涡轮蜗杆设计课程设计--设计一用于带式运输机的蜗杆减速器.doc

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-6 五 减速器轴的设计-10 六 滚动轴承的确定和验算-15七 键的选择与验算-16八 联轴器的选择-17九 润滑与密封的设计-18十 铸铁减速器结构主要尺寸-18 参考文献-19课程设计任务书一 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10年，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=1800N，运输带速度v=1.1m/s卷筒直径=300mm二 选择电动机备注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文献4式（1）为由文献4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文献4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：查文献3第167页表12-1可知 根据容量和转速，由文献4表一查出的电动机型号，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满载转速电动机质量参考价格1Y112M-441440435002Y132M1-64960733523Y160M1-84720118596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Y132M-4。其主要性能如下表型号额定功率满载转速最大转矩额定转矩Y132M1-649602.0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手册表12-3）中心高H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132515（270/2+210）31521617812388010332.4 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： 根据总传动比可以选用双头闭式传动。选择电动机为Y132M16三 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。 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 4 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，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 =337560N.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=1.15。为齿向载荷分布系数，由于载荷变化不大，有轻微震动，取=1.1， 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=0.6864=184 计算中心距 (7)确定模数,蜗轮齿数,蜗杆直径系数,蜗杆导程角,中心距等参数 由文献3表12-1若 (8)校核弯曲强度a.蜗轮齿形系数 由当量齿数 查文献3图11-8可知 b.蜗轮齿根弯曲应力 弯曲强度足够则中心距 圆整中心距，取，则变位系数 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 分度圆直径 节圆直径 蜗轮蜗轮齿数=41，变位系数=-0.1587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 齿顶圆直径 分度圆直径 外圆直径 蜗轮齿宽 4.5 校核齿根弯曲疲劳强度选取当量系数 根据变位系数=-0.1587，=43.48 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=3.252KW啮合摩擦产生的热量损耗效率 （为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）=0.92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0.3S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 则估算的散热面积不满足散热要求，需加散热片。K=1.39=2.9=268Mpa=184=41=-0.1032i=%0.395% =2.87=56Mpa=116ad=15估算S=0.3=65=20SaS 散热平衡不合适四 确定蜗轮蜗杆的尺寸4.1 选择材料确定其许用应力蜗杆用45号钢，表面淬火，硬度为4555HRC；蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属型铸造。4.2 确定其许用应力（1）许用接触应力，查文献1表12-4，=220Mpa（2）许用弯曲应力，查文献1表12-4，=70Mpa4.3 选择蜗杆头数，并估计传动效率。由i=30.89,查文献2表11-2得由=2，查文献1，表12-8，估计4.4 确定蜗轮转距 4.5 确定使用系数，综合弹性系数 根据文献1表13-8，取（钢配锡青铜）4.6 确定接触系数 假定，由文献1图12-11，得=2.84.7 计算中心距 4.8 确定模数m，蜗杆直径系数q，蜗杆导程角r，中心距a，蜗杆分度圆直径等参数。查机械设计第八版表11-2可选择a=125mm m=5mm =50mm x=-0.54.9 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 蜗杆 轴向齿距 mm齿顶圆直径 齿根圆直径 蜗杆轴向齿厚 节圆直径 蜗轮蜗轮齿数=41，变位系数=-0.5蜗轮分度圆直径 蜗轮齿顶圆直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆直径外圆直径蜗轮齿宽B=0.754.10 校核齿根弯曲疲劳强度选取当量系数 根据变位系数=-0.5，=43.48 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。摩擦损耗的功率产生的热流量为又已知P=6.65KW啮合摩擦产生的热量损耗效率 （为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2，11-18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）=0.85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1.0S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 所以表面散热面积不满足散热要求，需加大于0.06的散热片=220Mpa=70Mpa=448.04N.ma=125mmm=5mm=50mm=41=-0.5=15.7mmB=45mm =2.87=56Mpa=116ad=15估算S=1.0=65=204 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，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 =337560N.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=1.15。为齿向载荷分布系数，由于载荷变化不大，有轻微震动，取=1.1， 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=0.6864=184 计算中心距 (7)确定模数,蜗轮齿数,蜗杆直径系数,蜗杆导程角,中心距等参数 由文献3表12-1若 (8)校核弯曲强度a.蜗轮齿形系数 由当量齿数 查文献3图11-8可知 b.蜗轮齿根弯曲应力 弯曲强度足够则中心距 圆整中心距，取，则变位系数 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 分度圆直径 节圆直径 蜗轮蜗轮齿数=41，变位系数=-0.1587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 齿顶圆直径 分度圆直径 外圆直径 蜗轮齿宽 4.5 校核齿根弯曲疲劳强度选取当量系数 根据变位系数=-0.1587，=43.48 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=3.252KW啮合摩擦产生的热量损耗效率 （为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）=0.92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0.3S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 则估算的散热面积不满足散热要求，需加散热片。K=1.39=2.9=268Mpa=184=41=-0.1032i=%0.395% =2.87=56Mpa=116ad=15估算S=0.3=65=20SaS 散热平衡不合适5 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=18.6Nm5.1.2求作用在蜗杆及蜗轮上的力圆周力轴向力 径向力 5.1.3初步确定轴的最小直径先按文献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 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 =1.3，则有：按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT5014-1985或文献，选用LT4型联轴器，其公称转矩为63。联轴器的尺寸为d=2028mm,L=5262mm。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 =28mm，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：5.1.5 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=20900N.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 =1.3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LT7型联轴器 其公称转矩为500N.m半联轴器的轴径 d1=4048mm半联轴器的长度 ,所以选轴伸直径为42mm。5.2.3 初选滚动轴承：据轴径初选圆锥滚子轴承32310，查文献表6-7得 确定轴的结构尺寸如下：所以轴的长度为 420 mm。 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=337560N.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。951.3N=112Ka =1.3150480.551506501688751.302=168902.4疲劳强度不必校核L=420 mm疲劳强度不必校核6 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，所以选内径为40mm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30207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，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6-1，选择型号为32310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30706，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（0.4445+1.6139.0625）=440.55WPb=fp（XFr+YFab）=1.1（0.4734.4+1.6139.0625）=567.886W（3）计算轴承寿命 根据文献1式（13-5） （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2088.6625NPa=440.55WPb=567.886Whh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7 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。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。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。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，高度。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（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m，高度。同理取此键的长度。查得键3的截面尺寸为：宽度，高度。由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取该键的键长。 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，键与轮毂的键槽的接触高度为。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，键与轮毂的键槽的接触高度为。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 872 键 1283 键 149 1键合适 1.212蜗轮轮毂端面与内壁距离10箱盖、箱座肋厚m1,mm10.85,m=0.85m1=7.225,m=8.5轴承端盖外径D2D+(5-5.5)d3124轴承旁联结螺栓距离轴承端盖凸缘厚度StSD212513箱体总尺寸为502328249小结通过这次课程设计，使我对机械原理有了更深的理解在这次的设计中，由于是的一次作设计，缺乏经验，给设计带来了不必要的麻烦课程设计就在我们小组成员的共同努力下即将结束,回顾这几天来的辛勤努力,再看一下我们的成果,心中充满了喜悦和一种强烈的集体荣誉感.自己出题目,自己总体设计,自己动手把设计图形化,整个过程必须节节相扣,哪个环节出了错,会给整个设计过程带来意想不到的困难,因此需要每个成员慎之又慎,丝毫的麻痹大意都不允许出现.在提交指导老师审核之前,每个细节都是考虑来考虑去,恐怕在某个环节上出错，很可惜我们的设计不够理想，不过还好，由此可见,在实际生产中,设计人员所要承担的责任有多大.我们在设计构成中,用到了很多图形软件,这些软件帮助我们实现我们的设计意图,通过计算机模拟现实的方法来实现想象中的运动.因此到了现在也才知道,掌握一种图形软件会对设计带来巨大的帮助,同时也感觉到,要想作一个设计师,图形软件的应用应该能达