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毕业设计论文
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一级蜗杆减速器,毕业设计论文
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1 机械设计基础课程设计 说 明 书 设计题目 ： 一级蜗杆减速器 专业班级 ： 学生姓名 ： 指导老师 ： xx 学院机械工程学院 nts2 目 录 1、 机械设计课程设计 任务书 -（ 2） 2、机构运动简图 -（ 4） 3、 运动学与动力学计算 -（ 5） 4、 传动零件设计计算 -（ 8） 5、 轴的设计计算及校核 -（ 12） 6、 箱体的设计 -（ 16） 7、 键等相关标准的选择 -（ 17） 8、 减速器结构与润滑的概要说明 -（ 18） 9、 设计小结 -（ 19） 10、 参考资料 -（ 20） nts3 1. 机械设计课程设计任务书 专业班级 04 学生姓名 学号 课题名称 一级蜗杆减速器 设计 起止时间 课题类型 工程设计 课题性质 真实 一、原始数据 已知条件 输送带拉力 F/kN 输送带速度V/(m/s) 滚筒直径 (mm) 数据 2.2 0.9 350 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 10 年，输送带速度允许误差位 5% 二、基本要求 1、完成装配图一张、零件图两张（齿轮、轴各一） 2、编写设计说明书一份（按毕业设计论文格式打印） 3、装配图手工绘制，零件图 CAD 绘制 4、自制文件带装好全部文件，写上学好、姓名 nts4 2.机构运动简图 电动机联轴器蜗杆减速器 联轴器滚筒输送带3.运动学与动力学计算 3.1 电动机的选择计算 3.1.1 选择电动机 3.1.1.1 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。 3.1.1.2 选择电动机容量 电动机输出功率： awPdP kw 工作机所需的功率： kwFVPw 1000所以 aFVdP 1000 kw 由电动机至工作机之间的总效率： 6543421 a其中 1 2 34 56分别为联轴器，轴承，窝杆，齿轮，链nts5 和卷筒的传动效率。 查表可知 1 =0.99（弹性链轴器） 2 =0.98（滚子轴承）3=0.73 单头窝杆） 4 =0.90 铸造的开式齿轮传动）5=0.96（滚子链）6=0.96（卷筒） 所以： 55.096.096.090.073.098.099.0 4 xxxxxap= 1420 2 8 . 9 / m i n4 9 . 1mwnirn 3.1.1.3 确定电动机转速 卷筒轴的工作转速为 6 0 * 1 0 0 0 6 0 * 1 0 0 0 * 0 . 9 4 9 . 1* 3 5 0Vnw D rmin 根据机械设计基础中查的蜗杆的传动比在一般的动力传动中；i=60600，电动机的转速的范围因为 N=(2080)*n=（ 2080） x49.1=9823928r/min 在 这 个 范 围 内 的 电 动 机 的 同 步 转 速 有 1000r/min 和1500r/min,2800r/min.三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置的情况来确定最后的转速，为降低电动机的重量和成本，可以选择同步转速 1500r/min。根据同步转速查表 10-100 确定电动机的型号为 Y90L1-4。 3.1.2 计算总传动比和各级传动比的分配 3.1.2.1 计算总传动比： 1400 5 2 8 . 3 02 . 2 1ma ni n 3.1.2.2 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。 3.1.3 计算传动装置的运动和动力参数 3.1.3.1 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/67.633.221420 rn 滚筒的转速和蜗轮的转速相同 3.1.3.2 功率 蜗杆的功率： p=3.57*0.99=3.534KW 蜗轮的功率： p=3.534*0. 8*0.99=2.799kW 滚筒的功率： p=2.799*0.97*0.98=2.661kW nts6 . . . 转矩 mNnpTmmd .01.241 4 2 057.39 5 5 0*9 5 5 0 mNiTT d .77.2399.0*1*01.240111 mNiTT .27.51498.0*99.0*3.22*77.231212 mNiTT .85.49397.0*99.0*1*27.51423323 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 63.67 63.67 功率 P/kw 3.57 3.534 2.799 2.661 nts7 转矩 N.m 24.01 23.77 514.27 493.85 传动比 i 22.3 效率 0.99 0.79 0.90 4.传动零件的设计计算 4.1 蜗杆蜗轮设计计算 计算项目 计算内容 计算结果 4.1.1选择材料 4.1.2确定许用压力 710LN时蜗轮材料的许用接触 F当610LN时蜗轮材料的许用弯曲应力 F 初步估计 Vs的值 滑动系数影响系 数 Zvs 应力循环的次数 LN 接触强度寿命系数 Zn 弯曲强度寿命系数 Yn 许用接触应力 H 蜗杆 选 40Gr，表面淬火 4555HRC；由表 8-7查得， 蜗轮边缘选择 ZCuSn10P1。金属模铸造 查表 8-7 得 许 用 压 力 为2/220 mmNH 查表8-72/70 mmNF 查图 8-13得 Vs 3/s， 查图 8-14得 Zvs=0.93（浸油润滑）。 LN =60 N2 j L=60 63.7 1 365 16 10=223204800 Zn=8710LN=0.68 Yn=9610LN=0.55 由式（ 8-6）NZvsZHH =220 0.93 0.68= 2/13.139 mmN 由式（ 8-7） F= F Yn =70 0.55= 2/5.38 mmN 40Gr ZCuSn10P1 2/220 mmNH 2/70 mmNF Vs 3/s Zvs=0.93 LN =223204800 nts8 许用弯曲应力 F4.1.3 按接触疲劳强度设计 载荷系数 K 传动比 i 初步估计蜗杆传动效率 确定蜗杆的头数 1Z 蜗轮齿数 2Z 确定模数及蜗杆直径 确定蜗杆传动 基本参数 4.1.4 求蜗轮圆周数度并校核效率 蜗轮分度圆导程角 实际传动比 i 蜗轮的实际转速 n 蜗轮的圆周数度 v 滑动速度 Vs 啮合效率 从 K=11.4 取 K=1.2 3.227.631420 wmnni 由 )i5.3100( %= )2 2 .35.3100( % 0.835 查表 8-2 1Z =2-3 取 Z1=2 2Z =i 1Z =22.3 2=44.6 45 由式（ 8-10） 322221232.354227.5142.1)4513.139 1 5 0 0 0() 1 5 0 0 0(mmKTZHdm 由表 8-1取 m=6.3， d=63 查表 8-4按 i=25， m=6.3， d=63得基本参数为： 中心距 a=190， 1Z =2， 2Z =50， X2=-0.206 2d =m2z =6.3 50=330mm =arctan 1Z m/d=arctan 2 6.3/63=11度 18分 35秒 i= 2Z / 1Z =53/2=26.5 n=n1/i=1420/26.5=53.6r/mm smndV /937.0100060 6.533341000602 Vs=smnd /78.4)538111c o s (100060 142063c o s100060 11 903.0)611538111t a n ( 538111t a n)t a n ( t a n 11 v2/13.139 mmNK=1.2 i=22.3 1Z =2 2Z =45 m=6.3， d=63 1Z =2， 2Z =53 X2=+0.246 I=26.5 N=53.6r/min smV /937.02 Vs sm/78.4 nts9 搅油效率 0.940.99 轴承效率 0.980.99 蜗杆的传动效率 4.1.5 校核蜗轮的齿面接触强度 材料弹性系数 Ze 使用系数 Ka 动载系数 Kv 载荷系数 K= 蜗轮实际转矩 T2 滑动速度影响系数 Zvs 许用接触应力 H 校核蜗杆轮齿接触疲劳强度 4.1.6 校核蜗轮齿根弯曲强度 查表 8-10 161V取 0.96 取 0.98 得： =0.903 0.96 0.98=0.85 查表 8-8 Ze=155 2/ mmN 查表 8-9 Ka=1（间隙工作） 由于 V2=0.937 3m/s， Kv=11.1，取 Kv=1 K=1（载荷平稳） mNniPT .95.605142085.05.26495509550 12 查图 8-14 Zvs=0.93 H= 220 0.93 0.68=139.13N/mm KKvKaddTZeH 22129 4 0 011133463 95.6059400155 2 =125.62 H=139.13 按2vZ= 2Z /cos =53/cos =54 查图 7-32 FSY= 4.0及 2 =+0.246 Y=1- /120 =1-11 1835/120=0.906 YYmddKKKTFfsVA2126 66903.01 96.02 98.03 85.0 Ka=1 Kv=1 K=1 mNT .95.6052 H=139.13 合格 nts10 蜗轮综合齿形系数FSY导程角系数Y校核弯曲强度 4.1.7热平衡校核 初步估计散热面积 A 周围空气的温度 t 热散系数 K 热平衡校核 4.1.8 计算蜗杆传动主要尺寸 中心距 a=200mm 蜗杆齿顶圆直径 da1 蜗杆齿根圆直径 df1 导程角 蜗杆轴向齿距 Px1 蜗杆齿宽 b1 蜗轮分度圆直径 d2 蜗轮喉圆直径 de2 906.043.63346311195.609666 =11.12 F=38.5 275.175.1 11.1)100200(33.0)100(33.0 maA 取 t=20 C 从 K=1417.5 取 K=17W/（ m C） 由式（ 8-14） tKApt )1(1000 11 20923.017)85.01(57.31 0 0 0 =54.13 C 85 C 蜗杆分度圆直径 d1=63mm da1=d1+2ham=63+2 1 6.3=76mm df1=d1-2m（ ha+c ） =63-2 6.3（ 1+0.2） =48mm =11 1835 Px1= m=3.14 6.3=20mm mmzmb 931533.62121 2 d2=334mm de2 da2+1.5m=350+1.5 6.3=359.5mm df2=d2-2 hf2 =d2-2m（ ha-X2+C） =334-2 6.3（ 1-0.246+0.2） =320mm da2=d2+2m（ ha+X2） =334+2 6.3（ 1+0.246） = 350mm b2 0.75da1=0.75 76=57mm Ra2 =d1/2-m=63/2-6.3=25mm = =11 1835 蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘与铸造铁心采用 H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定，合格 A=1.11m 合格 a=200mm da1=76mm =11 1835 b1=93mm d2=334mm nts11 蜗轮齿根圆直径 df2 蜗轮齿顶圆直径 da2 蜗轮齿宽 b2 蜗轮齿顶圆弧半径 蜗轮螺旋角 4.1.9 蜗轮蜗杆的结构设计 螺钉选 6个 = =11 1835 5.轴的设计计算及校核 5.1 输出轴的设计 计算项目 计算内容 计算结果 5.1.1 轴的材料的选择，确定许用应力 5.1.2按 扭转强度，初步估计轴的最小直径 5.1.3轴承和键 5.1.4 轴的结构设计 5.1.4.1、 径向尺寸的确定 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速 传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。 d mmnpA 55.2767.63799.2110 33 轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴器，由转速和转矩得 Tc=KT=1.5 9.550 610 2.799/63.67=315Nm 查表 GB 4323-84 HL3 选无弹性扰性联轴器，标准孔径 d=38mm，即轴伸直径为 38mm 。 采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用 C型普通平键联接，实现周向固定。用 A型普通平键连接蜗轮与轴 选用 45号钢，正火处理 b=600MPa b 1=55MPa d=38mm d1=38mm d2=45mm d3=d7=50mm nts12 5.1.4.2、 轴向尺寸的确定 5.1.5 轴的强度校核 5.1.5.1 计算蜗轮受力 5.1.5.2 计算支承反力 5.1.5.3弯矩 5.1.5.4 当量弯从轴段 d1=38mm开始逐渐选取轴段直径， d2起固定作用，定位轴肩高度可在（ 0.070.1） d 范围内，故 d2=d1+2h 38（ 1+2 0.07） =43.32mm，该直径处安装密封毡圈，标准直径。应取 d2=45mm； d3 与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取 d3=50mm，选定轴承型号为 7210CJ， d4 与蜗轮孔径相配合。按标准直径系列，取 d4=53mm； d5 起定位作用，由 h=（ 0.070.1） d=（ 0.070.1） 53=3.71 5.3mm，取 h=4mm，d5=60mm； d7与轴承配合，取 d7=d3=50mm； d6 为轴承肩，查机械设计手册，取 d6=57mm。 与传动零件相配合的轴段长度，略小于传动零件的轮毂宽。轮毂的宽度 B2=（ 1.2 1.5） d4=（ 1.2 1.5） 53=63.6 79.5mm，取 b=70mm，联轴段 L4=68mm，联轴器十字滑块联轴器 B2=60mm，取联轴段 L1=58mm。与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为20mm，取挡油板厚为 1mm，则 L7=21mm，其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗轮端面与箱体的距离取 10 15mm，轴承端面与箱体内壁的距离取 5mm；分箱面取 55 65mm，轴承盖螺钉至联轴器距离 10 15mm，初步估计 L2=55mm，轴承环宽度为 8mm，两轴承的中心的跨度为 130mm，轴的总长为 263mm。 蜗轮的分度圆直径 d=334mm； 转矩 T=513.27N m 蜗轮的切向力 Ft=2T/d=2 513.27/334=3073.47N 蜗轮的径向力 Fr=Ft tan /cos =3073.47 tan20 /cos11 1835 =1158.4 蜗轮轴向力 Fx=Ft tan =3073.47 tan11 1835=619.72N 水平平面 3.1 1 7 5130 4.1 1 5 865233472.619130 652/1 FrdFxF H 9.163.1 1 7 54.1 1 5 81 HH FFrF N 垂直平面 Fv1= 74.1 5 3 6247.3 0 7 32/ FtF VN 水平平面弯矩： d4=53mm d5=60mm d6=57mm L1=58mm L2=55mm L7=21mm L=263mm d=334mm T=513.27N m nts13 矩 5.1.5.5分别校核 5.1.5.6 键的强度校核 mmNF x dMMHHbHbHbmmNFM7.2 7 0 9 82/33472.6195.7 6 3 9 42/15.7 6 3 9 43.1 1 7 56565 垂直平面弯矩： mmNFvM v b 1.9 9 8 8 874.1 5 3 665165 合成弯矩： mmNMv bMMmmNMMMhbbHbHbb7.1034981.998887.270984.810587.270985.7639422222222 单向运转，转矩为脉动循环 a=0.6 aT=0.6 513270=307962M mm 截面 mmNaTMMmmNaTMMbbbeb6.3 2 4 8 83 0 7 9 6 27.1 0 3 4 9 8)(3 1 8 4 5 13 0 7 9 6 24.8 1 0 5 8)(22222222 Mea=Mel=aT=0.6 428430=307962M mm mmMe bMmmMe adba69.38551.031845111.002.36551.030796211.03333考虑到 键 d1=105% 36.02=37.821mm ；d2=105% 38.69=40.62mm。实际直径分别为 38mm 和 53mm，强度足够。 应为选用 A型平键联接，根据轴径 d=53，由 GB1095-79，查键宽 b=16mm；键高 h=10mm，因为轮毂的长度为 70mm，故取标准键长 60mm。 将 l=L-b=60-16=44mm， k=0.4h=0.4 10=4mm MP adlk Tp 85.9153444 1043.428210233 查得静荷时的许用挤压应力 p=120 p，所以挤压强度足够 由普通平键标准查得轴槽深 t=6mm，毂槽深 t1=4.3mm 合格 b=16mm h=10mm k=4mm t=6mm t1=4.3mm 5.2 蜗杆轴的设计 计算项目 计算内容 计算结果 nts14 5.2.1 轴的材料的选择，确定许用应力 5.2.2按扭转强度，初步估计轴的最小直径 5.2.3轴承 5.2.4 轴的结构设计 5.2.4.1 径向尺寸的确定 5.2.4.2 轴向尺寸的确定 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。 d mmnp 9.141 4 2 0534.3110 33 轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用弹性拄销联轴器，由转速 n 和转矩Tc=KT=1.5 23.77=35.66Nm 查表 GB 4323-84 选用 HL2弹性柱销联轴器，标准孔径d=30mm，即轴伸直径为 30mm 采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定。 从轴段 d1=30mm 开始逐渐选取轴段直径， d2 起固定作用，定位轴肩高度可在（ 0.070.1） d 范围内，故 d2=d1+2h 30（ 1+2 0.07） =34.2mm，该直径处安装密封毡圈，标准直径。应取 d2=35.5mm； d3 与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取，选定轴承型号为 7208CJ。 d4 起 定位作用，由 h=（ 0.070.1） d3=（ 0.070.1） 40=2.8 4mm，取h=3mm， d4=d8=40+3=43mm； d5=d7=35mm， d6 取蜗杆齿顶圆直径 d6=60mm。 由 GB5014-85查联轴段长度 80mm，与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为 18mm，取挡油板厚为 1mm，其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗杆端面与箱体的距离取 1015mm，轴承端面与箱体内壁的距离取 5mm；分箱面取 5565mm，轴承盖螺钉至联轴器距离 10 15mm，轴承环宽度为8mm ，蜗杆轴总长 460mm 选用 45 号钢，正火处理 b=600MPa b 1=55MPa d1=30mm d2=35.5mm d3=d9=40mm d5=d7=35mm d6=60mm L=460mm 6.箱体的设计计算 6.1 箱体的结构形式和材料 采用下置剖分式蜗杆减速器（由于 V=1m/s 4m/s） 铸造箱体，材料 HT150。 6.2 铸铁箱体主要结构尺寸和关系 名称 减速器型式及 尺寸关系 箱座壁厚 =11mm nts15 箱盖壁厚 1 1=10mm 箱座凸缘厚度 b1， 箱盖凸缘厚度 b， 箱座底凸缘厚度 b2 b=1.5 =16mm b1=1.5 1=15mm b2=2.5 =28mm 地脚螺钉直径及数目 df=19mm n=6 轴承旁联接螺栓直径 d1=14mm 箱盖，箱座联接螺栓 直 径 d2=10mm 螺栓间距 150mm 轴承端盖螺钉直径 d3=9mm 螺钉数目 4 检查孔盖螺钉直径 d4=6mm Df， d1， d2至外壁 距离 df， d2至凸缘 边缘距离 C1=26,20,16 C2=24,14 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 轴承旁凸台高度 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定 箱盖，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm 蜗轮外圆与箱 内壁间距离 12mm 蜗轮轮毂端面 与箱内壁距离 10mm 7.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： 7.1 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 7.2 联轴器的选择 HL3 nts16 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 GB5014-85 7.3 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， M10*35， 数量为 3个 M12*100， 数量为 6个 螺母 GB6170-86 M10 数量为 2个 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 10-8装配图） M10*35 M12*100 M10 M12 M6*20 M8*25 M6*16 7.4 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 *（参考机械设计基础课程设计图 10-8 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 nts17 8.减速器结构与润滑的概要说明 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，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。 8.1 减速器的结构 本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照机械设计基础课程设计图 10-8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，在箱体底部设有放汕螺塞；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；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。 8.2 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 8.3 轴承端盖的结构尺寸 详见零件工作图 8.4 减速器的润滑与密封 蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为 118cSt（
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