机设课程设计 龚亮 09405100229.doc
一级蜗轮蜗杆减速器课程设计543%0.6%280(2)
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减速器课程设计
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一级蜗轮蜗杆减速器课程设计543%0.6%280(2),减速器课程设计
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湖南工业大学 机 械 设 计 课 程 设 计 资 料 袋 机械工程 学院（ 系、部 ） 2011 2012 学年第 1 学期 课程名称 机械设计 指导 教师 李历坚 职称 学生姓名 龚亮 专业班级 机械设计 092 学号 09405100229 题 目 带式输送机传动系统设计 成 绩 起止日期 2011 年 1 月 2 日 2012 年 1 月 2 日 目 录 清 单 序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 课程设计任务书 2 课程设计说明书 3 课程设计图纸 张 4 5 6 nts 2 机 械 设 计 设计说明书 带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计 起止日期： 2011 年 1 月 2 日 至 2112 年 1 月 2 日 学生姓名 龚亮 班级 机械设计 092 学号 09405100229 成绩 指导教师 ( 签字 ) nts 3 目 录 1 带式输送机传动系统设计 6 2.传动方案分析 7 3 电动机的选择计算 8 3.1选择电动机的类型 8 3.2 选择电动机容量 8 3.3确定电动机转速 8 3.4电动机的技术数据 9 3.5确定电动机型号 9 4 计算总传动比和各级传动比的分配 9 5 选择蜗轮蜗杆的传动类型 11 5.1选择材料 11 5.2按齿面接触强度进行设计 11 6 蜗轮蜗杆的主 要参数和几何尺寸 13 6.1蜗杆 13 6.2涡轮 13 6.3校核齿根弯曲疲劳强度 13 6.4 热平衡计算 14 7 蜗杆轴的设计 18 7.1轴的材料的选择，确定许用应力 15 7.2 确定各轴段直径 16 nts 4 7.3 蜗杆轴的强度校核 18 8 轴的设计计算及校核 21 8.1 轴的材料的选择，确定许用应力 21 8.2蜗轮轴的结构设计 21 8.3 轴的校核计算 24 9 轴承的校核 25 9.1校核 30211 27 9.2校核 30206 28 10 键的选择和校核 30 10.1蜗轮与联轴器相配合的键的选择 30 10.2蜗杆与联轴器相配合的键的选择 30 11.箱体的设计计算 31 12 键等相关标准的选择 32 13 减速器结构与润滑、密封方式的概要说明 33参考文献 课程设计小结 nts 5 机械设计课程设计任务书 题 目 带式运输机 用蜗杆减速器设计 设 计 者 龚 亮 指导教师 李 历 坚 班 级 机 械 设 计 092 设计时间 2011 年 11 月 2 日 2012 年 1 月 1日 任务要求： 1. 减速器装配图一张 (0 号 或 1号图纸 ) 2. 零件图 13 张（由指导教师指定） 3. 设计说明书一份（ 60008000 字） 其它要求： 设计步骤清晰，计算结果正确，说明书规范工整，制图符合国家标准。按时、独立完成任务。 nts 6 1 带式输送机传动系统设计 1设计任务 设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级蜗杆减速器。 2传动系统参考方案（见图 2-7） 带式输送机由电动机驱动。电动机 1通过联轴器 2将动力传入单级蜗杆减速器 3，再通过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输送带 6工作。 图 2-7 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2 联轴器； 3 单级蜗杆减速器 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 3原始数据（见表 1-1） 设输送带最大有效拉力为 F（ N），输送带工作速度为 v（ m/s），输送机滚筒直径为 D（ mm），其具体数据见表 1-1。 表 1-1 设计的原始数据 分组号 1 2 3 4 5 6 7 F（ N） 2000 2500 3000 2800 3200 2200 2400 v（ m/s） 1.0 0.7 0.6 0.8 0.75 1.2 0.9 D（ mm） 315 300 280 335 315 355 335 4工作条件 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作时有中等冲击；输送带工作速度 v的允许误差为 5；二班制（每班工作 8h），要求减速器设计寿命为 8年，大修期为 2 3年，小批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 nts 7 2.传动方案分析 合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统 筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。 本传动装置传动比不大，采用 蜗轮 传动， 带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台单级直齿圆柱齿轮减速器， 轴端连接选择弹性柱销联轴器。 要求 ： 二班制（每班工作 8h） ，使用期限为 8 年， 大修期为 2 3 年 。 连续单向运转，载荷平稳，小批量生产。运输链速度允许误差为链速度的 5。 已知：运输机带的圆周力： 3000N 带速： 0.6m/s 滚筒直径： 280mm 选定传动方 案为： 单级蜗杆减速器 本传动装置传动比不大，采用 蜗轮 传动， 带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台 单级 蜗杆减速器。 1.1 传动装置简图 图 1-1 带式输送机的传动装置简图 nts 8 3 电动机的选择计算 3.选择电动机 3.1 选择电动机的类型 按工作要求和条件选取 Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 3.2 选择电动 机容量 工作机所需的功率： kwkwxkwFVP w 8.11000 6.030001000 由电动机至工作机之间的总效率： 434221 a其中 1 2 34 分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。 查表可知 1 =0.99（联轴器） 2 =0.98-0.99（滚子轴承）3=0.70-0.75（单头蜗杆） 4 =0.96（卷筒） 所以： 61.096.070.098.099.0 42 xxxa 最大效率 68.096.075.099.099.0 42 xxxa 最小效率 所以电动机输出功率： kwP awPd 2.95-2.65 kw 3.3 确定 电动机转速 根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为 r / m i n95.40r / m i n280 6.01000601000*60 kwD Vn w 电动机转速可选范围： 蜗杆传动闭式的传动比 i推荐值： i=10-40 1 6 3 8 r / m in5.0944 0 . 9 5*40)( 1 0 wm inn wP=1.8kw a=0.61-0.68 dP=2.95-2.65kw w=r/min95.40 mn 1638r/min5.094 nts 9 3.4 电动机的技术数据 图 2-1 电动机外形尺寸 级数 A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L 4 160 140 63 28 60 8 24 100 12 205 205 180 245 170 380 表 2-2 初步选同步转速为 750r/min、 1000r/min和 1500r/min的电动 机，对应于功率为 3KW的电动机型号为 Y132M-8、 Y132S-6和 Y1002L-4。先将有关参数列于表 16-1中。 通过对于以上三种型号的比较可以看出： Y100L2-4 型电机转速高、质量轻、价格低， 结构还比较紧凑 。 总传动比为 34.98，虽然传动比较大但是在电动机级数与价格各个方面的因素来考虑的话本设计还是选 Y100L2-4型电机 ，较为合理。 3.5 确定电动机型号 表 16-1 方案号 电动机型号 额定功率 同步转速 满载转速 总传动比 极数 2 Y100L2-4 3kw 1500r/min 1420r/min 34.67 4 2 Y132S-6 3kw 1000r/min 960r/min 23.44 6 3 Y132M-8 3kw 750 r/min 710r/min 17.49 8 nts 10 4 计算总传动比和各级传动比的分配 计算总传动比 ： 67.3495.401 4 2 0 wmnni各级传动比的分配 ： 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。 计算传动装置的运动和动力参数 1蜗杆蜗轮的转速： 蜗杆转速和电动机的额定转速相同 蜗轮转速： m in/96.4067.341 4 2 02 rn 滚筒的转速和蜗轮的转速相同 2 功率 蜗杆的功率： p1=2.95 0.99=2.92KW 蜗轮的功率： p2=292 0.73 0.98=2.01kW 滚筒的功率： p3=2.01 0.98 0.99=1.95Kw 3转矩 mNnpTmmd .84.191420 95.295509550 mNnpT .64.191420/92.29550/9550 111 mNnpT .84.46896.40/01.29550/9550 222 mNnpT .65.45496.40/95.19550/9550 233 i=34.67 n2=min/96.40 r p1=2.92KW p2=2.01KW p3=1.95KW Td=19.84 mN. T1=19.64 mN. T2=468.84 mN. T3=454.65 mN. 将所计算的结果列表： 参数 电动机 蜗杆 蜗轮 滚筒 转速 (r/min) 1420 1420 40.96 40.96 功率 (P/kw) 2.95 2.92 2.01 1.95 转矩 (N m) 19.84 19.64 468.84 454.65 传动比 i 34.67 效率 0.99 0.73 0.96 nts 11 5.选择蜗轮蜗杆的传动类型 根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆 ZI。 5.1 选择材料 考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择 45钢，蜗杆螺旋部 分要求淬火，硬度为 4555HRC，蜗轮用铸锡磷青钢 ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100制造。 5.2 按齿面接触强度进行设计 传动中心矩计算公式如下： 23 2 HE ZZKTa = (1) 确定作用在蜗轮上的转矩 2T =468.841N m (2) 确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数 KB=1；查表 11-5可知选取使用系数 KA=1.15；由于转速不高，冲击不大，可取动 载荷系数 KV=1.05，则 K=KAKBKV=1.15X1X1.05=1.21 (3) 确定弹性影响系数 EZ (4) 因选用的是铸锡磷青确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆 d1和传动中心矩 a的比值 35.01 ad，从图 11-18可查得Z=2.9 (5) 铜蜗轮和钢蜗杆相配，确定接触疲劳极限 limH 根据蜗轮材料为 ZCuSn10P1， 蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，可从表 11-7中查得无蜗轮的基本许用应力 limH =268MPa 故 EZ =160 21MP 6） 确定寿命系数 4 6 7 2 083 6 582 hL 渐开线蜗杆 ZI 45钢 ZCuSn10P1 青铜 HT100 2T =468.84N m K=1.21 Z=2.9 EZ =160 21MP hL =46720 nts 12 应力循环次数 N=60jn2Lh=60x1x40.96x46720=1.15x108 寿命使用系数 74.01015.1 108 87 HNK 则 M P aKHHNH 53.19763.0268* l i m 8）计算中心距 23 2 HE ZZKTa mma 28.14653.197 9.21601084.46821.1 23 3 取中心矩 a=160mm，因为 i=34.67，故从表 11-2 中取模数 m=8m，蜗杆分度圆直径 d1=63m。 这时 5.0160801 ad， 从图 11-18 可查得接触系数 Z=2.3， 因为 Ze 查表 GB/T297-1994，取 X=0.4,Y=1.6 eFrFa 31.025.488 58.15222Fr2v 7.377 N Fr1H=486.5 N Fr2H=133.47 N Fr1= 401.94N Fr2 =488.25N 1SF=111.65N 2SF=152.58N Fa1=3892N Fa2=152.58V NYFF RS 58.1526.12 25.4882 22 NYFF RS 65.1116.12 94.4012 11 21 65.11197.3780 FSFFS A NFFSF Aa 389265.11197.378011 NFSF a 58.15222 nts 28 查表 GB/T297-1994，取 X=1,Y=0 计算 P1、 P2，由于载荷平稳取 fp=1 验算轴承寿命 因为 P1P2，所以按轴承的受力大的计算： 6631 0 / 310()601 0 9 0 . 8 1 0()6 0 1 4 2 0 6 3 8 7 . 9 7 681651784hCLnPhg所以轴承满足寿命要求。 9.2 校核 30206 轴承的轴向力 由参考文献 2 查表 8-30 查得圆锥滚子轴承30213得 查表 GB/T297-1994 额定动载 荷 Cr= 43.2 103 N 基本静载荷 Cor=50.5X103 ,e=0.37,Y=1.6查表格 13-7得滚动轴承轴向力计算公式，则轴 1,2的派生轴向力分别为 由前面的到 求两轴承受到的径向载荷 Fr1和 Fr2 由前面设计蜗轮时求得的： Fr1v=VAF= 468.5N Fr2v=VBF=3780.97N Fr1H= HAF =1376 N Fr2H= HBF =11376N Fr1= 14534.18433.733 222121 HFrvFrN Fr2= 3798137697.3780 222222 HFrvFrN 求两轴承计算轴向力 Fa1和 Fa2 查表 GB/T297-1994 可知 e=0.37 Fr1v= 468.5N Fr2v=3780.97 N Fr1H=1376 N Fr2H=1376N Fr1=756.16N Fr2=1005.92N NP 9.63871 Np 25.4882 NyFxFP ar 976.6387111 NFp r 25.48822 nts 29 附加轴向力 轴向力 FA=468.5N 轴承 1端被压紧，故 求当量动载荷 P1 和 P2 3 1 2 8.01 4 5 3 06.4 5 411 FrFae 查表 GB/T297-1994，取 X=1,Y=0 eFrFa 33.43798 5.1645422查表 GB/T297-1994，取 X=0.4,Y=1.6 计算 P1、 P2，由于载荷平稳取 fp=1,则 NyFxFP ar 1453111 验算轴承寿命 因为 P1P2，所以按轴承的受力大的计算： 6631 0 / 310()601 0 4 3 . 2 1 0()6 0 1 4 2 0 6 6 5 65 9 7 9 . 9hCLnPhg所以轴承满足寿命要求。 1SF=454.06N 2SF=1186N NP 14531 2p N6658 hLh31079.5 轴承满足寿命要求 NYFF RS 06.4546.1214532 11 NYFF RS 11866.1237982 22 21 74.7055.46806.454 FSNFFS A NFSF a 06.45411 NFFSF Aa 5.165422 NyFFp ar665824.16846.192.10054.04.0 222NFa 06.4541 NFa 5.16542 nts 30 10.键的选择和校核 10.1 蜗轮与联轴器相配合的键的选择 8.2.1 键的连接的设计 查 GB1095-2003： A型普通平键 由1d=48mm,选键宽 b=14mm,键高 h=9mm， L=70mm 的普通平键 .由 d4=60mm,查得选键宽 b=18mm,L=70mm,键高 h=11mm的普通平键 . 根据轴的最小直径 d=48mm,选择键 键长 L=50mm 宽 X 高14X9mm p=120mpa l=L-b=50-10=40mm k=0.5 8=0.5 8=4mm MP 95.5732404 1034.148210233 K ldTa=120MP 合格 蜗轮与蜗轮轴的连接键 d4=45mm L4=65.5 键长 56mm 宽 X高 14X9 l=L-b=45-14=31mm k=0.5 9=0.5 9=4.5mm 16.5345314 1034.1482102 33 K ldT MP =120MP 合格 10.2 蜗杆与联轴器相配合的键的选择 查 GB1095-2003： A型普通平键 根据轴的最小直径 d=30mm, 选择键 键宽 X 高 10X8 长 45mm l=L-b=45-10=35mm k=0.5 h=0.5 8=4mm 8.15230453 1022.92102 33 K ldT MPa =120MPa 合格 A型普通平键 b*h=10mm 8mm A型普通平键 b*h=14mm 9mm A型普通平键 b*h=6mm 6mm nts 31 11.箱体的设计计算 箱体的结构形式和材料 箱体采用铸造工艺，材料选用 HT200。 因其属于中型铸件，铸件最 小壁厚 8 10mm，取 =10mm 箱座壁厚 箱盖壁厚 1 =10mm 1=0.8 =9.6mm 取1=10mm 箱座凸缘厚度 b1， 箱盖凸缘厚度 b， 箱座底凸缘厚度 b2 箱座，箱盖上的肋板厚 m m1 轴承旁凸台的高度和半径 h R 轴承盖 D2 b1=1.5 1=15mm b=1.5 =15mm b2=2.5 =2.5 10=25mm M=8.5 mm m1=8.5mm H=12mm R=30 D2=76mm 地脚螺钉直径及数目 df=0.036a+12=21mm 取 df=18mm n=4 轴承旁联接螺栓直径 d1=0.75df=14mm 取 d1=14mm 盖与座联接螺栓直径 d2= （ 0.5 0.6 ） df 取d2=10mm 联接螺栓 d2间的间距 l=150 200mm 轴承端盖螺栓直径 d3= （ 0.4 0.5 ） df 取d3=8mm 检查孔盖螺栓直径 d4= （ 0.3 0.4 ） df 取d4=8mm Df， d1， d2至外壁距离 df， d2至凸缘边缘距离 C1=30,25,22 C2=25,23,20 轴承端盖外径 D2=140mm 轴承旁联接螺栓距离 S=140mm 轴承旁凸台半径 R1=16mm 蜗轮外圆与箱内壁间距离 1=16mm 蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 2=12mm nts 32 12 键等相关标准的选择 本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，垫圈、垫片的选择，具体内容如下： 键的选择 查 GB1095-2003 蜗轮轴与半联轴器 相配合的键： A 型普通平键， b*h=12mm 8mm GB1095-2003 半 联轴器与蜗杆轴的连接 b*h=12mm 8mm A型， 12mm 8mm A型， 12mm 8mm 联轴器的选择 根据轴设计中的相关数据，查 GB4323-1997，选用联轴器的型号 WH6 WH6 GB4323-1997 螺栓，螺母，螺钉的选择 考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用 螺栓 GB5782-86， M10*32， 数量为 4个 M14*34， 数量为 4个 螺母 GB6170-86 M10 数量为 4个 M14， 数量为 4个 螺钉 GB5782-86 M18*30 数量为 4个 M8*25， 数量为 24 个 M8*16 数量为 6个 M10*32 M14*34 M10 M14 M18*20 M8*25 M8*16 6.4销，垫圈垫片的选择 选用销 GB117-86， B8*30，数量为 2个 选用垫圈 GB93-87 数量为 8个 选用止动垫片 1个 选用石棉橡胶垫片 2个 选 用 08F调整垫片 4个 GB117-86 B8*30 GB93-87 止动垫片 石棉橡胶垫片 08F调整垫片 有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图 nts 33 13 减速器结构与润滑、密封方式的概要说明 本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照后附装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。 箱体为剖分式结构，由 I 箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体 ；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放油螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速器用地脚螺栓固定在机架或地基上。 减速箱体的结构 该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式 具体结构详见装配图 轴承 端盖的结构尺寸 详见零件工作图 减速器的润滑 由于 V=4.02 m/s12 m/s，应用喷油润滑，考虑成 本及需要，选用润滑油润滑。 轴承部分采用润滑脂润滑。 蜗轮润滑采用 N32 号涡轮蜗杆油（ SH0094-91） 最低 最高油面距 10 20mm，油量为 1.5L。 轴承润滑选用 ZL-3型润滑脂 (GB 7324-1987） 油量为轴承间隙的 1/3 1/2。 减速器的密封 箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂漆或水玻璃。 观察孔和油孔等处接合面的密封用石棉胶橡纸，垫片进行密封。 轴承孔的密封、闷 盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴段外伸端透着间的间隙采用毡圈油封。 轴承靠近机体内壁处用挡圈油环密封以防止润滑油进入轴承的内部。 减速器附件简要说明 该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。 具体结构详见装配图 具体结构装配图 详见零件工作图 N32 号涡轮蜗杆油 ZL-3 型润滑脂 详见装配图 nts 34 参考文献 1，机械设计第八版 濮良贵 纪名刚 主编 -北京：高等教育出版社 2，机械设计课程设计 宋宝玉 主编 -北京：高等教育出版社 3，机械设计课程设计 殷玉枫 主编 -北京：机械工业出版社 4，机械设计课程设计 孙 岩 陈晓罗 主编 -北京：北京理工大学出版社 5.机械设计课程设计王昆，何小柏，汪信远主编 -高等教育出版社 6.机械设计（第七版）濮良贵，纪名刚主编 - 高等教育出版社 7.简明机械设计手册洪钟德 主编 - 同济大学出版社 8.减速器选用手册周明衡 主编 - 化学工业出版社 9.工程机械构造图册周明衡 刘希平主编 -机械工业出版社 10.机械制图（第四版）刘朝儒 高治一编 -高等教育出版社 11.互换性与技术测量（第四版）李硕根 杨兴骏编 -中国计量出版社 12.机械原理 孙 恒 陈作模 主编 -北京 ：高等教育出版社 13.机械零件课程设计 赵 祥 主编 -北京：中国铁道出版社 14.理论力学 哈尔滨工业大学理论力学教研室 编 -北京：高等教育出版社 15.机械设计课程设计手册 2版 吴宗泽 主编 -北京：高等教育出版社 第四章 小结 为
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