动且空载启动故取=1。为齿向载荷分布系数，由于载荷变化不大，有轻微震动，取=1， 为动载荷系数，蜗轮圆周速度 45HRC，可以从文献1表11-7中查得蜗轮的基本许用应力 =268Mpa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=

7、0.6863=221.77 计算中心距 取中心距a=160mm，因 i=20.11，从课本中由表12-1取m=6.3mm，q=10,=63mm。这时/ a=0.394, 由图11-18可查：=2.5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 由机械设计课本表11-2与11-3可查的蜗杆的尺寸如下：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 蜗轮由机械设计课本表11-3可查的涡轮的尺寸如下：蜗轮齿数=41，变位系数=-0.1032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 蜗轮咽喉母圆直径4.

8、5 校核齿根弯曲疲劳强度选取当量系数:根据变位系数=-0.1032，=41 从文献中的图11-19中查得齿形系数为： =2.47螺旋角系数:=许用弯曲应力:=从文献1表11-8中查得由铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为=56Mpa。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=5.5KW啮合摩擦产生的热量损耗效率 （为

9、蜗杆分度圆上的导程角）轴承摩擦产生的热量损耗效率溅油损耗效率为当量摩擦角，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查表文献111-18可得通过插入法计算得为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）=0.877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估算此面积0.8,j计算的面积为0.94S为内表面能被润滑油所飞溅到，外表面又可

10、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 因为上述结果，可知本箱体单纯的靠表面的散热是满足不了实际的工作需求，为了确使减速器在其正常工作的时候能得到良好的环境，确保减速器工作寿命，要根据实际情况进行风扇的添置或者在箱体底部加可循环的水或油泵进行循环热交换。所以本减速器选择在箱体底部加可循环的水来确保减速器工作性能优良。根据热平衡条件， 在这样的条件下保持工作温度满足规定的要求，所以加散热片可以满足散热要求。五 减速器轴的设计计算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=71

11、.23Nm5.1.2 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见下图。5.1.3 初步确定轴的最小直径根据课本中的公式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 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：因为该轴要与电动机相连，电动机的轴径为38mm，而上式中计算的最小轴径为17.10mm，所以要以轴径大的轴来选择联轴器的轴径。按照计算转矩Tca

12、应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT5014-1985或文献，选LT6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250。许用转速3800r/min,联轴器的尺寸为d=38mm,半联轴器长L=82mm。半联轴器与轴配合的轮毂孔长度L=60mm。蜗杆初选滚动轴承：据蜗杆轴径初选圆锥滚子轴承30210，查文献表6-7得B=20mm,D=90mm,d=50mm。 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 =17mm，查文献1表11-4，蜗杆齿宽B计算选为102mm。其余部分尺寸见下图5

13、.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）弯扭图见下图：（6）该轴所受扭矩为 T=71230N.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，蜗杆轴疲劳强度满足实际工作要求。5.2 蜗轮轴的设计和计算5.2.1 计算最小轴径：

14、按文献1中的公式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课本，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，查文献表8-7，选用LT9型弹性套住型联轴器其公称转矩为1000N.m半联轴器的轴径：d1=50mm半联轴器的长度：L=112mm所以选轴伸直径为：84mm.5.2.3 初选滚动轴承：据蜗轮轴径初选圆锥滚子轴承30212，查文献表6-7得B=56mm,D=110mm,d=74mm。 确定轴的结构尺寸如下：所以轴的长度为 3

15、00mm。 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。根据参考文献1表152 取轴端倒角为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=1719N.mm（7）按弯扭合成应力

16、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。六 滚动轴承的选择及其计算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，在文献2中选择圆锥滚子轴承；查表6-7，选择型号为30210的轴承。左右段各一个。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

17、轴承，在文献2中选择圆锥滚子轴承；查表6-1，选择型号为30212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（16-4） P=fp（XFr+YFa）分别为轴承的径向载荷及轴承载荷N；X，分别为径向动载荷系数及轴向动载荷系数。对于向心轴承，当时，可由表16-11查出X和Y数值；当时，轴向动载荷的影响可以忽略不记。查手册73页，根据所选的轴承代号查得为39.8KN 和80.5KN蜗杆轴承的选择:计算得=0.21，查表280页 16-11 e=0.38所以， 即轴承在轴向和径向载荷的作

18、用下，相当于有1685.N的使用寿命计算所需的径向基本额定动载荷值 在课本上查表16-9 查表16-8 查得 查手册得到基本额定动载荷为49200N 49200N。所以轴承选择符合要求.蜗轮轴轴承的选择:同样从手册74页查的基本当量动载荷为91.5KN计算1.220蜗轮轮毂端面与内壁距离20箱盖、箱座肋厚m1,mm10.85,m=0.85m1=10,m=10轴承端盖外径D2D+(5-5.5)d3130轴承旁联结螺栓距离SSD2125联结螺栓扳手空间C1，C2值和沉头座直径螺栓直径M8M10M12M16M20M24M24C113161822263440C211131416202830沉头座直径1

19、8222633404861减速器外部辅助工作平台 由于减速器的设计蜗杆高度的问题 所以在放置电动机的时候要考虑到，电动机的实际工作情况，所以要在电动机下面增加一个放置电动机的平台。经估计电动机的轴的高度离地面为480MM，所以要安放高度为320MM的工作平台，该平台上要有紧固电动机的螺栓孔，并且材料要符合电机的工作要求。小结为期三周的机械课程设计，是我入学以来学习的一种应用，也是对我自己的一种检验。它综合了以前学习的机械设计基础.工程材料.材料力学等知识，可以说是一种综合的应用。在整个设计的过程中我发现了许多的乐趣，发现设计的时候要兼顾许多方面的问题。从设计前的计算到画图，每个细节都要从设计的实际情况出发，学习到了许多在将来工作中需要注意的问题。满足其因该有的需求。不符和要求的要改进，作到一丝不苟，严谨的态度对待设计的每个环节是我从老师们的身上学习到的。致谢对于这次设计的完成,首先感谢母校塔里木大学的辛勤培育，感谢学校给我提供了如此难得的学习环境和机会，使我学到了许多新的知识、知道了知识的可贵与获取知识的辛勤。承蒙张涵老师的耐心指导，我顺利地完成了我的课程设计。在此深深感谢我的老师张涵