机械设计基础课程设计说明书)

1、机械设计基础课程设计 船舶与海洋工程2013级1班 第3组组长：xxx 组员：xxx xxx xxx二一五年六月二十七日机械设计基础课程设计说明书设计题目： 单级蜗轮蜗杆减速器 学 院： 航运与船舶工程学院 专业班级： 船舶与海洋工程专业一班 学生姓名： xxx 指导老师： xxx 设计时间： 2015-6-27 重庆交通大学航运与船舶工程学院2013级船舶与海洋工程机械设计基础课程设计任务书1. 设计任务设计某船舶锚传动系统中的蜗杆减速器及相关传动。2. 传动系统参考方案（见下图）锚链输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入单级蜗杆减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送锚机滚筒5

2、，带动锚链6工作。 锚链输送机传动系统简图1电动机；2联轴器；3单级蜗杆减速器； 4联轴器；5锚机滚筒；锚链 3. 原始数据 设锚链最大有效拉力为F(N)=3000 N，锚链工作速度为v=0.6 m/s，锚链滚筒直径为d=280 mm。4. 工作条件锚传动减速器在常温下连续工作、单向运动；空载起动，工作时有中等冲击；锚链工作速度v的允许误差为5%；单班制（每班工作8h）,要求减速器设计寿命8年，大修期为3年，小批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。5. 每个学生拟完成以下内容（1）减速器装配图1张（A1号或A0号图纸）。（2） 零件工作图23张（如齿轮、轴或蜗杆等）。（3）设计计算说

3、明书1份（约60008000字）。目录1、运动学和动力学的计算12、传动件的设计计算53、蜗杆副上作用力的计算84、减速器箱体的主要结构尺寸95、蜗杆轴的设计计算116 、键连接的设计147、轴及键连接校核计算158、 滚动轴承的寿命校核189、 低速轴的设计与计算1910、键连接的设计2211、润滑油的选择2212、附件设计2313、减速器附件的选择24参考文献：26 1、运动学和动力学的计算计算项目计算过程及说明计算结果一、选择电动机1、选择电动机类型按工作要求和条件，选用Y系列全封闭笼型三相异步电 动机。 2、选择电动机功率 工作机所需功率为：Pw=Fv/(1000)=3000 

4、5;0.6/（1000×0.96）1.875KW； 电动机的输出功率为：=/=Fv/1000 由电动机值工作几之间的总效率 = 式中：、分别为联轴器（2个），蜗杆传动的轴承（2对），滚筒轴承及蜗杆传动的效率。由参考文献机械设计课程设计手册 贾北平 韩贤武 主编 华中科技出版社第7-8页表2-3=0.992、=0.99 、=0.98、 =0,79 则 =0.75 =1.875/0.75=2.5KW=0.75=2.5KW 3、确定电动机的转速 滚筒的工作转速为=因为由参考文献机械设计课程设计手册 贾北平 韩贤武 主编 华中科技出版社第5-6页表2-2，蜗杆传动的传动比=1040,则总的传

5、动比的合理范围为 =1040因此，电动机的转速的可选范围为 =1040（409.51638.0）r/min4、 确定电动机的型号 符合这一范围的电动机同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min。根据工作机所需要电动机输出功率和电动机的同步转速，由参考文献机械设计课程设计手册 贾北平 韩贤武 主编 华中科技出版社附录B可查出适用的电动机的型号分别为 Y132S-6 Y100L2-4 Y132M-8。相应的技术参数及传动比的比较情况见下表：电动机的型号额定功率电动机转速（r/min)传动装置的传动比/kw同步转速满载转速总传动比Y132S-63100096023.44Y10

6、0L2-431500143034.92Y132M-8375071017.39综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及涡轮传动的传动比，选择Y132S-6型电动机较为合适，即电动机的额定功率=4kW，满载转速=960r/min 总传动比适中，传动装置较紧凑。Y132S-6型电动机的主要尺寸和安装尺寸见下表：中心高H外形尺寸L×（AC/2AD）×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴身尺寸D×E装键部位尺寸F×G×D132475×345×315216×1401238×8010×33

7、15;38电动机型号：Y132S-6二、计算传动装置各轴的的运动和动力参数）1）各轴的转速轴 =960 r/min轴 =/=960/23.44=40.96 r/min滚筒轴nw=44.96 r/minn0=960 r/minn1=960 r/minn2=44.96r/minnw=44.96r/min2)各轴的输入功率=0.992、=0.99 、=0.98、 =0,79 轴 P1 =Pd=2.5×0.992x0.99=2.4552KW 轴 P2 =P1=2.428×0.99×0.79=1.92KW滚筒轴 PW =P2=1.875×0.992×0.

8、98=1.867KWP1 =2.4552KWP2 =1.92KWPW =1.867KW3） 各轴的输入转矩 电动机轴 T0 =9550Pd/n0=9550×2.5 /960=24.87Nm轴 T1 =9550P1/n1=9550×2.4552 /960=24.42Nm 轴 T2 =9550P2 /n2=9550×1.92/40.96=447.66Nm滚筒轴 TW=9550PW/nW=9550×1.867 /40.96=435.30NmT0 =24.87NmT1 =24.42NmT2=447.66NmTW =435.30Nm参数电动机轴轴轴滚筒轴转速n（r

9、/min）输入功率P/KW输入转矩T(Nm)9602.524.879602.455224.4240.961.92447.6640.961.867435.30传动比23.44 2、传动件的设计计算2.1蜗杆副的设计计算2.1.1选择材料蜗杆：45钢，表面淬火45-55HRC；蜗轮：10-3铝青铜ZCuAl10Fe3，砂模铸造，假设相对滑动速度vs<6m/s2.1.2确定许用应力根据参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第201-202页表12-5和表12-6许用接触应力 H=200MPa许用弯曲应力 F=80MPa2.1.3参数的选择蜗杆头数 Z

10、1=2蜗轮齿数 Z2=iZ1=23.44×2=46.88 则Z2取47使用系数 KA=1.3综合弹性系数 ZE=150接触系数Z 取d1/a=0.4 由图12-11得，ZP=2.8见参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第201页图12-112.1.4确定中心距a取整：a=145mm查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第195页表12-1可得若取m=6.3,d1=63mm 则d2=mZ2=6.3X4.7=296.1mm则中心距a为2.1.4验算蜗轮圆周速度v2、相对滑动速度vs、及传动总效率

11、1）蜗轮圆周速度v22）导程角 由3）相对滑动速度vs 与初选值相符，选用材料合适4）传动总效率 查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第204页表12-7及公式（12-13）可知当量摩擦角 原估计效率0.75与总效率相差较大，需要重新验算。2.1.5验算蜗轮抗弯强度蜗轮齿根抗弯强度验算公式为其中当量齿数 查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社 第177页图11-8可得所以强度足够2.2计算蜗杆传动等其他几何尺寸2.2.1蜗杆相关几何尺寸计算及其说明计算结果分度圆直径 齿顶高 全齿高 齿顶圆直径 齿

12、根圆直径 蜗杆螺旋部分长度(因为当m<10时，b1加长1525mm，故取b1=110mm;参见参考文献机械设计常用公式速查手册张继东 编 机械工业出版社 第103页）蜗杆轴向齿距 d1=63mmha1=6.3mmh1=14.20mmda1=75.60mmdf1=47.88mmb1=110mmPa1=19.78mm2.2.2蜗轮相关几何尺寸计算及其说明计算结果分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径外圆直径 蜗轮齿宽 轮缘宽度 d2=296.10mmda2=308.70mmdf2=280.98mmde2=318.20mmb2=48.09mm取B=56.70mm2.2.3热平衡计算取油温t=65，

13、空气温度t=20,通风良好，取15W/(m2·),传动效率为0.75；由公式 得：其中=3kw =453、蜗杆副上作用力的计算3.1.1已知条件 1)高速轴传递的转矩 T1=24870N·mm转速 n1=960r/min分度圆直径 d1=63mm 2)低速轴传递的转矩 T2=447660N·mm转速 n2=40.96r/min分度圆直径 d2=296.1mm3.1.2蜗杆上的作用力 1）圆周力 其方向与力作用点圆周速度方向相反2）轴向力 其方向与蜗轮的转动方向相反3）径向力 其中n=20°其方向力由力的作用点指向轮1的转动中心3.1.3蜗轮上的作用力 蜗

14、轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等，方向相反，即蜗轮上的作用力为：Fa2=Ft1；Ft2=Fa1；Fr2=Fr14、减速器箱体的主要结构尺寸 根据参考文献机械设计课程设计手册 贾北平 韩贤武 主编 华中科技出版社 第18-20页表4-1和表4-3得 单位： mm名称符号尺寸关系尺寸大小箱座壁厚0.04+3810箱盖壁厚11=0.08589箱盖凸缘厚度b11.5113箱座凸缘厚度b1.516箱座底凸缘厚度b22.526地角螺钉直径df0.036+12M20地角螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径d10.75 dfM16盖与座连接螺栓直径d2(0.50.6)

15、dfM10连接螺栓Md2的间距l150200170轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5) dfM10视孔盖螺钉直径d4(0.30.64) dfM8定位销直径d(0.70.8) d2M8Mdf、Md1、Md至外箱壁距离C1见表4-326,22,16Mdf、Md1、Md至凸缘边缘距离C2见表4-324,20,14轴承旁凸台半径R1C214凸台高度h根据低速轴轴承座外径确定外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(510)5560箱盖、箱座肋骨m1、m2m10.851、m20.857.4、8.7轴承端盖外径D2D+(55.5),D-轴承外径(125)125轴承旁螺栓距离ssD2125 减速器零件的位置尺

16、寸单位：mm代号名称荐用值/mm代号名称荐用值/mm1齿顶圆至箱体内壁距离157箱底至箱底内壁的距离202齿轮端面至箱体内壁距离10H减速器中心高3轴承端面至箱体内壁距离轴承用脂润滑时轴承用油润滑时4L1箱体内壁至轴承座孔外端面的距离4旋转零件间的轴向距离12L2箱体内壁轴向间距5齿轮顶圆至周彪面的距离13L3轴承座孔外端面间距6大齿轮顶圆至箱体底面内壁间距35e轴承端盖凸缘厚度125、蜗杆轴的设计计算5.1.1已知条件1)参数 传递的功率 P1=2.455KW，转速n1=960r/min，转矩T1=24.42Nm，分度圆直径63mm，df1=47.88宽度b1=110mm2)材料的选择因传递

17、的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用的45号钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此蜗杆表面采用淬火处理。5.1.2初算轴径 初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故轴径可由下式求得：查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社 第250页表14-2可得 45钢的C值为118107，故取1185.2结构设计5.2.1轴承部件结构设计蜗杆的速度为 根据参考文献机械设计课程设计手册贾北平 韩贤武 主编 华中科技出版社 第16页得因为当蜗杆圆周速度v45m/s时，采用蜗杆下置式 当蜗杆圆周速度v45m/s时，采用蜗杆上置式 蜗杆

18、下置时，润滑和冷却的条件比较好；所以 结构采用蜗轮在上、蜗杆在下的结构。为了方便蜗轮轴安装及调整，采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结构，对于蜗杆轴，可按轴上零件的安装顺序进行设计。5.2.2轴段的设计 1）因为该段轴上安装联轴器，故此段设计与联轴器同步设计。为了补偿误差，故采用弹性联轴器，查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第296页表17-1可得工作情况系数KA为2.32）联轴器类型的确定及轴段的设计电动机的轴伸尺寸D×E=38×80所以联轴器取型号为LT6弹性套住销联轴器，其公称转矩为250N·m,许用转速为38

19、00r/min（钢），轴孔直径范围为3242mm，毂孔直径取38mm，轴孔长度去60mm，J型轴孔，联轴器从动端代号为LT6 38×60 GB/T4323-2002。则相应的轴段直径为d1=38mm，轴段长度略小于轮毂直径，故取L1=58mm3）轴段的直径 轴肩高度为故，轴段的直径为 该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为 65 F2/T902010-91,则d2=55mm4)轴段及轴段的设计 因为轴段及轴段上安装轴承，考虑其受力情况，所以选用圆锥滚子轴承，轴段上安装轴承，现取轴承为30214，根据参考文献机械设计基础课程设计杨晓兰 主审 唐一科 贾北平主编 华中科技大学出版社 第1

20、20页得其详细参数为 轴承内径d=60mm，外径D=110mm,宽B=22mm，T=23.75，内圈定位轴肩直径da=69mm，外圈定位轴肩直径Da=96mm，a22.3mm 蜗杆采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取3=4mm，蜗杆浸油深度为蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为 故取d3=70mm,即d3=d7=60mm，l3=l7=B=22mm5）轴段的长度设计 因为轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件的尺寸有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离=12mm（可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和向力内壁的位置） 由减速器箱体的主要结构尺寸可查轴承旁连接螺栓直径、

21、箱体凸缘连接螺栓直径和地脚螺栓直径。轴承端盖连接螺栓直径M10，取螺栓GB/T5782 M10×35,故轴承端盖厚e=1.2×d端螺=1.2×10mm=12mm，取e=12mm。调整垫片厚度t=3mm，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K1=16mm。轴承座外伸凸台高t=5mm，轴承座长度为L55mm。则：L2=K1+e+t+L -3- L3=16+12+3+55-4-24=58mm6)轴段和轴段的设计该轴段直径可以取轴承定位轴肩的直径： d4=d6=69mm 轴段和的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与 内壁距离1=15mm和蜗杆宽b1=130mm,及壁厚、凸台高

22、、 轴承座长等确定：L4=L6=+1+t-L+3-=83mm7)轴段的设计轴段即为蜗杆段长 L5=b1=110mm分度圆直径为63mm，齿根圆直径df1=47.88mm8)轴上力作用点间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距a=25.8m，则可得轴的支点及受力点间的距离为 9)蜗杆的基本尺寸单位：mm385855586024698375.61106983602410）画出轴的结构及相应尺寸6 、键连接的设计 联轴器与轴段间采用A型普通平键连接，根据参考文献机械设计基础课程设计杨晓兰 主审 唐一科 贾北平主编 华中科技大学出版社第114页得，键的类型为: GB/T 1096 键 10×

23、8×327、轴及键连接校核计算7.1轴的强度校核7.1.1求出水平面的支承反力7.1.2求出垂直面的支承反力 7.1.3轴承A的总支承反力 轴承B的总支承反力7.1.4绘弯矩图1）绘垂直面的弯矩图 2）绘水平面的弯矩图 3)蜗杆受力点截面右侧为4）合成弯矩蜗杆受力点截面左侧为蜗杆受力点截面右侧为5）画转矩图 T1=24157N·mm7.2校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面，其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为最大弯曲应力为扭剪应力为如认为轴的扭切应力时脉动循环变应力，取折合系数=0.6，当量应力为（第三强度理论）查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光

24、蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第251页表14-3可得e=11.37MPa0b=70所以强度足够7.3蜗杆轴的挠度校核 蜗杆的当量轴径为 转动惯量为对于淬火钢需用最大挠度r=0.004m=0.004×6.3=0.0252mm取弹性模量E=2.1×105Mpa，则蜗杆中点挠度为所以挠度满足7.4校核键连接强度 联轴器处键连接的挤压应力为 所以强度符合8、 滚动轴承的寿命校核8.1蜗杆轴：预期寿命：8×8×365=23360查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第284页式（16-3）和（16-4）和

25、表16-11得F/F=2.75 e=1.5tan0.05<2.75X=0.4 Y=1.1P=XF+YF=2964.1=10/3 L=5434769h8.2低速轴：根据参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第284页式（16-3）和（16-4）和表16-11得F/F=0.7 e=1.5tan0.05<0.7X=0.4 Y=1.1P=XF+YF=1015.8N=10/3 L=4330056880h9、 低速轴的设计与计算9.1.1已知条件1)参数 传递的功率 P2=1.92KW，转速n2=40.96r/min，转矩T2=447660N

26、3;m，分度圆直径296.1mm，宽度b2=48.09mm2)材料的选择和处理因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用的45号钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此采用调质处理。9.1.2初算轴径 初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故轴径可由下式求得：查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第250页表14-2可得 45钢的C值为118107，故取118因为轴上有键，应增大轴径3%5%，则d>42.55+42.55×（0.030.05）=43.8344.68mm,故取dmin=44mm9.2结构

27、设计9.2.1轴段的设计 1）因为该段轴上安装联轴器，故此段设计与联轴器同步设计。为了补偿误差，故采用弹性联轴器，根据参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第296页表17-1可得工作情况系数KA为2.3所以联轴器取型号为GB/T 5014-2003中的LX3型联轴器符合要求，其公称转矩为1250N·m,许用转速为4750r/min（钢），轴孔直径范围为4048mm，毂孔直径取48mm，轴孔长度取84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX3 38×60 GB/T 5014-2003。则相应的轴段直径为d1=48mm，轴段长

28、度略小于轮毂直径，故取L1=82mm2）轴段的直径 轴段的直径为 该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为 55 JB/ZQ4606-1997,则d2=65mm3)轴段及轴段的设计 因为轴段及轴段上安装轴承，考虑其受力情况，所以选用圆锥滚子轴承，轴段上安装轴承，现取轴承为30214，根据参考文献机械设计基础课程设计杨晓兰 主审 唐一科 贾北平主编 华中科技大学出版社第121页得其详细参数为 轴承内径d=70mm，外径D=125mm,宽B=24mm，T=26.25，内圈定位轴肩直径da=79mm，外圈定位轴肩直径Da=110116mm，a25.8m，故取d3=70mm。轴承采用脂润滑，需要设计挡油

29、环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取3=10mm。 故d3=d6=70mm，4)轴段的设计轴段上安装蜗轮，为方便蜗轮的安装，d4应该略大于d3，可定d4=75mm,蜗轮轮毂的宽度范围为（）d4=90135mm,取其轮毂宽度H=90mm，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应该比轮毂略短，故取L4=88mm5)轴段的长度设计取蜗轮轮毂到内壁距离2=15mm，则L3=B+3+2+H-L4=（22+10+15+80-78）=49mm6）轴段的长度设计 因为轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件的尺寸有关。轴承端盖连接螺栓直径为M8

30、，取螺栓GB/T5782 M8×35,故轴承端盖厚e=1.2×d端螺=1.2×8mm=9.6mm，取e=10mm。调整垫片厚度t=2mm，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K1=15mm。轴承座外伸凸台高t=5mm，轴承座厚度为L=+c1+c2+(58)=6770mm。则：取L=68mmL2=K1+e+t+L-3-B=15+10+2+68-10-22=63 mm7)轴段的设计 该轴段为蜗轮提供定位，定位轴肩的高度为 取h=10mm,则d5=95mm,取轴段的长度L5=10mm9)轴段的长度设计保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称，则L6=L3-L5-2mm=49-10

31、-2=37mm10)轴上力作用点间距轴的支点及受力点间的距离为 11）低速轴的设计尺寸 单位：mm48826563704975889510704910、键连接的设计联轴器与轴段间采用A型普通平键连接，根据参考文献机械设计基础课程设计杨晓兰 主审 唐一科 贾北平主编 华中科技大学出版社 第112页得，键的类型为GB/T 1096 键 12×8×32和键16×1011、润滑油的选择减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效g率，还可以防止锈蚀、降低噪声。减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高

32、，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。蜗杆轴承采用全损耗系统用油L-AN150润滑油润滑。蜗轮轴承采用ZL-1锂基润滑脂润滑。12、附件设计经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、定位销的组合设计，经校核确定以下零件： 键的类型： 单位：mm安装位置类型b（h9）h（h11）L9（h14）蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处GB/T 1096 键 10×810832蜗轮与蜗轮轴联接处GB/T 1096 键 12×812832蜗轮轴、联轴器及传动滚筒联接处GB/T 1096键16×10161032圆锥滚动轴承 ： 单位：mm安装位置轴承型号外 形

33、尺 寸dDTBC蜗 杆GB/T297-1994（30212）6011023.752219蜗轮轴GB/T297-94302127012526.252421密封圈（JB/ZQ 4606-1986）： 单位：mm安装位置类型轴径d基本外径D基本宽度蜗杆B55×74×855748蜗轮轴B65×74×865748弹簧垫圈（GB93-87）： 单位：mm安装位置类型内径d宽度（厚度）材料为65Mn，表面氧化的标准弹簧垫圈轴承旁连接螺栓GB93-87-16164上下箱联接螺栓GB93-87-12123挡油环： 单位：mm安装位置外径厚度边缘厚度材料蜗杆129129Q235定位销为GB117-86 销8&#