某带式传输机中的蜗杆减速器课程设计.docx

机械设计课程设计设计计算说明书课程设计报告课程名称： 机械设计综合课程设计 设计题目： 设计某带式传输机中的蜗杆减速器 学 院： 机电工程学院 目 录一、 课程设计任务书-1二、 传动方案的拟定与分析-2三、 电动机的选择-3四、 计算总传动比及分配各级传动比-4五、 动力学参数计算- 5六、 传动零件的设计计算-6七、 轴的设计计算-9八、 低速级齿轮的设计计算-12九、 滚动轴承的选择及校核计算-14十、 键连接的选择及校核计算-15十一、减速器的润滑与密封- 16十二、箱体及附件的结构设计- 17设计小结-18参考文献- 19一、课程设计任务书题目：设计某带式传输机中的蜗杆减速器工作条件：工作时不逆转，载荷有微量冲击；工作年限为15年，一班制。原始数据：滚筒圆周力F=3000N；带速V=0.6m/s；滚筒直径D=350mm。二、传动方案的拟定与分析由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V4-5 m/s,这正符合本课题的要求。三、电动机的选择1、电动机类型的选择选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率： =0.990.9820.700.980.96 =0.6262（2）电机所需的功率：3、确定电动机转速计算滚筒工作转速：按机械设计课程设计指导书P7表1推荐的传动比合理范围，取蜗杆传动一级减速器传动比范围，取开始齿轮传动比i=14，则总传动比合理范围为I总=10160。故电动机转速的可选范围：。符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。方案电动机型号额定功率/kw同步转速/满载转速/(r/min)1Y100L-233000/28802Y100L2-431500/14203Y112M-631000/9404Y132M-83750/710根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100L2-4。其主要性能：额定功率3KW；满载转速1420r/min；额定转矩2.2。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比2、分配各级传动比（1） 据指导书P7表1，取蜗杆（单级减速器合理）（2） 齿轮满足（0.030.06）i总五、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴的功率PI=P电机连轴器=30.99=2.97 KWPII=PI轴承蜗杆=2.970.980.70=2.04KWPIII=PII轴承齿轮=2.040.980.98=1.96KW3、计算各轴扭矩TI=9.55106PI/nI=19970NmmTII=9.55106PII/nII=247390 NmmTIII=9.55106PIII/nIII=572070 Nmm六、传动零件的设计计算 连轴器的设计计算1、类型选择 为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱销连轴器。2、载荷计算 公称转矩T= TI=19970Nmm=19.97Nm3、型号选择从GB43232002中查得LT3型弹性套柱销连轴器的公称转矩为31.5 Nm,许用最大转速为6300r/min,轴径为2028 mm之间,故合用。 蜗杆传动的设计计算1、选择蜗杆传动类型 根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜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。3、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,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材P254式(1112),传动中心距(1)确定作用在蜗轮上的转矩按，估取效率=0.7,则= 274390Nmm(2)确定载荷系数K因工作载荷有中等冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表115选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材P252(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值=0.35从教材P253图1118中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从教材P254表117查得蜗轮的基本许用应力=268。由教材P254应力循环次数寿命系数则(6)计算中心距(6)取中心距a=125mm,因i=43.4,故从教材P245表112中取模数m=5mm, 蜗轮分度圆直径=50mm这时=0.4从教材P253图1118中可查得接触系数=2.74因为0.07 d1=0.0720=1.4mm取直径d2=30mm长度取L2=50 mm 端盖长20mm。III段：直径d3= 40mm 选择30308型号轴承，dDT=409025.25 。故III段长：L3=25mm段：直径d3=30mm由教材P364得：h0.07 d3=0.0740=2.8mmd4=50mm长度取L41.4h=7mm,取L4=10mm段：直径d5=38mm 段：直径d6=60mm 长度L6=80mm段：直径d7=d5=38mm 长度L7=L5=25mm段：直径d8= d4=36mm 长度L8=L4=10mm段：直径d9= d3= 30mm.段长L9=L3=25mm由上述轴总长度可算得L=300mm（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=60mm求转矩：已知T2=244321Nmm求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得：=2T1/d1=217137/60=571.2N=2T2/d2=2220370/205=2384N求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得：Fr=tan=2384tan200=868N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=157.5mm轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=517.5NFAZ=FBZ=/2=171.35N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC1=FAyL/2=517.5157.5=81.5Nm截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=171.35157.5=27.0Nmn 绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(81.52+272)1/2=85.8Nmn 绘制扭矩图（如图e）转矩：T= TI=10280Nmm=10.28Nmn 校核危险截面C的强度由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此0.07 d1=0.0750=3.5mm直径d2=d1+2h=50+23.5=57mm,取60mm长度取L2=8 mmIII段：同理，取直径d3= 70mm 由GB/T297-1994初选用30310型圆锥滚子轴承，dDT=5011029.25。段：由教材P250表11-4知蜗轮宽度故取长度L4=45-3=42mm，d4=60mm段：取直径d5=50mm，L5=48mm段：直径d6=46mm长度L6=70mmVII段，安装小齿轮，取直径d7=40mm,L7=40mm 由上述轴各段长度可算得轴乘支承跨距L=98mm（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=205mm求转矩：已知T2= TII=274390Nmm=274.39Nm求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=2274390/205=2677.0N求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=tan=2677.0tan20=974.3N求支反力，经计算，垂直平面上FNV1=8232N, FNV2=17633N MV1=-851.55 Nm, MV2=818.77 Nm 水平平面上 FH1=-1096N, FH2=8026 N MH=309.93 Nm绘制弯矩图n 计算总弯矩M1=（MV12+MH2）1/2=906.201NmM2=（MV22+MH2）1/2=320.562Nmn 校核危险截面C的强度由式（15-5）由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=0.6, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。此轴强度足够八.低速级齿轮的设计1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择小齿轮材料为40 Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数Z120，大齿轮齿数Z2齿轮Z12.1720=43.4，取Z2=43。 2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式10-9a进行试算，即 ） 确定公式各计算数值（） 试选载荷系数（） 计算小齿轮传递的转矩T2=274390 Nmm（） 由表10-7选取齿宽系数（） 由表10-6查得材料的弹性影响系数（） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式10-13计算应力循环次数（）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数 （）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式10-12得 ） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽 （） 计算齿宽与齿高之比模数齿高（） 计算载荷系数K 根据，级精度，由图10-8查得动载荷系数查得 由表10-2查得使用系数由表10-4查得 由图1013查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得（）计算模数3按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为） 确定公式内的计算数值（） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式10-12得 （） 计算载荷系数（）查取齿形系数由表10-5查得（）查取应力校正系数 由表10-5查得（）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数1.59，并就近圆整为标准值2.0。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取大齿轮齿数 ,取Z2=584几何尺寸计算） 计算分度圆直径） 计算齿根圆直径） 计算中心距） 计算齿宽取5）绘制齿轮零件图 九、滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：830015=36000小时。1、计算蜗轮轴轴承蜗轮轴采用两端固定的支撑方案，初选两轴承为圆锥滚子轴承32310型，查轴承手册可知其基本额定动载荷=130KN基本额定静载荷=158KN。(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。前面部分已求得FNV1，FNV2，FH1，FH2，可得（2）求两轴承的计算轴向力对于32310型轴承,查表得e=0.35,Y=1.7其中,e为教材P321表13-5中的判断系数,其值由的大小来确定。由Fd=Fr/(2Y)，得Fd1=2485.2N, Fd2=5976.5N按教材P322式(13-11a) (3)求轴承当量动载荷和因为则选取 =0.40, =1.7 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承2的受力大小验算由教材P319式(13-5)Cr=130KN,指数为（10/3）求得Lh=40年，故所选轴承满足寿命要求。十、键连接的选择及校核计算1、电机与连轴器连接采用平键连接轴径d3=30mm L3=30mm T=10.48Nm查参考文献5P119选用A型平键，得：b=6 h=6 L=16即：键616 GB/T1096-2003p(110120 Mpa) ,故安全2、输出轴与蜗轮连接用平键连接轴径d2=24mm L2=40mm T=220.37N.m查参考文献5P119选用A型平键，得：b=10 h=8 L=50即：键1050GB/T1096-2003根据教材P106（6-1）式得p (110120Mpa),故安全十一、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于高速级蜗杆浸油深度3050mm，取深h=30mm。根据指导书表16-1，选用全损耗系统用油 L-AN22。2、滚动轴承的润滑选用脂润滑。根据表16-4 ，选用滚动轴承脂ZGN69-2。密封方法的选取由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴的轴承两端采用凸缘式端盖。十二、箱体及附件的结构设计1、减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。2、注意事项（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；（2）齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于0.211mm，低速级侧隙也不应小于0.211mm；（3）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；（4）减速器外表面涂灰色油漆；（5）按减速器的实验规程进行试验。电动机型号：Y100L2-4 PI=2.97KWPII=2.04KWPIII=1.96KWTI=19970NmmTII=247390 NmmTIII=572070 Nmm=274390NmmK=1.21=160=2.9N取a=125=2.74因为,因此以上计算结果可用Pa=15.7mmda1=60mmdf1=38mmSa=7.85mmmmi=20.5d2=205da2=215mmdf2=175mmKFN=0.572V=3.768m/s=15.015mmd=20mmd1=20mmL1=50mmd2=30mmL2=50mmd3=40mmL3=25mmd4=50mmL4=10mmd5=38mmL5=25mmd6=60mmL6=80mmd7=d5=38mmL8=L4=10mmd9= d3= 40mmL9=25mm轴承支承跨距L=315mmT2=244321Nmmd1=60mm=2384 N=868 NFr=1035NLA=LB=157.5mmFAY=FBY=517.5NFAZ=FBZ=171.35NMC1 =81.5NmMC2 =27.0NmMC =85.5NmT=10.28Nm,故安全=35.58mmd1=50mm L1=30mmd2=60mm L2=8 mmd3=70mm L3=10mmd4=60mm L4=42mmd5=50mm L5=48mmd6=46mm L6=70mmd7=40mmL7=40mmT2= 274.39Nm=2677NFr=974.3NFNV1 =8232NFNV2=17633NMV1=851.55 NmMV2=818.77 NmFH1=-1096NFH2=8026NMH=309.93NmM1=906.201NmM2=320.562Nmca =41.64Mpa-1=20=43T2=274390 NmmN1=1.5336108N2=7.0673107d1t=99.47mmv=0.36m/sb=59.6mmd1=53.30mmm=2.665Z1=27Z2=58d1=54mmd2=116mma=85mmB1=40mmB2=35mm轴承预计寿命36000h Fr1=8449.8NFr2=20320NFd1=2485.2NFd2=5976.5NFa2=5976.5NFa1=5177.7N=0.40, =1.7=1, =0P1=12181.6NP2=20320NLh=40年预期寿命足够键816GB/T1096-2003p=34.28Mpa键1050GB/T1096-2003p=83.47Mpa设计小结经过将近一个月的努力,我终于将机械设计课程设计做完了。在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的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。刚开始在机构设计时,由于对