机械设计课程设计蜗轮蜗杆传动(修订版).doc

机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明主 要 结 果一、传动方案的确定11.1传动简图如下：11.2工作条件21.3原始数据21.4设计工作量2二、电动机的选择及传动装置的运动及动力参数计算22.1电动机的选择22.2各级传动比的确定42.3计算传动装置的运动和动力参数4三、传动零件的设计计算53.1蜗轮蜗杆传动的设计计算53.2.开式齿轮的设计计算7四、轴的计算94.1高速轴的设计94.2低速轴的设计12五、键连接的选择及计算165.1.高速轴外伸端处的键选择和校核165.2.低速轴蜗轮连接处的键选择和校核165.3.低速轴外伸端的键选择和校核16六、滚动轴承的选择及计算176.1高速轴滚动轴承校核176.2低速轴滚动轴承校核18七、联轴器的选择197.1高速轴联轴器的选择197.2低速轴联轴器的选择19八、设计小结20设计题目：链式运输机传动装置一、 传动方案的确定本传动装置为链式运输机传动装置，选用闭式蜗轮蜗杆减速器和链式传动系统。此装置载荷变化不大，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本比较低，结构较为简单，传动效率比较高，适应工作能力强，可靠性高，能满足设计任务书中要求的设计条件及环境。1.1传动简图如下：1.2工作条件运输机两班（16小时）连续工作制，负荷基本平稳，设计寿命为5年，每年工作280天。1.3原始数据链式运输机索引力 F(KN)2.9链轮圆周速度(允差5%)V(m/s)0.25鼓轮直径 D(mm)3001.4设计工作量减速器装配图一张；零件图4张；设计说明书一份。二、电动机的选择及传动装置的运动及动力参数计算2.1电动机的选择（1）选择电动机类型 按工作要求和条件，选用三相鼠笼异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型； （2）选择电动机的容量电动机所需工作功率为Pd=PwakW即Pd=Fv1000akW由电动机至运输带的传动效率为a=13243456由参考文献3表1得，式中：效率名称大小1弹性联轴器0.9932滚动轴承0.993刚性联轴器0.984齿轮 0.955蜗轮蜗杆0.786链传动0.92则a=0.99330.9940.980.950.780.92=0.637所以Pd=Fv1000akW=25000.610000.7435=2.03kW（3）确定电动机转速工作转速为nw=v601000D=0.256010003.14300=15.9 r/min按推荐的传动范围，蜗轮蜗杆传动的传动比i1=1040，圆柱齿轮减速器传动比i2=37，则总传动比的合理范围为ia=30280，故电动机转速的可选范围为nd=ian=3028015.9=4474452rmin符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000r/min方案电动机型号额定功率PedkW电动机转速rmin电动机重量Kg参考比价(相对）同步转速满载转速1Y90S-21.530002840221.302Y90L-41.51500140027 1.353Y100L-61.51000940331.784Y132S-82.2750710633.09 根据容量和转速，由有关手册查出四种适合的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器、链传动的传动比，选定电动机型号为Y90L-4，其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW同步转速/（r/min）满载转速/（r/min）最大转矩质量/kg额定转矩Y90L-41.5150014002.3272.2各级传动比的确定（1）总传动比：ia=nmn=140015.9=88.05（2）分配传动装置传动比：由式ia=i0i1i2式中i0、i1、i2、i3分别柔性联轴器连接、减速器、齿轮传动和刚性联轴器的传动比。因此i0=1，初步取i2=4，则减速器的传动比为i1=ini2=49.914=22.0125（3）分配减速器的各级传动比 综合比较传动比范围，则齿轮的传动比i1=4，i2=22。2.3计算传动装置的运动和动力参数（1） 各级转速轴 n1=nmi0=14001=1400rmin 轴 n2=n1i1=140022=63.6rmin 轴 n3=n2i2=473.54.185=15.9rmin 卷筒轴 n4=n3i3=113.141=15.9rmin（2） 各轴输入功率 轴 p1=pd.01=1.13380.993=1.13kw 轴 p2=p1.25=p1.2.5=1.130.990.78=0.873kw 轴 p3=p2.23=p2.2.4=0.8730.990.98=0.796kw 卷筒轴 p4=p3.23=p3.2.3=0.7960.990.98=1.64kw（3） 各轴输入转矩Td=9550Pdnm=95501.1381400=7.76Nm轴 T1=Tdi0.01=26.4010.993=7.71Nm轴 T2=T1.i1.25=7.7122.01250.990.78=131.03Nm轴 T3=T2.i2.24=131.0340.990.95=492.93Nm卷筒轴 T4=T3.i3.23=492.9310.990.98=478.24Nm运动和动力参数计算结果整理于下表轴名效率P kw转矩T Nm转速nrmin传动比i效率输入输出输入输出电动机轴1.1387.76140010.993轴1.131.11877.717.63140022.050.772轴0.8730.86131.03129.7263.640.941轴0.8210.813492.93488.0015.910.970卷筒轴0.7960.788478.24473.4615.9三、传动零件的设计计算3.1蜗轮蜗杆传动的设计计算 由前计算可知，轴的输出功率为P=1.12kW，蜗杆转速n1=1450 r/min,传动比i12=22.05 ,链式运输机，传动平稳，传动不会反向，工作载荷较稳定，无较大的冲击，设计寿命为5年，每年工作280天，两班（16小时）连续工作制。.选择蜗杆传动类型根据GB/T 100851998的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。.选择材料考虑蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆选用45钢；因用于传动，希望效率较高些，耐磨性较好，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮选用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。.按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强度。m2d1KT2480Z2H2 (1).确定作用在齿轮上的转矩T2按Z1=2，估取效率=0.8，则T2=9.55106P2n2=9.55106Pn1/i12=9.551061.120.781400/22.05=131400.36 Nm(2).确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K=1；由参考文献2表11-5选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲击不大，可选取动载荷系数KV=1.05;则K=KKAKV=111.05=1.05(3).确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆配合，故选ZE=160MPa12。(4).确定许用接触应力H根据蜗轮材料铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从参考文献2表11-7查得蜗轮的基本许用应力H=268 MPa。工作时长Lh=YDh=528016=22400h应力循环次数N=60jn2Lh=60114002222400=8.55107寿命系数KHN=81078.55107=0.7647则 H= KHNH=0.7647268 MPa=205MPa(5).计算m2d1的值m2d11.05131400480442182=345.50mm3因，由参考文献2表11-22取模数m=4，蜗杆分度圆直径。.蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸(1).中心距中心距不符合5的倍数圆整至 ，则变位系数为(2).蜗杆尺寸分度圆直径:，所以节圆直径:齿顶圆直径:齿根圆直径:蜗杆齿宽:取80mm(3).蜗轮尺寸分度圆直径:节圆直径:齿顶圆直径:齿根圆直径:外圆直径:蜗轮齿宽: 3.2.开式齿轮的设计计算现已知齿轮为开式传动，安装在蜗轮减速器的低速轴上，传递功率为P=0.864kW，n1=63.6 r/min ，传动比u=4，工作时长为22400h。齿轮类型的选择(1).按传动方案可知，选用圆柱直齿轮传动。(2).由于运输机为一般工作机要求的精度不高，故选用7级精度，=20。(3).由于为开式传动，应选用铸钢为齿轮材料，材料：小齿轮：QT-600-2，大齿轮：QT500-5(4).初选小齿轮齿数Z1=19，大齿轮齿数Z2=76按齿面弯曲强度设计：由(1).试选用(2).计算小齿轮传递扭矩：T1=9.55P/n1=9.550.864/63.6=129736 Nmm(3).由参考文献2表10-7选取齿宽系数=0.5(4).由参考文献2表10-17 =2.86(5).由参考文献2表10-18 =1.53(6).计算弯曲疲劳重合度系数a1=cos-1z1cosz1+2ha*=cos-119cos2019+21=31.767a2=cos-1z2cosz2+2ha*=cos-176cos2076+21=23.709=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=19tan31.767-tan20+76tan23.709-tan202=16.81Y=0.25+0.75=0.25+0.751.681=0.696(7).计算YFaYsaF由参考文献2图10-17查得齿形系数YFa1=2.86 ，YFa2=2.27，图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.53，Ysa2=1.72，图10-24（c）查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：Flim1=350MPa，Flim2=300Mpa10-22查得弯曲疲劳寿命系数：先求应力循环次数N1=60jn1Lh=60163.622400=855107；N2=60jn2Lh=60115.922400=855107得 KFN1=0.98 KFN2=0.99取弯曲疲劳安全系数为S=1.4，由参考文献2公式10-14得：F1=KFN1Flim1S=0.983501.4=245MPaF2=KFN2Flim2S=0.943801.4=212.14MPaYFa1Ysa1F1=2.831.53245=0.0179YFa2Ysa2F2=2.271.72212.14=0.0184取两者中的最大值（大齿轮）得YFaYsaF=YFa1Ysa1F1，YFa2Ysa2F2max=0.0184试算模数mt32KFtT1Ydz12YFaYsaF=321.31297360.6960.51920.0184=2.881mm由弯曲疲劳强度进行设计，应将模数增大1020，由GB/T 1357-2008选取模数为3。参数计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=193=57mmd2=z2m=763=228mm（2）计算中心距a=(d1+d2)/2=(57+228)/2=142.5mm（3）计算齿轮宽度 b=dd1=0.557=28.5mm为了保证齿宽b和节省材料，将齿轮加宽510mm，b1=35mm,小齿轮选用：QT-600-2，大齿轮选用：QT500-5；四、轴的计算4.1高速轴的设计：（1）选择轴的材料：选取45号钢，调质， HBS2=230(GB699-1988)（2）初步估算轴的最小直径根据参考文献2P115表16-2，取A=110，dA3Pn=11031.131400=11.17mm（3）按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的计算简图（见图）计算作用在轴上的力蜗轮受力分析圆周力：Ft1=2Tdm1=27.6329100040=381.645N径向力：Fr1=Ft1tann/sin=381.645tan20sin11.31=708.29N轴向力：Fa1=Ft1/tan=381.645/tan11.31=1908.21N计算支反力:水平面：因为FNH1和FNH2左右关于C点对称，受力相互对称，所以FNH1=FNH2=Ft2=381.6452=190.82垂直面：由Ma=FaD2=19081.214010-3/2=38.16Nm,MD=0,FNV1l22-MA+Ft1l3=0，得：FNV19110-32-728.299110-3=0，故 FNV1=563.81N由Fy=0,FNV1+FNV2-Ft=0，得：487.6+FNV2-381.645=0，故FNV2=1199.23N作弯矩图水平面弯矩：MDy=FNH1l2=190.829110-3=17.36Nm垂直面矩：MDz=FNV1l2=563.819110-3=51.31Nm合成弯矩：MD=MDy2+MDz2=(17.36)2+(56.31)2=54.17Nm作转矩图T=7.6329Nm按弯扭合成应力校核轴的强度.轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限b=650MPa，对称循环变应力时的许用应力-1b=60MPa由附图零件图1可知蜗轮轴各处轴径相近但C截面处轴弯矩明显大于其它轴段故截面C处为危险截面。涡轮轴是单向旋转轴，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数0.6，危险截面C的当量弯矩为：McaA=MD2+T12=54.172+0.67.632=54.36Nm则截面a-a处的计算应力为：caA=McaAWAMcaA0.1dA3=29.021030.1403=4.53MPa-1b=60MPa满足强度要求。4.2低速轴的设计：（1）选择轴的材料：选取45号钢，调质， HBS2=230(GB699-1988)（2）初步估算轴的最小直径根据参考文献2P115表16-2，取A=120，dA3Pn=12030.87363.6=28.73mm（3）按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的计算简图（见图）计算作用在轴上的力蜗轮受力分析圆周力：Ft1=2Tdm1=2131.031000176=372.24N径向力：Fr=Fttann/cos=372.24tan20cos11.31=138.17N轴向力：Fa2=Ft2tan=381.645tan11.31=74.45N计算支反力:水平面：因为FNH1和FNH2左右关于C点对称，受力相互对称，所以FNH1=FNH2=Ft2=372.242=186.12垂直面：由Ma=FaD2=74.4517610-32=6.55Nm,MD=0,FNV1l22+MA-Ft1l3=0，得：FNV16810-32-6.55+138.176810-3=0，故 FNV1=20.92N由Fy=0,FNV1+FNV2-Ft=0，得：20.92+FNV2-138.17=0，故FNV2=117.25N作弯矩图水平面弯矩：MDy=FNH1l2=186.126810-3=12.66Nm垂直面矩：MDz=FNV1l2+MA=563.819110-3+6.55=7.97Nm合成弯矩：MD=MDy2+MDz2=(12.66)2+(7.96)2=14.96Nm作转矩图T=7.6329Nm按弯扭合成应力校核轴的强度.轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限b=650MPa，对称循环变应力时的许用应力-1b=60MPa由附图零件图1可知蜗轮轴各处轴径相近但C截面处轴弯矩明显大于其它轴段故截面C处为危险截面。涡轮轴是单向旋转轴，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数0.6，危险截面C的当量弯矩为：McaA=MD2+T12=14.962+0.6131.032=80.03Nm则截面a-a处的计算应力为：caA=McaAWAMcaA0.1dA3=80.031030.1503=6.40MPa22400h所以选取轴承合格。6.2低速轴滚动轴承校核 初步选取的轴承：选取30209，查参考文献5表9-4可知滚动轴承圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷C=67.8kN，基本额定静载荷kN，计算系数e=0.4,X=0.4,Y=0.8，现预计寿命为22400h。 轴承径向载荷：设闷盖端的轴承为轴承1，透盖端的轴承为轴承2。由“五.轴的计算”可知 因为 所以轴承2被压紧，,所以轴承1：，轴承2：由参考文献2表13-6选取，=187.29N；1.2(0.4219.97 +1.6143.5)=381.11N 验算滚动轴承寿命： Lh=10660n(CP1)=10000006063.6(67800381.11)10322400h所以选取轴承合格。七、联轴器的选择7.1高速轴联轴器的选择根据高速轴的转速高，动载荷较大，选取弹性联轴器初选联轴器型号为弹性套柱销联轴器。根据参考文献2表14-1确定工作情况系数KA=1.5Tca1=KAT1=1.57.71=11.57Nm,又因为电机轴径为24，设计轴1联轴器端的轴径为24mm，电机转速为1400r/min根据参考文献5表10-1综合考虑选取弹性套柱销联轴器型号为LT4联轴器 GB/T 4323-2002。7.2低速轴联轴器的选择根据低速轴的转速低，但传递转矩较大，选取刚性联轴器初选轴器型号为滚子链联联轴器。根据参考文献2表14-1确定工作情况系数KA=1.5， Tca3=KAT3=1.5492.93=739.40Nm,又因为设计传输带轴径为45，设计轴3联轴器端的轴径为45mm，转速为15.9r/min根据参考文献5表10-1综合考虑选取弹性套柱销联轴器型号为GL8联轴器 GB/T 6069-2002。八、设计小结经过三周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，共修改了不知道多少次。在修改的过程中学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到许多问题，这些都是平时上理论课学习中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经过老师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然。刚刚开始时，感觉大脑是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算或者查表确定。设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用Word、caxa和solidworks。并且由于在前期为了选定最终使用的solidworks软件和cad软件，对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识。在作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.