两级蜗轮蜗杆减速器说明书(课程设计附CAD图) (2)

机械设计课程设计 计算说明书 题题 目目 设计电动机卷扬机传动装置设计电动机卷扬机传动装置 专业班级专业班级 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 0808 级级 1 1 班班 学学 号号 70112090737011209073 学生姓名学生姓名 管玉峰管玉峰 指导教师指导教师 黄兴元 南昌大学科学技术学院南昌大学科学技术学院 20112011 年年 1212 月月 南昌大学科学技术学院 机械设计课程设计任务书 学生姓名 管玉峰 专业班级 09 机械设计制造及其自动化 2 班 学 号 7011209073 指导教师 职 称 教研室 题目 设计电动卷扬机传动装置 编号 W 10 传动系统图 原始数据 原始数据 钢绳拉力钢绳拉力kNF 钢绳速度钢绳速度 min 1 mv卷筒直径卷筒直径mmD 2 20 9320 工作条件 工作条件 连续单向运转 工作时有轻微振动 小批量生产 单班制工作 使用期限连续单向运转 工作时有轻微振动 小批量生产 单班制工作 使用期限 8 年 运输带速度允年 运输带速度允 许误差为许误差为 5 要求完成 要求完成 1 减速器装配图减速器装配图 1 张 张 A2 2 零件工作图零件工作图 2 张 箱体和轴 张 箱体和轴 3 设计说明书设计说明书 1 份 份 6000 8000 字 字 开始日期 2011 年 12 月 19 日 完成日期 2012 年 01 月 07 日 2011 年 01 月 07 日 目录目录 1 电机选择 1 2 选择传动比 3 2 1 总传动比 3 2 2 减速装置的传动比分配 3 3 各轴的参数 4 3 1 各轴的转速 4 3 2 各轴的输入功率 4 3 3 各轴的输出功率 4 3 4 各轴的输入转矩 4 3 5 各轴的输出转矩 5 3 6 各轴的运动参数表 6 4 蜗轮蜗杆的选择 7 4 1 选择蜗轮蜗杆的传动类型 7 4 2 选择材料 7 4 3 按计齿面接触疲劳强度计算进行设 7 4 4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 8 4 5 校核齿根弯曲疲劳强度 9 4 6 验算效率 10 4 7 精度等级公差和表面粗糙度的确定 10 5 圆柱齿轮的设计 11 5 1 材料选择 11 5 2 按齿面接触强度计算设计 11 5 3 计算 12 5 4 按齿根弯曲强度计算设计 13 5 5 取几何尺寸计算 14 6 轴的设计计算 16 6 1 蜗杆轴 16 6 1 1 按扭矩初算轴径 16 6 1 2 蜗杆的结构设计 16 6 2 蜗轮轴 17 6 2 1 输出轴的设计计算 17 6 2 2 轴的结构设计 18 6 3 蜗杆轴的校核 19 6 3 1 求轴上的载荷 19 6 3 2 精度校核轴的疲劳强度 22 6 4 蜗轮轴的强度校核 24 6 4 1 精度校核轴的疲劳强度 25 6 4 2 精度校核轴的疲劳强度 27 7 滚动轴承的选择及校核计算 30 7 1 蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算 30 7 2 蜗杆轴上轴承的选择计算 31 8 键连接的选择及校核计算 35 8 1 输入轴与电动机轴采用平键连接 35 8 2 输出轴与联轴器连接采用平键连接 35 8 3 输出轴与蜗轮连接用平键连接 35 9 联轴器的选择计算 37 9 1 与电机输出轴的配合的联轴器 37 9 2 与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器 37 10 润滑和密封说明 39 10 1 润滑说明 39 10 2 密封说明 39 11 拆装和调整的说明 40 12 减速箱体的附件说明 41 13 设计小结 42 14 参考文献 43 0 1 电机选择 工作机所需输入功率 8 17 1000 60 2 34 1000 10000 97 w w Fv Pkw 所需电动机的输出功率 d p 3 54 w d a P Pkw 传递装置总效率 24 12345a 式中 蜗杆的传动效率 0 75 1 每对轴承的传动效率 0 98 2 直齿圆柱齿轮的传动效率 0 97 3 联轴器的效率 0 99 4 卷筒的传动效率 0 96 5 所以 42 0 75 0 980 97 0 990 6577 a n 2 34 3 5578kw 0 6577 d P 故选电动机的额定功率为 4kw 8 1000 60 60 1000 607 72min 3 14 330 v nr D 卷 357407 72 162 121544 min ni i n r 卷蜗齿卷 符合这一要求的同步转速有 750r min 1000r min 1500r min 电机容量的选择 比较 2 34 w pkw 3 54 d pkw 0 6577 a 7 72 minnr 卷 37 表表 1 11 1 电动机的比较电动机的比较 方案型号型号 额定功率额定功率 kw kw 同步转速同步转速 r min r min 满载转速满载转速 r min r min 重量重量价格价格 1 Y160M 8 1 4750720重高 2 Y132M 6 1 41000960中中 3 Y112M 4415001440轻低 考虑电动机和传动装置的尺寸 重量及成本 可见第二种方案较合理 因此选择型号为 Y132M 6D 的电动机 1 2 选择传动比 2 1 总传动比 960 124 35 7 72 a n i n 满 卷 2 2 减速装置的传动比分配 124 35 a ii i 蜗齿 所以 31 0875i 蜗 4i 齿 3 各轴的参数 将传动装置各轴从高速到低速依次定为 I 轴 II 轴 III 轴 IV 轴 I 0 依次为电动机与 I 轴 I 轴与 II 轴 II 轴与 III 轴 III III IIIII VIII 轴与 V 轴的传动效率 则 3 1 各轴的转速 960 min I nr 960 30 8806 min 31 0875 II n nr i 满 蜗 30 8806 min IIIII nnr 42 32 7 72 min 4 01 III IV n nr i 齿 3 2 各轴的输入功率 轴 kwPP IdI 5222 399 05578 3 0 轴 kwPP IIIIII 5888 28 9075 05222 3 轴 kw PP IIIIIIIIII 5117 2 8 9099 05888 2 轴 kw PP VIIIIIIIV 3876 2 8 9097 05117 2 3 3 各轴的输出功率 轴 kwPP III 4518 398 05222 3 0 轴 kwPP IIIIIII 5370 298 05888 2 轴 kwPP IIIIIIIIII 4615 298 05117 2 轴 kwPP VIIIIIIIV 3398 298 03876 2 3 4 各轴的输入转矩 电动机 mN n P T d d 927 335 960 578 53 95509550 满 0 轴 mN N P T I I I 388 0359550 1 轴 mN N P T II II II 119 68009550 2 轴 mN N P T III III III 536 77769550 3 轴 mN N P T III 280 529539550 卷 卷 3 5 各轴的输出转矩 124 35 a i 31 0875i 蜗 4i 齿 42 电动机 mNTd 927 335 0 轴 mN N P T I I I 380 3349550 1 轴 mN N P T II II II 997 57849550 2 轴 mN N P T III III III 185 27619550 3 轴 mN N P T III 574 428949550 卷 卷 3 6 各轴的运动参数表 表表 3 13 1 各轴的运动参数表各轴的运动参数表 功率功率 kwP转矩转矩 N m 轴号轴号 输入输入输出输出输入输入输出输出 转速转速 r min 传动传动 i效率效率 电机轴电机轴43 557835 3927960 1 1 1 轴轴3 52333 457935 038834 33809600 99 31 0875 2 2 轴轴2 58892 2571800 620784 599730 88060 735 1 3 3 轴轴2 51172 4615776 754761 218530 88060 9702 卷轴卷轴2 38762 33982953 532894 4577 72 4 0 9506 4 蜗轮蜗杆的选择 5233 3kwP 875 031 imin 960rn 4 1 选择蜗轮蜗杆的传动类型 根据 GB T10085 1998 选择 ZI 4 2 选择材料 蜗杆选 45 钢 齿面要求淬火 硬度为 45 55HRC 蜗轮用 ZCuSn10P1 金属模制造 为了节约材料齿圈选青铜 而轮芯用灰铸铁 HT100 制造 输入功率 3 5222 I Pkw 2 5888 II Pkw 2 5117 III Pkw 2 3876 IV Pkw 输出功率 3 4518 I Pkw 2 5370 II Pkw 2 4615 III Pkw 2 3398 IV Pkw 42 4 3 按计齿面接触疲劳强度计算进行设 1 根据闭式蜗杆传动的设计进行计算 先按齿面接触疲劳强度计 进行设计 再校对齿根弯曲疲劳强度 由文献 1 P254 式 11 12 传动中 心距 3 2 H ZeZ aKT 由 前面的设计知作用在蜗轮上的转矩 T2 按 Z 1 估取 则 1 75 0 66 21 2 1 2 1 6 9 95 109 55 10 3 5233 0 75 9 95 10817200 877 960 31 0875 PP T n n i N m 2 确定载荷系数 K 因工作比较稳定 取载荷分布不均系数 由文献 1 P253 表 11 3 1 K 5 选取使用系数 由于转速不大 工作冲击不大 可取动载系1 15 A K 则05 1 v K 1 15 1 1 051 21 Av KK K K 3 确定弹性影响系数 E Z 因选用的是 45 钢的蜗杆和蜗轮用 ZCuSn10P1 匹配的缘故 有 2 1 160MPaZE 4 确定接触系数Z 先假设蜗杆分度圆直径 和中心距的比值 从文献 1 1 da 1 0 35da P253 图 11 18 中可查到2 9Z 5 确定许用接触应力 H 根据选用的蜗轮材料为 ZCuSn10P1 金属模制造 蜗杆的螺旋齿面硬度 45HRC 可从文献 1 P254 表 11 7 中查蜗轮的基本许用应力 268 H MPa 应力循环次数 输入转矩 35 039 I TN m 800 62 II TN m 776 75 III TN m 2953 5TN m 卷 输出转矩 34 338 I TN m 784 60 II TN m 761 22 III TN m 2894 5TN m 卷 42 7 2 960 6060 11 8 300 83 5574 10 31 0875 h Njn L 寿命系数 8 7 7 10 0 8533 3 43574 10 HN K 则 0 8533 268228 6875 HHNH KMPaMPa 6 计算中心距 3 32 160 2 9 1 21 817 2 10 159 6543 228 6875 amm 取 a 160mm 由 i 30 则从文献 1 P245 表 11 2 中查取 模数 m 8 蜗杆分 度圆直径从图中 11 18 中可查 由于 即以上 1 80dmm 2 65Z Z Z 算法有效 4 4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 1 蜗杆 轴向尺距 25 133mmm a P 直径系数 q 10 m d1 齿顶圆直径 mmmhdd aa 962 11 齿根圆直径 mmcmhdd af 8 60 2 11 分度圆导程角 1 arctan5 71 z q 蜗杆轴向齿厚 1 12 5664 2 a smmm 蜗杆的法向齿厚cos12 5664 cos5 7112 5040 na ssmm 2 蜗轮 蜗轮齿数 变位系数 31 2 z 2 0 5x 验算传动比 2 1 31 31 1 z i z 这时传动比误差为 在误差允许值内 31 31 0875 0 28 31 0875 蜗轮分度圆直径mmmzd248318 22 42 喉圆直径mmhdd aa 264822482 222 齿根圆直径mmhdd ff 8 22882 122482 222 咽喉母圆半径mmdar ag 282645 0160 2 1 22 4 5 校核齿根弯曲疲劳强度 FFaF YY dd KT 2 21 2 53 1 当量齿数 2 2 33 31 31 4697 coscos 5 763 v z z 根据 22 0 5 31 4697 v xz 从图 11 9 中可查得齿形系数 Y 2 55 2Fa 螺旋角系数 5 71 110 9592 140140 Y 许用弯曲应力 从文献 1 P256 表 11 8 中查得有 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲 应力 56MPa F 寿命系数 96 7 10 0 6724 3 5574 10 FN K 56 0 672437 6544 F MPa 1 53 1 21 817200 8772 55 0 9592 23 3144 80 248 8 F MPa 可以得到 S 1 5 22 9 0989 r S S S SS 故该轴在截面右侧强度也是足够的 本设计因无大的瞬时过载及严重的 应力循环不对称 故可略去静强度校核 至此轴的设计即告结束 7 滚动轴承的选择及校核计算 根据条件 轴承预计寿命 8 300 819200 h Lh 7 1 蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算 1 轴承的选择 采用角接触球轴承 根据轴直径 d 45mm 选择角接触球轴承的型号为 7209C 主要参数如下 D85mm B19mm a18 2mm 基本额定静载荷 o C28 5 KN 基本额定动载荷C38 5 KN 极限转速 max 6700 r minV 2 寿命计算 因蜗杆轴所受的轴向力向左 所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力 2 858 5 aa FFN 该轴承所受的径向力约为 2 11 2382 5595 625 44 rr FFN 对于 70000 型轴承 按文献 1 P322 表 13 7 轴承派生轴向力 其中 dr FeF e 为文献 1 P321 表 13 5 中的判断系数 其值由的大小来确定 0 a F C 0 858 5 0 03 28500 a F C 查文献 1 P321 表 13 5 得角接触球轴承判断系数 0 4e 3 27463Wmm 3 54925 r Wmm 4 761 b MPa 14 5766 b 42 1 44 ar FFe 所以0 44 1 40XY 当量动载荷 1 0 44 595 625 1 40 858 51463 975 ra PXF YFN 深沟球轴承所受的径向力约为 2 11 2382 51191 25 22 rr FFN 当量动载荷 2 1191 25 r PFN 所以 应用核算轴承的寿命 12 PP 1 P 因为是球轴承 所以取指数3 轴承计算寿命 3 663 5 101038 5 10 3 1576 10 6060 960 1463 975 h C Lh nP 减速器设计寿命 8 300 819200 h Lh 所以 hh LL 满足寿命要求 7 2 蜗杆轴上轴承的选择计算 1 轴承的选择 选择使用深沟球轴承 根据轴直径 d 65mm 选用角接触球轴承的型 号为 7213C 主要参数如下 D120mmB23mma24 2mm 基本额定静载荷 o C55 2 kN 基本额定动载荷C 52 5kN 极限转速 max 9000 r minV 2 寿命计算 对于 70000C 型轴承 按文献 1 P322 表 13 7 轴承派生轴向力 dr FeF 20 6289S 12 7347S 10 8362 ca S 3 34300Wmm 3 68600 T Wmm 11 6708 T MPa 3 8120 b 42 其中 为文献 1 P321 表 13 5 中的判断系数 其值由的大小来确定 e 0 a F C 但现轴承轴向力未知 故先初取 因此可估算 a Fe0 4 1 1191 25 aeNV FFN 11 0 40 4 2382 5953 dr FFN 22 0 40 4 2382 5953 dr FFN 按文献 1 P322 式 13 11 得 1 1191 25 aeNV FFN 12 1191 259532144 25 aaed FFFN 22 953 ad FFN 1 0 2144 25 0 0388 55200 a F C 2 0 953 0 0173 55200 a F C 由文献 1 P321 表 13 5 进行插值计算 得 1 0 409e 2 0 385e 再计算 111 0 409 2382 5974 4425 dr Fe FN 222 0 385 2382 5917 2625 dr Fe FN 12 1191 25917 26259532108 5125 aaed FFFN 22 917 2625 ad FFN 1 0 2108 5125 0 0382 55200 a F C 22 5048S 9 9483S 9 0989S 42 2 0 917 2625 0 0166 55200 a F C 两次计算的值相差不大 因此可以确定 0 a F C 1 0 409e 2 0 385e 1 2108 5125 a FN 2 917 2625 a FN 3 轴承当量动载荷 1 P 2 P 因为 1 1 1 2144 25 0 9 2382 5 a r F e F 2 2 2 917 2625 0 385 2382 5 a r F e F 由文献 1 P321 表 13 5 分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系 数为 对轴承 1 11 0 44 1 355XY 对轴承 2 21 0 44 1 476XY 因轴承运转中有中等冲击载荷 按文献 1 P319 表 13 6 取1 2 1 8 p f 则 1 5 p f 11111 1 50 442382 51 3552144 255930 6381 pra PfX FYF NN 22222 1 50 442382 51 476 917 26253603 2692 pra PfX FY F NN 12 5930 6381 PP PN o C28 5 KN C38 5 KN 42 轴承计算寿命 6 3 63 5 10 60 1052 5 10 3 744 10 60 30 8806 5930 6381 h C L nP h N 减速器设计寿命 4 7 2 10Lh 8 300 819200 h Lh 所以 hh LL 满足寿命要求 3 静载荷计算 查机械零件手册可知 角接触球轴承当量静载荷 01 2 3825 r PFKN 因载荷稳定 无冲击 所以取静强度安全系数1 0 o S 所以 00o 2382 5 12382 5CPSN 满足强度条件 4 极限工作转速计算 以上所选各轴承的极限转速都成立 所以他们的极 max 1440 minvvr 限工作转速一定满足要求 8 键连接的选择及校核计算 8 1 输入轴与电动机轴采用平键连接 根据轴径 查文献 2 P123 可选用 A 型平键 1 d32mm 1 L82mm 得 b10 h8 L70 4 k 即 键 8 70GB T1096 2003 键 轴和联轴器的材料都是钢 由文献 1 P106 表 6 2 查的许用应力 取其平均值 键的工作长度 p 100 120aMP 110MPa 1 L Lb70 1060mm 键与联轴器接触高度 由文献 1 P106 式 6 k0 50 5 84hmmmm 0 4e 1 1463 975PN 2 1191 25PN 5 3 1576 10 h Lh 19200 h Lh 42 1 得 33 2102 35 3927 10 9 2168 4 60 32 pp T MPa kld 所以此键强度符合设计要求 8 2 输出轴与联轴器连接采用平键连接 根据轴径 查文献 2 P123 可选用 A 型平键 1 d70mm 1 L90mm 得 b20 h12 L70 6k 即 键 20 70GB T1096 2003 键 轴和联轴器的材料都是钢 由文献 1 P106 表 6 2 查的许用应力 取其平均值 键的工作长度 p 100 120aMP 110MPa 1 L Lb702050mm 键与联轴器接触高度 由文献 1 P106 式k0 50 5 126hmmmm 6 1 得 33 2102 800 6199 10 76 2495 6 50 70 pp T MPa kld 所以此键强度符合设计要求 8 3 输出轴与蜗轮连接用平键连接 根据轴径 查文献 1 P123 可选用 A 型平键 1 d65mm 1 L82mm 得 b16 h10 L70 5k 即 键 16 70GB T1096 2003 键 轴和联轴器的材料都是钢 由文献 1 P106 表 6 2 查的许用应力 取其平均值 键的工作长度 p 100 120aMP 110MPa 1 L Lb70 1060mm 键与联轴器接触高度 由文献 1 P106 式k0 50 5 105hmmmm 6 1 得 33 2102 784 6997 10 80 4802 5 60 65 pp T MPa kld 所以此键强度符合设计要求 9 联轴器的选择计算 9 1 与电机输出轴的配合的联轴器 1 计算联轴器的计算转距 o C55 2 kN C 52 5kN 42 caA TK T 查文献 1 P351 表 14 1 得小转距 电动机作原动机情况下取1 5 A K 1 5 35 392753 0891 ca TN m 2 型号选择 根据前面的计算 电机输出轴 选择弹性联轴器 TL6 型 d38mm 主要参数如下 公称扭距 满足要求 250 n TN m 许用转速 3300 minnr 960r minn 因此此联轴器符合要求 nn 轴孔直径38dmm 轴孔长度60Lmm 9 2 与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器 1 计算联轴器的计算转距 caA TK T 查文献 1 P351 表 14 1 得小转距 电动机作原动机情况下取1 5 A K 1 5 784 69971177 0496 ca TN m 2 型号选择 根据前面的计算 蜗轮输出轴 选择弹性销柱联轴器 HLd65mm 4 型 主要参数如下 公称扭距 1250 n TN m can TT 1 0 409e 2 0 385e 1 1 0 44 1 355 X Y 2 1 0 44 1 476 X Y 42 许用转速 2800 minnr 31 0875r minn 因此此联轴器符合要求 nn 轴孔直径65dmm 轴孔长度60Lmm 10 润滑和密封说明 10 1 润滑说明 因为是下置式蜗杆减速器 且其传动的圆周速度 故蜗杆采12 vm s 用浸油润滑 取浸油深度 h 12mm 润滑油使用 50 号机械润滑油 轴承采 用润滑脂润滑 因为轴承转速 v 1500r min 所以选择润滑脂的填入量为轴 承空隙体积的 1 2 10 2 密封说明 在试运转过程中 所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油 剖分面允许 涂以密封胶或水玻璃 不允许使用任何碘片 轴伸处密封应涂上润滑脂 11 拆装和调整的说明 在安装调整滚动轴承时 必须保证一定的轴向游隙 因为游隙大小将影 响轴承的正常工作 在安装齿轮或蜗杆蜗轮后 必须保证需要的侧隙及齿面 接触斑点 侧隙和接触斑点是由传动精度确定的 可查手册 当传动侧隙及 接触斑点不符合精度要求时 可以对齿面进行刮研 跑合或调整传动件的啮 合位置 也可调整蜗轮轴垫片 使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面 12 减速箱体的附件说明 机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度 箱体的一些结构尺寸 如壁厚 凸缘宽度 肋板厚度等 对机座和箱体的工作能力 材料消耗 质 量和成本 均有重大影响 但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性 未能进行强度和刚度的分析计算 但是可以根据经验公式大概计算出尺寸 加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度 箱体的大小是根据内部传 动件的尺寸大小及考虑散热 润滑等因素后确定的 13 设计小结 早在大一的时候我就看着学长每天也是这么忙的在做课程设计 当时我 就很不理解 我们专业有这么忙吗 现在我才知道了 原来我们专业是很有 意思 能够让人学到很多知识 转眼间 我就大三了 拿到任务书时我是非常的兴奋 当时心里就想一 定要把课程设计做好 机械设计课程设计 主要分为四个阶段 4 7 2 10Lh 19200 h Lh 42 第一阶段 设计计算阶段 在这一阶段中在老师的开题讲座中 我明白 了我们本课程设计要设计什么 那一阶段该干些什么 在设计计算阶段中 我遇到了最大的一个问题就是蜗轮的传动比分配不合理 在这问题直接导致 了我重新分配传动比 再次对减速器的各个零件的设计及选用 第二阶段 减速器装配图草图绘制阶段 在这一阶段我们主要要根据我 们之前的计算实现在图纸上 要确定箱体的大小 以及各个零件该安装在箱 体的那个位置上 在老师的帮助下 我也参考了书籍资料 最终毫不费力的 把草图绘制出来了 第三阶段 用 CAD 绘制装配图和零件图 由于前两个阶段我做的比较仔 细所以各个零件的尺寸我很快的就绘制了出来 但是由于工程制图的很多相 关知识的遗忘 在绘制标准件和减速器附件时不是很顺利 要不停的去看书 和查尺寸