机械设计课程设计【一级蜗杆减速器的设计】 .doc

哈尔滨工业大学机械设计课程设计目录一、选择电机2二、计算传动装置的总传动比i3三、计算传动装置各轴的的运动和动力参数3四、涡轮蜗杆的设计及参数计算4五、蜗杆轴的设计，输入轴联轴器的及蜗杆轴承的选择6六、蜗杆轴的校核7七、涡轮轴承寿命校核9八、涡轮轴的设计，输出轴联轴器的及蜗杆轴承的选择9九、涡轮轴的校核11十、涡轮轴承校核13十一、键的设计及校核13十二、涡轮的结构设计14十三、机体外壳的设计15十四、热平衡计算15十五、减速器的附件16十六、减速器的结构以及润滑、密封的简要介绍17参考文献17一级蜗杆减速器一、选择电机1.选择电机类型按工作要求和工作条件选择yb系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭式自扇冷式结构，电压为380v。2. 选择电机的容量工作机的有效功率为：pw=fv1000=17000.71000kw=1.19kw； 1，2，3，4分别为联轴器、轴承、蜗杆传动和卷筒的效率，由表9.1查得：1=0.98，2=0.98，3=0.78，4=0.96，则从电动机到工作机输送带间的总效率为：=0.9820.9820.780.96=0.69，所以电动机所需的工作功率为：pd=pw=1.190.69kw=1.725kw3. 确定电动机的转速按表9.1推荐的传动比合理范围，一级涡轮减速器的传动比i=1040，工作机卷筒的转速为：nw=601000vd=6010000.7260r/min=51.24r/min；所以电动机的转速可选范围为：nd=inw=104051.24r/min=512.42056.8r/min符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由电机手册选定电动机型号为y112m-6。其主要性能如表1，主要外形及安装尺寸如图1及表2表1 y112m-6型电动机的主要性能，电动机型号额定功率/(kw)满载转速/(r/min)y112m-62.29402.0表2 12y112m-6型电动机主要外形及安装尺寸型号habcdefgdgkbb1b2haabbhal1y112m-61121901407028608724122451901152655018015400二、计算传动装置的总传动比ii=nmnw=94051.24=18.28三、计算传动装置各轴的的运动和动力参数1. 各轴转速1轴 n1=940r/min2. 各轴的输入功率1轴 p1=pd1=1.7250.98kw=1.691kw2轴 p2=p123=1.6910.980.78kw=1.292kw卷筒轴 p卷=p212=1.2920.980.98kw=1.241kw3. 各轴的输入转矩td为电动机的输入转矩td为 td=9.551061.725940nmm=1.75104nmm1轴的输入转矩 t1=td1=1.751040.98nmm=1.72104nmm2轴的输入转矩 t2=t123=1.721040.980.7818.28nmm=2.40105nmm卷筒轴的输入转矩 t卷=t212=2.401050.980.98nmm= 2.31105nmm将上述计算结果汇入表3，以备查用（1轴是输入轴，2轴式输出轴）表3 带式传动装置的运动和动力参数轴名功率p(kw)转矩t(r/min)转速n（r/min）电机轴1.7251.751049401轴1.6911.721049402轴1.2922.4010552.28卷筒轴1.2412.3110552.28四、涡轮蜗杆的设计及参数计算1.传动参数确定传动比i=z2z1=18.28，而z2应不小于26，所以取z2=2，z1=z2i=18.282=36.56，取z2=36实际传动比i=z2z1=18，涡轮转速n2=n1i=94018r/min=52.22r/min2.涡轮蜗杆材料选择及强度计算由于蜗杆传递的功率不大，速度也不高，蜗杆选用45号钢制造，表面淬火处理，齿面硬度达4550hrw。根据公式其中n1为蜗杆转速，t2为蜗轮转矩，初估蜗杆副的滑动速度vs=3.04m/s，,取vs=4.5m/s。.选择蜗轮的材料为无锡青铜。按接触疲劳强度设计，根据公式：m2d1kt(480z2h)2，其中z2为涡轮齿数，t为涡轮转矩，h为材料许用应力，k为系数。根据减速器的工作环境及载荷情况，取ka=1.15，kv=1.0，k=1.0。则k=kakvk=1.151.01.0=1.15。根据vs=4.5m/s，查表得h=170mpa。m2d11.152.30105(48018036)2=1627mm3，查表取m=6.3mm，蜗杆分度圆直径d1=63mm。3.计算相对传动速度及传动效率蜗杆导程角 =arctanmz1d1=aractan26.36311.31。111836涡轮圆周速度 v2=d2n2601000=3.14226.852.22601000m/s=0.62m/s v21.5m/s，通过查表选用精度等级为9级，因为该传动平稳，选用测隙种类为c，即传动9cgb/t10089-1988。蜗杆副的滑动速度 vs=n2d1601000cos=3.1463940601000cos11.31。m/s=3.16m/s蜗杆圆周速度 v1=vs2-v22=23.162-0.622m/s=3.10m/s v15m/s，通过查表选用精度等级为8级，因为该传动平稳，选用测隙种类为c，即传动8cgb/t10089-1988。选择减速器的类型为蜗杆下置。查表取得当量摩擦角v=2.40，则蜗杆涡轮的传动效率为：=0.950.96tantan(+v）=0.950.96tan11.31tan11.31+2.40=0.780.79，符合初取的效率值。4.涡轮蜗杆基本尺寸确定涡轮分度圆直径 d2=mz2=6.336mm=226.8mm中心距 a=d1+d22=63+226.82mm=144.9mm变位系数 x=a-am=145-144.96.3=0.016蜗杆传动其他的几何尺寸如表4所示表4名称符号公式数据（单位：mm）齿顶高haha1=m6.3齿根高hfhf1=1.2m7.56全齿高hh1=2.2m13.86分度圆直径dd163齿根圆直径dfdf1=d1-2hf147.88齿顶圆直径dada1=d1+2ha175.6蜗杆分度圆上导程角=arctanmz1d1111836节圆直径dd1=d1+2mx63.2传动中心距aa=m(z1+z2+x)145蜗杆轴向齿距pa1pa1=m19.792蜗杆螺旋线导程psps=zpa139.584蜗杆螺旋部分长度ll11+0.06z2m100蜗杆外圆直径de2be2da2+250五、蜗杆轴的设计，输入轴联轴器的及蜗杆轴承的选择1. 选择蜗杆轴的材料 因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45钢，调制处理。2.初算蜗杆轴的最小轴径已知蜗杆轴的输入功率为1.691kw,转速为940r/min，查表知c值在106118之间，取c=112,所以输入轴的最小轴径为d1c3p1n1=11231.691940mm=14.4mm,由于轴上有一个键槽，故取d1=14.41+3%mm=14.8mm3.选择输出轴的联轴器为实现缓冲吸振，输入轴选择lx型弹性柱销联轴器。蜗杆轴的名义转矩为1.72104nmm,由于蜗杆减速器的载荷较平稳，取工作情况系数k=1.5。蜗杆轴的计算转矩tc1=1.721041.5nmm=2.58104nmm查表知y112m-6型电动机轴的直径d=28mm,轴长e=60mm。结合输入轴的最小轴径，蜗杆轴的转矩及电动机轴的尺寸选择lx2型弹性柱销联轴器。查表得，许用转速n=6300r/min，许用转矩t=560nm，轴孔直径d=36mm，选择轴孔的长度为62mm。4.涡轮轴径向尺寸的确定及轴承的选择涡轮轴结构如图1所示 1 2 3 4 5 6 7 8 9图1从联轴器所在的轴段1开始,轴段1的直径与联轴器的内径相等，d1=28mm。轴段2起定位作用，轴肩高a=0.070.1d1=1.962.8mm，又考虑到密封圈的标准，故取轴段2的直径d2=32mm。轴段3与轴段9安装轴承。考虑蜗杆轴承受较大的轴向力，故选择圆锥滚子轴承，考虑到轴承的标准、轴承的安装及蜗杆的轴的安装，咱取轴承型号为30208。查表的，轴承内径为40mm，故取轴段3与轴段9的直径d3=d9=40mm。轴段4与轴段8，为轴承提供轴向定位，轴肩高a=0.070.1d3=2.84mm，故取d4=d8=50mm。轴段5与轴段7，为了加工方便，取d5=d7=40mm。5.涡轮轴的轴向尺寸及键的确定轴段1的长度略短于联轴器孔的长度，取l1=60mm。轴段2的长度取l2=55mm。查表得30208轴承的内径宽b=18mm,考虑到挡油板，取轴段3的长度l3=20mm；又考虑到倒角，取轴段9的长度l9=22mm。轴段4与轴段8，考虑到对称性，取他们长度一样，又为轴承提供可靠轴向定位，取l4=l8=10mm。轴段4与轴段7，蜗杆到轴承的距离要合适，又考虑到对称性，取l5=l7=45mm。轴段6前面已经确定，l6=100mm。总长为367mm。a六、蜗杆轴的校核蜗杆轴的受力如图2所示1.69104l1=109.85mml2=109.85mm图2蜗杆轴受受力轴向力 ft1=2t12d1=20.981.7210463n=535.1n径向力 fa1=2t2d2=22.4105228.6n=2116.8n圆周力 fr1=fa1tan20=770.3n在竖直面上，fv 1=fr1l2+fa1d12l1+l2=770.3109.85+2116.4632109.85+109.85n=688.6n fv2=fr1-fv1=770.3-688.6=81.7n在水平面上，fh1=fh2=ft12=267.6n画弯矩图水平面上a-a剖面处，mh=fh1l1=267.6109.85nmm=29395.9nmm竖直面上a-a剖面左侧，mv1=fv1l1=688.6109.85nmm=75642.7nmma-a剖面右侧，mv2=fv2l2=81.7109.85nmm=8974.7nmm合成弯矩a-a剖面右侧，ma2=mh2+mv22=30353.5nmma-a剖面左侧，ma1=mh2+mv12=81153.8nmm蜗杆左端与轴的连接处，mb=fv 12+fh12l=688.62+267.62109.85-50nmm=44215.3nmm弯矩图如图2。对于单向传动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，取折合系数=0.6a-a剖面左侧，因弯矩大，有转矩，需校核，其当量弯矩为m=（t）2+ma12=0.61.691042+82068.62nmm=81784.8nmm蜗杆左端与轴的连接处，轴径较小，又有转矩，其当量弯矩为m=（t）2+mb2=0.61.691042+82068.62nmm=44226.9nmm对于45钢，查表得b=650mpa，-1=55mpa，由公式eb=m0.1d3=81784.80.147.883mpa=7.45mpa-1eb=m0.1d43=44226.90.1403mpa=6.91mpa-1故蜗杆轴的强度满足。七、涡轮轴承寿命校核对于30208轴承，查表得y=1.6，e=0.37，cr=63kn。轴承、径向力分别为 fr=fh12+fv 12=267.62+688.62n=720.2nfa1fsfrfr fr=fh2+fv 2=267.62+81.72n=279.8n内部轴向力分别为fsfs=fr2y=720.221.6n=225.1n fs=fr2y=279.821.6n=87.5n图3其受力图如图3所示由于fsfr，fafa，所以只需校核轴承。 fafre，查表得x=0.4，y=1.6，载荷平稳，查表取fp=1.2。当量动载荷为pr=fpx fr+yfa=1.20.4720.2+1.62203.9n=4577.2n轴承在120下工作，查得ft=1.0。轴承寿命 l h=10660n(ftcrp)103=10660940(1.0631034577.2)103 h=110795h已知减速器使用6年，两班制工作，预期寿命为 lh=823656h=35040h显然l hlh，故蜗杆轴承寿命很充裕。八、涡轮轴的设计，输出轴联轴器的及蜗杆轴承的选择1.选择涡轮轴的材料因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45钢，调制处理。2.初算涡轮轴的最小轴径已知涡轮轴的输入功率为1.272kw,转速为52.22r/min，查表知c值在106118之间，取c=112,所以输入轴的最小轴径为d2c3p2n2=11231.29252.22mm=32.6mm,由于轴上有1个键槽，故取d2=32.61+3%mm=33.6mm3.选择输出轴的联轴器联轴器的一端与工作机相连接，转速较低，转矩较大。考虑安装时不一定能保证同心度，采用有良好补偿位移偏差性能的金属化快联轴器。涡轮轴的名义转矩为2.405nmm,由于蜗杆减速器的载荷较平稳，取工作情况系数k=1.5。蜗杆轴的计算转矩tc2=2.401051.5nmm=3.60105nmm。结合输出轴的最小轴径和涡轮轴的转矩查表选择，许用转速n=6300r/min，许用转矩t=560nm，轴孔直径d=36mm，选择轴孔的长度为70mm的金属化快联轴器。4. 涡轮轴径向尺寸的确定及轴承的选择蜗杆轴结构如图4所示图4从联轴器所在的轴段1开始,轴段1的直径与联轴器的内径相等，d1=36mm。轴段2起定位作用，轴肩高a=0.070.1d1=2.523.6mm，又考虑到密封圈的标准，故取轴段2的直径d2=42mm。轴段3与轴段6安装轴承。考虑蜗杆轴承受较大的轴向力，故选择圆锥滚子轴承，考虑到轴承的标准、轴承的安装及涡轮轴的安装，咱取轴承型号为30210。查表的，轴承内径为50mm，故取轴段3与轴段9的直径d3=d6=50mm。轴段4为轴承提供轴向定位，轴肩高a=0.070.1d3=3.55mm，故取d4=58mm。轴段5 为涡轮提供轴向定位，轴肩高a=0.070.1d4=4.065.8mm，故取d5=64mm。5. 涡轮轴的轴向尺寸及键的确定轴段1的长度略短于联轴器孔的长度，取l1=68mm。轴段2的长度取l2=60mm。查表得30208轴承的内径宽b=20mm,考虑到要安装按照挡油板及套筒，取轴段3的长度l3=42mm；考虑到倒角以及安装挡油板，取轴段6的长度l6=32mm。涡轮轮毂宽l=1.21.8d4=69.6104.4mm，取l=80mm，为保证涡轮取得可靠轴向定位，轴段长度要略短于涡轮轮毂长度，取l4=78mm。轴段5为涡轮提供轴向定位，为保证对称性，取l5=10mm。总长为290mm。九、涡轮轴的校核c涡轮蜗受力如图5所示c2.4105l4=61.75mml3=61.75mmft2fvfvfhfhfvfr2fa2图5蜗杆轴受受力轴向力 fa2=2t12d1=20.981.7210463n=535.1n径向力 ft2=2t2d2=22.4105228.6n=2116.8n圆周力 fr2=fa2tan20=770.3n在竖直面上，fv 3=fr2l4+fa2d22l3+l4=770.361.75+2116.4226.8261.75+61.75n=876.5n fv4=fr2-fv3=770.3-876.5=-106.2n负号表示实际方向与假设方向相反。在水平面上，fh3=fh4=ft22=1058.4n画弯矩图（见图5）水平面上c-c剖面处，mh=fh3l3=1058.261.75nmm=65343.9nmm竖直面上c-c剖面左侧，mv3=fv3l3=876.561.75nmm=54123.9nmmc-c剖面右侧，mv4=fv4l4=106.261.75nmm=6557.9nmm合成弯矩c-c剖面右侧，mc4=mh2+mv42=65672.2nmmc-c剖面左侧，mc3=mh2+mv32=84848.2nmm弯矩图如图3。c-c剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故只需校核c-c剖面左侧。由教材查得，抗弯截面模量为 w=0.1d3-bt(d-t)22d式中：d cc截面轴的直径；b键槽宽度；t键槽深度。w=0.1d3-bt(d-t)22d=0.1583-187.0（58-7.0）2258mm3=16686mm3同理，可得抗扭截面模量为wt=0.2d3-bt(d-t)22d=0.2583-187.0（58-7.0）2258mm3=36197mm3弯曲应力：b=mw=84848.216686mpa=5.085mpa a=b=5.085mpa m=0扭剪应力：t=twt=2.4010536197mpa=6.630mpa a=m=t2=3.315mpa对于调制处理的45钢，查表得b=650mpa，-1=300mpa,-1=155mpa；材料的等效系数=0.2，=0.1键槽引起的应力集中系数，查表得k=1.825，k=1.625。绝对尺寸系数，查表得=0.8，=0.76。轴磨削加工时表面质量系数，查表得=0.92。安全系数计算如下： s=-1ka+m=3001.8250.980.85.085+0.20=23.79 s=-1ka+m=1551.6250.980.783.315+0.13.315=21.01 s=sss2+s2=15.75查表得，许用安全系数s=1.31.5，显然ss，故c-c剖面安全。十、涡轮轴承校核对于30210轴承，查表得y=11.4，e=0.42，cr=73.3kn。轴承、径向力分别为 fr=fh32+fv 32=1058.22+876.52n=1374.1nfrfrfa2 fr=fh42+fv 42=1058.22+106.22n=1063.5n内部轴向力分别为fsfs fs=fr2y=1384.121.4n=490.8n fs=fr2y=1063.521.4n=379.8n图6其受力图如图6所示由于fsfr，fafa，所以只需校核轴承。 fafre，查表得x=0.4，y=1.4，载荷平稳，查表取fp=1.2。当量动载荷为pr=fpx fr+yfa=1.20.42200.3+1.4733.7n=2196.6n轴承寿命 l h=10660n(ftcrp)103=1066052.22(1.073.31032196.6)103h=38181695h已知减速器使用6年，两班制工作，预期寿命为lh=823656h=35040h显然l hlh，故蜗杆轴承寿命很充裕。十一、键的设计及校核根据涡轮轴段1的轴径，查表得输入轴的键的尺寸，键宽b1=8mm，键高h1=7mm,根据轴段1的长度及键的长度标准系列，取键长l1=50mm。同理，取尺寸，键宽b2=10mm，键高h2=8mm,键长l2=56mm；涡轮处键的尺寸，键宽b3=18mm，键高h3=11mm，键长l3=70mm。取键、轴和联轴器的材料都为钢，查表得p=120150mpa。键的挤压应力为 p=4tdhl式中：d键连接处的轴径；t传递的转矩；h键的高度；l键的计算长度，l=l-b。对于输入轴， d=28mm，t=1.72104nmm，h=7mm，l=(50-8)mm=42mp1=41.7210428742mpa=8.36mpp所以输入轴出间的强度满足。同理，输出轴处键的挤压应力p2=71.01mpap，涡轮处键的挤压应力p3=28.94mpap，即输出轴以及涡轮的键的强度都满足。十二、涡轮的结构设计由于涡轮的的直径大于100mm，比较大，为了节省贵重的金属，采用齿圈压配式，即将青铜齿圈与钢轮芯装配起来，组成涡轮。其结构尺寸如表5所示。表5名称符号公式数据（单位：mm）齿顶高haha1=（1+x)m6.4齿根高hfhf1=(1.2-x)m7.46全齿高hh1=2.2m13.86分度圆直径d2d2=mz2226.8齿根圆直径df2df2=d1-2hf2211.88齿顶圆直径da2da2=d2+2ha2239.6涡轮外径de2de2da2+1.5m248涡轮分度圆上螺旋角=arctanmz1d1111836涡轮孔径d（与安装轴径相等）58轮毂直径d3d3=1.21.8d100涡轮轮毂宽ll=1.21.8d80蜗轮齿宽b2b20.75da157齿根圆弧半径r1r2=da12+0.2m39.06齿顶圆弧半径r2r2=df12+0.2m25.2齿宽角sin2=b2(da1-0.5m)1034556”紧定螺钉直径d4d4=(1.21.5)m6mm8涡轮轮芯外径d5d5=d2-2.4m-2a186紧定螺钉数目为6个，采用均布式，螺纹中心线向齿圈偏2mm。各处倒角为2345。十三、机体外壳的设计表6 机体结构尺寸表名称符号公式数据（单位：mm）基座壁厚0.04a+3810机盖壁厚10.851810基座凸缘厚度b1.515机盖凸缘厚度b11.5115机盖底凸缘厚度p2.525地脚螺钉数目df0.036a+1220轴承旁链接螺钉直径d10.75df16机盖与基座链接螺栓直径d2(50.6)df12链接螺栓d2的间距l150200165轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df10窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df8定位销直径d(0.70.8)d210肋板厚m0.859轴承旁端盖外径d2d2=1.25d+10涡轮处130；蜗杆处140轴承旁连接螺栓距离ssd2外机壁到轴承端面距离l1c1+c2+35mm内机壁到轴承端面距离l2c1+c2+35mm表7连接螺栓扳手空间c1、c2值及沉头座直径螺栓直径m8m10m12m16m20螺栓至机体外壁距离c1min1316182226螺栓至凸缘距离c2min1112162024沉头座直径2024263240十四、热平衡计算取许用油温t=75c，周围空气温度t0=20c，通风条件良好，散热系数ks=15w/m2c，传动效率为=0.69。则所需散热面积为机体外表面面积约为a1=20.470.3+0.40.23+0.130.47+0.020.133.14+0.20.143.14m20.544m2所需散热面积 a3=a-a10.104m2每片散热片的面积 a0=0.280.001+20.280.03m2=0.01708m2所需散热片的数目 n=a3a0=0.1040.017086.09取n=8，两边各四片散热片。十五、减速器的附件1.窥视孔和窥视孔盖得设计窥视孔的作用是方便人手伸入机箱内手动调节蜗轮的轮齿啮合，因此窥视孔盖的大小应该能伸入手的大小，如果太大，结构会显得不合理而且加工费用会比较贵，综合上述因素，按照机械设计课程设计的表14.7选择窥视孔的参数如表8（单位mm）表8aba1b1cc1c2r螺钉尺寸螺钉数目11090140120125801055m81542.通气器的设计根据减速器的工作环境，选择带过滤网的防尘式通气器，根据机体的大小按照机械设计课程设计的表14.9选择的通气器参数如表9（单位mm）表9dd1d2d3d4dhabch1rd1skefm24m481.512522555215820178541.6368223.放油孔及放油螺栓的设计放油螺栓的设计按照