机械设计课程设计-蜗杆齿轮减速器.docx

机械设计课程设计计算说明书 设计题目 蜗杆齿轮减速器学院 专业班级 设计者 学号 指导教师 日期 年 月 日 目录一. 课程设计书3二. 设计要求4三. 设计步骤41.传动装置总体设计方案:52.电动机的选择53.确定传动装置的总传动比和分配传动比64.计算传动装置的运动和动力参数75.传动零件的设计计算85.1.高速级蜗轮蜗杆的设计计算85.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算116.轴的设计与计算166.1蜗杆轴的计算166.2中间轴的计算166.3低速级轴的计算176.3.1初估轴径176.3.2结构设计176.3.3强度校核207.键的选择和键联接的强度计算227.1键的选择227.2低速轴键连接的强度计算238.滚动轴承的选择和计算238.1滚动轴承的选择238.2低速轴上滚动轴承基本额定寿命计算239.润滑和密封的选择2510.联轴器的选择2511.减速器联接件尺寸2612.减速器附件的设计与选择2613.设计小结28一. 课程设计书一 原始数据f=1835 n d=0.33 m v=0.38 m/s二 其他条件使用地点：室外生产批量：小批载荷性质：微振使用年限：四年二班计算说明结果设计课题:设计一用于带式运输机上的蜗轮齿轮二级减速器, 运输机连续单向运转,载荷性质是微震,使用地点是室外,减速器小批量生产,使用年限是四年两班.空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220v表一:二. 设计要求1.减速器装配图一张(a1)。2.cad绘制轴、齿轮零件图各一张(a3)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计v带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将v带设置在高速级。2.电动机的选择1)选择电动机的类型 按工作要求和工作条件,选用y系列三相笼型异步电动机,全封闭冷式结构2)确定电动机的容量电动机所需工作功率为： pp/pw=fv1000w=18350.381000w=0.726kw式中w为卷筒的效率,取0.96传动装置的总效率0.9920.970.9840.80.70；为联轴器的效率, 2为齿轮传动的效率(8级)，为轴承的效率(滚动轴承)，为蜗轮蜗杆的效率(双头)，所以pp/=1.037kw3)选择电动机转速卷筒工作转速为n=22.0r/min按照推荐的传动比合理范围,蜗杆圆柱齿轮减速器则总传动比合理范围为ia1560,故电动机转速可选范围为:n= ian=(1560)22.0=3301320r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min,1000 r/min.综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等因素,决定选用同步转速为1000 r/min的电动机,型号为y90l-6其主要性能如表所示电动机参数表1.1电动机型号额定功率pkw电动机转速电动机重量n起动转速额定转速最大转矩额定转矩同步转速满载转速y90l-61.110009102502.02.23.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n910/22.041.36（2） 分配传动装置传动比1. 式中分别为蜗轮蜗杆传动和齿轮传动的传动比。=(0.040.07)=1.652.89522.5，则16.544.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速910r/min910/16.5455.02r/min/55.02/2.5=22.0r/min=22.0 r/min（2）各轴输入功率1.0370.991.027kw41.0270.80.980.805kw20.8050.980.970.765kw=0.7650.990.980.743kw（3） 各轴输入转矩电动机轴的输出转矩=9550 =95501.037/910=10.88 nm所以: =10.880.99=10.77 nm=10.7716.540.980.8=139.66 nm=139.662.50.980.97=331.90nm运动和动力参数1.2轴号功率p/kw转矩t/nm转速n/r/min传动比i效率电机轴1.30710.889101.000.99轴1.02710.7791016.540.78轴0.805139.6655.022.500.95轴0.765331.90221.000.97卷筒轴0.743322.00225.传动零件的设计计算5.1.高速级蜗轮蜗杆的设计计算材料的选择蜗杆采用45钢，表面硬度45hrc，蜗杆头数z1=2。蜗轮材料采用zcusn10p1，砂模铸造，我轮齿数z2=i1z1=33a接触疲劳强度计算1) 许用接触应力h由表可知应力循环次数n2=60n2t2=60910/16.519200=6.35107h=0.9b8107n2=0.922081076.35107=157 mpa2) 计算m3q 涡轮转矩t2t2=t1i1=1.4105 nmmz1=2,假设1=0.8 载荷系数k=kakvk=1.21.11=1.32v23m/s kv=1.1m3q=9.47coskt2(zez2h)2=9.261.321.4105(155/33157)=1531.56查得接近的m3q=1575初步计算 m=5mm d1=63mm q=12.6003) 传动基本尺寸 蜗轮分度圆直径d2=mz2=533=165mm传动中心距 a=0.5(d1+d2)=144 取整a=115mm变为系数 x=(a-a)/m=0.2蜗杆导程角 =tan-1z1q=9.024) 定精度等级蜗轮圆周速度 v2=d2n2601000=0.48m/s滑动速度vs=v2sin=3.06m/s 选取精度9级精度b.弯曲疲劳强度校核1)计算疲劳强度f=0.25s+0.08b9106n21.25=41.46mpa2)弯曲应力计算当量齿数zv=z2cos3r齿形系数，由表查得yf=1.96螺旋角系数y=1-140弯曲应力f2=1.64kt2d1d2myfy=8.64mpa因为ff 所以蜗轮安全3)效率计算啮合效率5=tantan(+v)由表查得v=1.55搅油效率6取0.99，滚动轴承效率4取0.98/对总效率：=5642复核m3q m3q=9.47cosrkt2(zez2h)2c.热平衡计算箱体面积：a=0.33(a100)1.75工作油温：t=1000(1-)pikda+t0因为t1取=1z=1=0.785)螺旋角系数 z=cos=0.985弹性影响系数 ze=189.8mpa6)查得接触疲劳极限应力hlim3=590mpa; hlim4=470mpa7)计算应力循环次数n3=60n3jlhn4=n3/u8)查得寿命系数khn3=1.19 khn4=1.25 (允许有点蚀)9）计算接触疲劳寿命许用应力取是小概率为1%，安全系数s=1,由=knlims 得h3=khn3hlim3=702.1mpa h4=khn4hlim4=587.5mpa取h=587.5mpa10)由d332kt3du1u(zezhzzh)2 计算得d311）计算圆周速度v3=n3d3601000=0.2048m/s12)修正载荷系数 按v3z3100=0.057 查得动载系数kv=1.013)校正试算的分度圆直径d3=d33kvkv14)计算法向模数mn=d3cos2cos=2.9316 圆整成标准值，取mn=3mm15)计算中心距a2=(z3+z4)2cos=151.500 圆整取a2=155mm16)按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1（z3+z4）mn2a2修正=1.88-3.21z1+1z2cos=1.62修正zh=2.38 均与原数值相差不大17)按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1(z1+z2)mn2a=18.4918)计算分度圆直径d3=z1mncos=88.57mmd4=z2mncos=221.44mm19)计算齿轮宽度b=dd3=70.86mm 圆整取b3=77mm b4=71mmb.校核齿根弯曲疲劳强度f1=2kt1bd1mnyfa1ysa1yyf1f2=f1yfa2ysa2yfa1ysa1f21)重合度系数y=0.25+0.75=0.712)螺旋角系数 y=1-120=0.843)计算当量齿数 zv1=z1cos3=32.83zv1=z2cos3=82.074)查取齿形系数 yfa1=2.65 yfa2=1.725)查取应力修正系数 ysa1=1.58 ysa2=1.726)查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数flim1=450mpa flim2=390mpa按n1=6.34107 , n2=2.51107分别查得kfn1=kfn2=17)计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1安全系数s=1 得f1=kfn1flim1=450mpaf2=kfn2flim2=390mpa8)计算弯曲应力f1=116.3mpa45hrc240hbs200hbs齿数2332870模数53变位系数0.206.轴的设计与计算6.1蜗杆轴的计算轴的材料选用45钢，取c=112，前述pi=1.027kw ni=910r/min初估轴径： 由dc3pn 得dic3pini=11.66又由于轴与联轴器联接，有一个键槽，轴径应增大3%，轴端最细直径dimin=11.661+3%=12.01mm考虑到联轴器及蜗杆便于安装到箱体中，取dimin=30mm6.2中间轴的计算轴的材料选用45钢，取c=118,前述pii=0.805kw nii=55.02r/min初估轴径： diic3piinii=27.40取diimin=35mm6.3低速级轴的计算6.3.1初估轴径轴的材料选用45钢，取c=112，前述piii=0.765kw niii=22.0r/min由diiic3piiiniii=36.56mm又由于轴与联轴器联接，有一个键槽，轴径应增大3%，轴端最细直径diiimin=36.61+3%=37.65mm取diiimin=38mm6.3.2结构设计1）轴端a的结构设计轴段a上安装联轴器，根据联轴器标准取a的轴径da=38mm,长度la=82mm2）轴端b的结构设计联轴器用轴肩定位，db-da=38mm,取轴段b的轴径db=42mm;采用脂润滑，用唇形密封圈密封，取轴段b的长度lb=49mm3)轴端c的结构设计轴端c上安装滚动轴承和挡油板，并且轴段c轴肩为非定位轴肩，dc-db=13mm ,考虑滚动轴承标准，取轴段c轴径dc=45mm长度lc=44mm 。4）轴段f的结构设计轴段f和轴段c安装相同轴承，取df=45mm，lf=46mm5)轴段e的结构设计轴段e上安装大齿轮，且轴肩为非定位轴肩，de-df=13mm并且为了便于齿轮安装取de=48mm,齿轮轮毂长度l=71mm,为保证挡油板能顶到齿轮左端面，轴段e长度应比轮毂长度小13mm,取le=69mm 。i截面6)轴段d的设计a)b)xy平面c) xy面弯矩(c)79843nmmxz面30403nmmft4r2r1136536nmmxz面弯矩(d)139880nmm合成弯矩(e)158168nmm扭矩图(f)34550nmm轴段d左端轴肩固定大齿轮，则dd-de=38mm,取轴段d的轴径dd=53mm，根据结构确定轴段d的长度ld=117mm。轴的结构如图（a)6.3.3强度校核轴的跨度和齿轮在轴上的位置及轴的受力如图（a）(b)1)齿轮受力：螺旋角=182924 直径d4=221.44mm圆周力ft4=3154n 径向力fr4=1211n轴向力fa4=1055n2)计算轴承反力xy面 r1=fa4d42+fr4191191+65.5r2=fr4-r1xz面 r1=ft4191191+65.5r2=ft465.5191+65.53)计算轴的弯矩xy平面 i截面miy左=r165.5miy右=r165.5-fa4d42xz平面 i截面 miz=r165.54）合成弯矩i断面 mi左=miy左2+miz2mi右=miy右2+miz2画出xy面弯矩图，xz面弯矩图和合成弯矩图，如图(c)(d)(e)5)轴的转矩tiii=331900nmm,画出轴的转矩图，如图（f）6)由弯矩合成图和扭矩图可以判断出截面i（齿轮齿宽中面）即为危险截面，有较大的应力。7）由于轴的材料选用45钢，调质，b=650mpas=360mpa疲劳极限：-1=0.45b=293mpa0=0.81b=527mpa-1=0.26b=169mpa0=0.50b=325mpa材料对循环载荷的敏感系数=2-1-00=0.11=2-1-00=0.048）危险截面i的应力弯矩mi=177688nmm=a=miw=1776880.1483=16.1mpam=0=tiiiwt=3319000.2483=15.0mpaa=m=2=7.5mpa9)求截面i的有效应力集中系数因在此截面处有a型键槽，由b=650mpa查得k=1.825k=1.62510)求表面状态系数及尺寸系数查得=0.92 =0.84=0.7811）求安全系数（设为无限寿命，kn=1)得s=kn-1ka+ms=kn-1ka+m得综合安全系数s=sss2+s2结论：根据校核，截面i足够安全7.键的选择和键联接的强度计算7.1键的选择1）蜗杆轴与联轴器间采用a型普通平键联接，其型号为键8x63gb/1096-20032)中间轴与蜗轮间采用a型普通平键联接，其型号为键10x56gb/1096-2003。中间轴与小齿轮间采用a型普通平键联接，型号取10x63gb/1096-2003。3）低速轴与大齿轮间采用a型普通平键，型号为14x56 gb/1096-2003。低速轴与联轴器间采用a型普通平键联接，型号为10x70 gb/1096-2003。7.2低速轴键连接的强度计算1)齿轮处键联接的强度计算键的接触长度l=l1-b1=70-10=60mm,查得键联接的许用应力p=100mpa齿轮处键联接的挤压应力：f1=4tiiidiiihl=72.79sii由图示结构可知，i轴承“放松”，ii轴承“压紧”。所以 fai=sifaii=si+fa43）计算当量动载荷根据载荷性质查得载荷系数fp=1.5faifri=0.4=e ,查得 xi=1 yi=0faiifrii=2.5e 再由ifaiic0=0.075 查得 xii=0.44yii=1.24由p=fp(xfr+yfa)得pi=fp(xifri+yifai)pii=fp(xiifrii+yiifaii)4）计算寿命ln0=10660nii(cp)，将pi、pii较大值带入公式，=3要求工作时间lh=430028=19200hln0故轴承寿命足够。5）静载荷演算：查得 x0=0.5 y0=0.46由 p0i=x0fri+y0fai=1855.6fri,故取p0i=frip0ii=x0frii+y0faii=1393.4因p0ic0p0iic0故静强度足够。9.润滑和密封的选择1）中间轴和低速轴上轴承采用通用锂基润滑脂，油池中装入l-an46润滑油以供蜗杆蜗轮和齿轮啮合润滑。2）蜗杆轴和低速轴上用轴承透盖处采用密封唇向外的有骨架橡胶密封圈，以防止室外灰尘进入加速器。10.联轴器的选择根据轴径以及轴传递的转矩，蜗杆轴上联轴器选用hl2弹性柱销联轴器，低速轴上选用hl3弹性柱销联轴器。11.减速器联接件尺寸 表1减速器连接件尺寸名称符号尺寸地脚螺栓直径dfm16数目n6轴承旁螺栓直径d1m12间距s136.76,150.74箱盖与箱座联接螺栓直径d2m10间距s150mm轴承盖螺栓直径d3m10数量n22窥视孔盖螺栓直径dfm8定位销直径d8 表2扳手空间尺寸c1 c2值 螺栓直径m8m10m12m16c1min13161822c2min1114162012.减速器附件的设计与选择1）窥视孔及窥视孔盖窥视孔尺寸为100mmx97mm,位置在大齿轮与小齿轮啮合的上方；窥视孔盖尺寸为140mmx137mm。2）油面指示装置选用油标尺m123）通气器由于工作环境为室外，故选用带有纱网的通气器m27x1.54）放油孔及放油螺塞设置一个放油孔。螺塞选用m16x1.5。5）起吊装置箱盖与箱座采用起重耳钩。6）启盖螺栓取螺栓m10x32 gb/t 5780-20007）定位销取定位销a8x40（两个）gb/t 117-200013.设计小结通过这次课程设计，让我感触最深的就是,只有经过实践才能真正的成长,才能有深刻的认识.这次繁忙的课程设计,既让我巩固了课本上的知识,比如机械设计,机械原理,互换性等我们学过的课程,而且还拓展了我的知识面,让我了解到机械知识也不全是枯燥无味的,并对机械知识产生了浓烈的性趣.通过查阅各种相关的资料,学到了不少课本上了解不到的知识.而且也锻炼了我的自学能力和信息检索的能力.虽然刚刚接到任务书的时候很迷茫,无从下手.但是在老师的悉心教导和我们的不断努力,终于一步步走上了正轨.先是数据的设计和计算.要求我们对数据有严谨的态度.第二个阶段是手工绘图,复习了画法几何