一级蜗轮蜗杆减速器课程设计11.1%5%600
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共25页)
编号：519323
类型：共享资源
大小：226.48KB
格式：ZIP
上传时间：2015-11-14
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
2.4
积分
- 关 键 词：
-
减速器课程设计
- 资源描述：
-
一级蜗轮蜗杆减速器课程设计11.1%5%600,减速器课程设计
- 内容简介：
-
机械设计基础课程设计 课题名称 ： 一级蜗杆减速器 专业班级 ： 04 机电 学生姓名 ： 指导老师 ： 宁老师 完成时间 ： 6 月 30 日 成绩： 目 录 nts 第一章 机械设计课程设计任务书 第二章 分析和拟定传动方案 第三章 电动机的选择 第四章 传动装置运动的设计及计算 第五章 齿轮的设计 第六章 链传动的设计 第七章 减速器的结构设计及计算 : 第八章 蜗杆轴的刚度校核 : 第九章 轴的设计 第十章 轴承和键： 第十一章 连轴器的 选择 第十二章 箱体的设计 第十三章 键等相关标准的选择 第十四章 润滑和密封的设计 第一章 机械设计课程设计任务书 nts设计题目 ：设计带式输送机传动装置 原始数据： F=11000N F：输送带工作拉力； V=5m/min V：输送带速度； D=600mm D：滚筒直径。 设计工作量： 设计说明书一份 减速器 装配图一张 零件工作图 2 张 工作条件： 单向运转 ,连续工作 ,空载起动 ,载荷平稳 ,三班制工作 ,减速器使用寿命不低于 5 年 ,输送带速度允许误 差为 5%。 第二章 分析和拟定传动方案 nts 机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。 满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种 方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。因二级齿轮传动的速度和范围广 ,传动比准确、可靠、传动效率高 ,工作可靠 ,寿命长 ,结构紧凑 ,传动平稳，能缓冲吸振。众所周知，齿轮传动输送机的传动装置由电动机、减速器、联轴器、滚筒四部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计输送机的传动装置， 必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。 综上所述，先初拟定带式输送机中的一级蜗杆减速器的运动简如 下： nts 1 电动机； 2 联轴器； 3 蜗轮减速器； 4 开式齿轮动； 5 链传动； 6 滚筒； 7 输送带 第三章 电动机的选择 电动机是常用的原动机，具体结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号 （ 1） 选择电动机的类型： 按工作条件，选用三相异步电动机，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由公式AWd PP 和 1000FvPw 得 aadFvP 1000 60/5110001000 由电动机至运输带的传动总功率为： 6543421 ants 式中 1 、 2 、3、 4 、5、6分别为联轴器、轴承、蜗杆、齿轮传动、链传动和卷筒的传动效率。 取 992.01 ， 98.02 ， 78.03 ， 95.04 ， 96.05 ， 96.06 。 则 62.096.096.095.078.098.0992.0 4 a所以 kwPd 48.162.01 0 0 0 60/51 1 0 0 0 ，因为ded PP ，则取 kwPed 4。 （ 3）确定发动机转速 卷筒轴的工作转速为 m i n/65.260014.3 60/5100060100060 rD vn 按表达 1 推荐的传动比合理范围取蜗杆的传动比 4081 i ,滚子链的传动比 622 i ， 齿 轮 传 动比 733i故 总 传 动 比 的 合 理 范 围48 ai 1680 故电动机转速的可选范围为 44522.12765.2)168048( ninad。 符合这一范围的同步转速有 750， 1000， 1500， 3000r/min。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、和减速器、齿轮还链传动比， 可见第 1 种方案比较适合。因此选定电动机型号 为 Y112M-4，其主要性能如下表： nts 方案 电动机型号 额定功率 kw 电动机转速 r/min 同步 转速 满载转速 1 Y112M-4 4 1500 1440 2 Y132M1-6 4 1000 960 3 Y160M1-8 4 750 720 可见第 1 种方案比较适合。因此选定电动机型号 为 Y112M-4，得mn1440r/min 电动机主要外形和安装尺寸列于下表： 中心高 外型尺寸 底脚安装尺寸 地脚螺栓孔尺寸 轴伸尺寸 装键部位尺寸 132 515 345 315 216 178 12 38 80 10 41 第四章 传动装 置运动的设计及计算 (1) 确定传动装置的总比和分配传动比 : 由选的电动机满载转速mn和工作主动轴转速 n 可得传动装置总传动比为 ： 40.54365.21 4 4 0 nni wa分配传动装置传动比 nts0 1 2ai i ii(其中0 1 2,i i i分别为减速器 、 轴 、 链的传动比 )为使减速器的尺寸过大 ,初步取 4.51 i , 2.42 i (实际的传动比要在设计减速器时由所选蜗轮蜗杆的大小之比计算 ).则有 96.232.44.540.543210 ii ii a （ 2） 计算传动装置的运动和动力参数 （ 1） 各轴转速 1轴 m in/14401 rnn m 2轴 m in/10.6096.231440012 rinn 3轴 m imrinn /13.114.510.60123 卷筒轴 m in/65.22.413.11234 rinn （ 2） 各轴输入功率 1轴 kwppd 47.148.1992.011 2轴 kwpp 12.178.098.047.13212 3轴 kwpp 04.195.098.012.14223 卷筒轴 kwpp 98.096.098.004.13234 （ 3） 各轴的输入转矩 电动机的输出转矩 mNnpTmdd .82.91440 48.195509550 1轴 mNTTd .74.9992.082.911 2轴 mNiTT .40.17878.098.096.2374.932012 3轴 mNiTT .89.89695.098.04.540.17842123 卷筒轴 mNiTT .94.354396.098.02.489.89652234 nts 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 N.m 转速r/min 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 1.48 9.82 1440 1 0.992 1轴 1.47 1.44 9.74 9.55 1440 23.96 0.76 2轴 1.12 1.09 178.40 174.83 60.10 5.4 0.95 3轴 1.04 1.01 896.89 878.95 11.13 4.2 0.94 卷筒轴 0.98 0.96 3543.94 3473.06 2.65 第五 章 齿轮的设计 齿轮传动是应用最广泛的一种传动形式。其传动的主要优点是：传递的功率大（可达 100000kW 以上）、速度范围广、效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证恒定，齿轮的设计主要围绕传动平稳和承载能力高这两个基本要求进行的。 （ 1） 根据齿轮的工作情况，确定齿轮： 选定齿轮的传动类型，材料，热处理方式，精度等 级，确定许用应力。nts由已知，选闭式直齿传动。其特点是，承载能力和速度范围大，传动比恒定，外轮廓尺寸小，工作可靠，效率高，寿命长，制造安装精度要求高，噪声较大，成本较高。 大小齿轮的材料选用 20Cr，渗碳淬火，齿面硬度为 5662HRC 齿轮精度选8级，得limH=1500MPa， limF460MPa，按低可靠要求取 1, 1HFSS（表 6-8）limHHH1500MPa，limFFF=460MPa。 （ 2） 步选取主要参数： 1z=18，21z iz=90（ i=5）取 =0.3则 0 .5( 1)ai=0.9符合 0.61.2的范围 （ 3） 按齿轮弯曲疲劳强度设计： 计算齿轮的模数： 13 2 FSdFK T Y Ymz （ P=3.8kw，1z=24） 确定公式内参数计算数值， 计算小齿轮的名义转矩6119 . 5 5 1 0 PT n =25.2N.m 计算载荷系数 K： 1.0AK ， 初估 1 5/v m s ， 11100zv =1.2 1.10vk 1211 1 . 8 8 3 . 2 ( ) c o sa zz =1.70 1 . 1 , 1 . 1 9KK， AVK K K K K =1.44 查取复合齿形系数FSY： 124 . 2 5 , 3 . 9 8F S F SYY计算大小齿轮的FSFY并进行比较： 124 . 2 5 0 . 0 0 9 2 0 . 0 0 5 7 4 6 0 F S F SFFYY 。 计算重合度系数 Y： ntsY =0.25+0.75a=0.25+0.75/1.71=0.691 （ 4） 设计计算 ： 13 2 FSdFK T Y Ymz =3 22 1 . 4 4 2 5 . 2 4 . 2 5 0 . 6 9 10 . 9 1 8 4 6 0 =6.5mm 将模数圆整为标准取值 m=7mm。 （ 5） 几何尺寸计算 ： 由1 18z ，2 90z ，d=0.3 11d mz=126mm 22d mz=7x90=630mm 12()2m z za =378mm 1dbd=37.8mm 12(5 1 0 )bbmm=4348mm取1b=45mm。 （ 6） 校核齿接触疲劳强度 ： 1 212 ( 1 )H E HK T uZ Z Zb d u 式中EZ=189.8 MPa ； 2.5HZ ； 43 aZ = 4 1.713 =0.87 1 212 ( 1 )H E HK T uZ Z Zb d u = 522 1 . 4 4 2 5 . 2 1 0 ( 5 1 )1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 73 2 1 2 6 5 =3302.52MPa （ 7） 齿轮的实际圆周速度 ： 116 0 1 0 0 0dnv =4.52m/s（ 1n =1440r/min） 因初步估计值 nts1v 5m/s 故 1vv ，对照表 6-5可选择 8级精度是合适的，无需修正以上设计。 设计结构及绘制齿轮零件图（略） 第六章 链传动的设计 链传动由主动链轮、从动轮和绕在两链轮上的封闭链条所组成。它靠链节和链 轮轮齿之间的啮合来传递运动和动力。 （ 1） 选择链齿轮数12,zz： 假设链速 v=0.63m/s，选 1z=20,从动 链齿数2 20 2.17z =43.4。 确定功率cP由表 5-8查的Ak=1.3，cAP k p=1.3x2.75=3.58kw （ 2） 确定链节数pL： 21 2 2 1()22 2 4 0pz z z zapLpp =110.34 为了避免 链受附加弯矩故取pL=112节 （ 3） 确定链条接距 P 计算及结果： 单链传递功率0 cz p Lppk k k1.081()19z zk =1.01 0.26()100pL Lk =1.03 02 . 7 5 2 . 6 51 . 0 1 1 . 0 1 . 0 3cz p Lppk k k kw 根据小齿链 n=57.6r/min再查表 5-13得链节距 P=25.4mm及 0p=2.65kw nts221 2 1 2 1 2 ( ) 8 ( ) 4 2 2 2ppz z z z z zpa L L =1038.2mm 中心距减小量 aV =（ 0.0020.004） a =2.084.31mm 实际中心距 a a aV =1035.121033.84mm 取 a =1034mm （ 4） 验算链的速度 ：116 0 1 0 0 0n z pv = 5 7 .6 2 0 1 9 .0 56 0 1 0 0 0=0.367m/s与假设的相符。 （ 5） 压轴力 ： 有效圆圈力 1000e pF v=6147.5N 取pk=1.25则压轴力Q e pF F k=7684.44N。 第七章 减速器的结构设计及计算 : （ 1） 选择 传动类型和蜗轮蜗杆材料 : 根据 GBT10085-1908 推荐 ,采用渐开线圆柱蜗杆传动 (ZI)蜗杆用 45 号钢 ,考虑效率高些 ,耐磨性好些 .蜗杆螺旋进行表面淬火 ,硬度围 4550HRC,蜗轮用铸锡青铜 ZcuSn10Pb1,金属模铸造 ,为节省贵重 金属 ,仅齿圈涌青铜制造 ,轮芯用铸铁 HT150 制造 . （ 2） 按齿面接触疲劳强度设计 说明及计算 : 322 ()eHzza T K （选自机械设计 (吴宗泽编 )公式） 表 7-7p249,，表 7-9p253，根据mn1440r/min， i=20 （ 3） 载荷系数 K= 1 . 0 , 1 . 3 1 . 0 5A B VK K K A B VKKK,由表 7-7 1.0AK ,取 1.3BK ;假设nts蜗轮圆圈 V3m/s,则得 1.05VK 得 K=A B VKKK=1.36 （ 4） 弹性系数 由表 7-9,eZ=155 Mpa ,确定 Z取1d/a=0.38,查表 7-10得 z =2.8 （ 5） 蜗轮扭转矩2T按1z=2取 =0.8得 , 2T=1Ti, 1T=9.55 610 3.8/1440=25201.39N.mm 2T=20 0.8 25201.39=4.03 510 N. mm，2n取 60r/min 由式 (7-22) 1 H H N Hk （ 6） 许用应力 H: 由表 7-10 1H=180Mpa,hL=5 8 300=12000,应力循环次数N=602 hjnL=60 1 60 12000=4.32x 710 78 10HNk N=8 14.32=0.85由 1 H H N Hk 1 H H N Hk=0.85 180=153Mpa （ 7） 定出 中心距 a: 322 ()eHzza T K = 23 1 5 5 2 . 81 . 3 6 5 4 0 3 0 0 0 ( )153=164.8mm （ 8） 蜗杆分度圆直径 ,模数 : 由 0 .8 7 51 0 .6 8da=38.9mm 14 541112 1064 tdTI F m md nts122adm z =7.26mm 查表 7-2 取 m=8mm, 1d =63mm,则直径系数q=7.875mm,22d mz=320mm, 中心距 a=122dd=(63+320)/2=191.5mm 校核圆周速度1/da: 222 6 0 1 0 0 0dnv = 13 2 0 1 4 4 0 26 0 1 0 0 0=1.21m/s3m/s 1/da=63/191.5=0.329与假设1/da=0.38相近 . （ 9） 几何参数计算 ,按表 7-5 蜗杆分度圆导程角 r=arctan1zq=arctan 27.875=16.41o 蜗杆齿顶圆直径1ad=1 ad zh=105mm 直根圆直径1fd=58.8mm 蜗杆轴向齿距xp= m =25.133mm 蜗轮齿顶圆直径2ad=395mm 蜗轮齿根圆直径2fd=355.8mm 第八章 蜗杆轴的刚度校核 : 蜗杆轴的惯性矩 : 4 41 636 4 6 4dI =7.7 5410mm 蜗杆切向力 : 1112tTF d =2 25201.39 63=800.04N nts法向力222c o s c o sn nTF da =3109.6N 径向力1 sinr nnF F a=1063.48N 取 l=0.92d=288mm 根据公式：13 221 48 rly F t F yEI 有： 3 2236288 8 0 0 1 0 6 3 . 4 84 8 2 0 6 1 0 2 . 0 1 1 0y =0.153mm y= 2d/1000=0.32m y y 蜗杆刚度满足要求。 散热计算 相对滑动速度116 0 1 0 0 0 c o ss dnv =5.13m/s 查表 7-8得 0 . 0 2 2 , 1 . 4vvo由传 动 啮合效率 1ta nta n ( )v =0.94， 取搅油效率为2 0.99 ，轴承的效率3 0.99 则总的效率1 2 3 =0.99 0.99 0.94=0.93。 散热面积计算： 5 1 .8 89 1 0sa = 5 1 .8 89 1 0 1 9 1 .5 =1.85 2m 101 0 0 0 (1 )dpntt as 1t=20co +1 0 0 0 3 . 8 (1 0 . 9 3 )1 1 1 . 8 5 c o=29.59co 70coda=15w/（ 2m co ） 电导通环境中 散热满足条件。 结构设计图（见后） nts第九章 轴的设计 轴是机器中的重要零件之一，它的主要作用是支承旋转的机械零件（齿轮、带轮），并传递运动和动力。 选 45 号钢，输入功率为21 4 0 . 9 9 2 3 . 9 7p p k w 输出轴的转速21 / 1 4 4 0 / 5 . 4 2 6 6 . 6 7 / m i nn n i r 可得33m i n 3 . 9 71 2 0 2 9 . 5 22 6 6 . 6 7pd c m mn 根 据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径； 从连轴器向左起第一段，由于连轴器处有一键槽，轴径应增加 5%取 36mm 根 据 计 算 转 矩 651 . 3 9 . 5 5 1 0 3 . 9 7 / 2 6 6 . 6 7 1 . 8 5 1 0 .c a AT K T N m m 查GB5014-85 得 HL2 型弹柱连轴器，半连轴器长度为1l=52mm 轴段长1L=48mm。 右起第二段，考虑连轴器的轴向定位要求，该段直径 =20mm 根据轴承短盖的装拆，取端盖 的外端面与半连周期做 4 端面间的距离为10mm 取该段长 2L=30mm 。 右起第三段，因为轴承有轴向力和径向力，选用角接触轴承 ，起尺寸 dxDxB=25mmx60xmmx13mm 该段直径位 25mm 长度3L=轴承宽（ 0.080.1） a+（ 1020） =35mm。 右起第四段，该段装有齿轮，直径取 =40mm ，齿轮宽取 b=45mm， 为保证定位可靠 年性，取轴段长度4L=50mm 右起第五段，取轴直径为 55mm长度5L=10mm. nts右起第六段，该段为滚动轴承的定位轴承，起直径小于滚动轴承 圈外径取 50mm，长度为6L=10mm 右起第七段，取轴径 =45mm，取长度7L=23mm。 第十章 轴承和键： 采用角接触球轴承用凸缘轴承盖，实现轴承系两端单向固定，周伸处用 C型普通平键联结实现周向固定，用 A型普通 平键连接蜗轮与轴。 计算齿轮上作用力的大小和方向的 计算及说明 由上面算出结果有： 作用齿轮上的 转矩为6 2229 .5 1 0 pT n =423.24N.m 圆周力2222ttTFd=2645.3N径向力22tanco strTaF=1021.1N 轴向力22t a n 1 6 .4 1arFF o=932N 周成的支反力： 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装 方法，建立 a所示的力学模型 . 水平的支反力2221 ( 6 2 ) / 1 2 42aArFdRF =39N 2221 1( 6 2 )2 1 2 4aBrFdRF =4660N 画弯矩图： 剖面处定为 C nts由公式21 2262 2c ia dMR 有： 水平面 1 62AMR=51.558N.M 垂直面 1162AMR=2.418N.M 21 2262 2c ia dMR =200.68N.M 同轴是单想回矩，转矩为脉动循环 =0.6可得到 C处当量弯矩 2222)c c cM M T=323.3N.M 判断 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。查表 13-1得1=60MPa cc MW =8.55Ma 1 =60MPa 剖面 D处受转矩但直径较小，故也为危险截面 2()DMT =0.6x432.2=259.32N.m 30 .1 ccMMWd =12.2MPa 1 故确定的尺寸是安全的。绘制轴的工作见 CAD图。 第 十一章 连轴器的选择 类型选择 由于机组功率不大，运转平稳，且结构简单，便于提高 其制造和安装精度 ，使其轴线的偏移量较小，故选用凸缘连轴器。 载荷计算： ca AT K T= 9550A PK n=34.49N.mm AK为工况系数。 型号选择： 根据及 ,caT d n等条件，由 GB/T5843-86选用 YL7型凸源连轴器，其额定转矩 T=160 N.m许用转速为 n=4800r/min轴孔直径为 35mm，符合要求。 nts 第十二章 箱体的设计 名称 符号 尺寸关系 本次取数 mm 机座壁厚 0.04 a + 3 10 机盖壁厚 10.0112()mmdd+1 8 10 机座 凸缘厚度 b 1.5 15 机盖凸缘厚度 1b1.5115 机座底凸缘厚度 2b2.5 25 地脚螺钉直径 0.036a+12 0.036a+12 18 地脚螺钉数目 n n 4 抽成旁联接螺栓直径 1d0.751d78.5 机盖与联接螺栓直径 2d（ 0.50.6）fd35 联接螺栓的间距 l 150200 180 轴承端盖螺钉直径 3d（ 0.40.5）fd28 定位销直径 d （ 0.70.8）2d45 轴承旁凸台半径 2c2c20 外机壁至轴承座端面距离 1l12cc+(812) 60 大齿轮顶圆与内机壁距离 1V1.2 15 nts齿轮端面与内机壁距离 2V 13 机盖，机座肋厚 1m， m 110 . 8 5 , 0 . 8 5mm1 8.5mm轴承旁联接螺栓距离 s 2sD65 第十三章 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： 1，键的选择 查表 10-33机械设计基础课程设计： A 型普通平键，b*h=8*7 GB1095-79 轴与相配合的键： A型普通平键， b*h=16*10 GB1095-79， 3 轴与联轴器相配合的键 A 型普通平键b*h=12*8 A 型， 8*7 A型， 16*10 A型， 12*8 GB1095-79 2，联轴器的选择 根据轴设计中的相关数据，查表 10-43机械设计基础课程设计，选用联轴器的型号 HL3。 GB5014-85 HL3 GB5014-85 3，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， M16*35， 数量为 3个 M20*100， 数量为 6个 螺母 GB6170-86 M10 数量为 2个 M16*35 M20*100 M10 nts M12， 数量为 6个 螺钉 GB5782-86 M6*20 数量为 2个 M8*25， 数量为 24个 M6*16 数量为 12个 （参考机械设计基础课程设计图 6-3装配图） M12 M6*20 M8*25 M6*16 4，销，垫圈垫圈垫片的选择 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 （参考机械设计基础课程设计图 6-3装配图） 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 在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号