成都大学机械设计课程设计VIP

1、成都大学机械设计课程设计课程名称：机械设计课程设计设计题目：单级蜗杆减速器院 系：工业制造学院班 级： 2011级2班设计者：不能告诉你学 号：指导教师：设计时间： 2013/9/1521传动装置简图1 电动机 2、4联轴器 3级蜗轮蜗杆减速器5传动滚筒 6输送带一：选择电机1 .选择电机类型按工作要求和工作条件选择YB系列三相鼠笼型异步电动机，具结构为全封闭式 自扇冷式结构，电压为380V。2 .选择电机的容量3 .工作机的有效功率为Fv 2050 0.68PW = = =1.394kW10001000从电动机到工作机输送带间的总效率为式中:“1产23产4 -分别为联轴器、轴承、 蜗杆传动和

2、卷筒的效率由表9.1 取 1=0.98、2=0.98、 3=0.78、 4 = 0.96,则 % =0.982 0.982 0.78 0.96 = 0.72所以电动机所需的工作功率为PW =1394 =1.936kW0.724 .确定电动机的转速由于蜗杆的头数越大，效率越低，先选择蜗杆的头数 4=1,所算出的传动比不在推荐范围内。故选则蜗杆的头数 4=2按表9.1推荐的传动比合理范围,一级蜗杆减速器传动 比0=1040,工作机卷筒的转速为600 1000/ 60 1000 0.68 “ ， .nW = 52r / minTtd+250所以电动机转速可选的范围为= i%nW =(10 40) 5

3、2 =(520 2080)r/min符合这一范围的同步转速为 750r/min、1000r/min和1500r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用 同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由机械设计手册选定电动机的型号为YB112M-6,其主要卜t能如表1.1所示，电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如表1.2所示。表1.1YB112M-6型电动机的主要性能型号额定功 率 Ped/kW满载时最大转 矩/额 定转矩质量/kg转速nw/r/min电流/A (380V)效率/%功率 因数YB112M-62.29405.680

4、.50.742.045表1.2电动机的主要外形和安装尺寸（单位 mm）中心高H外形尺寸LiX (AC/2+A。X HD底脚安装 尺寸AXB底脚螺栓 直径K轴伸尺 寸DXE键连接部 分尺寸FX GD112400 X ( 115+90) X 265190X1401228X608X7.计算传动装置的总传动比并分配传动比1.总传动比n m 940i - = i1 = = 18 . 07jnw 52三.计算传动装置各轴的运动和动力参数1 .各轴的转速1轴n1=nm=940r/min2 .轴的输入功率1轴P =Pd% =1.936998 =1.897kW2轴F2=R l1.897 0.78=1.550kW

5、卷筒轴P =P2 1 2 =1.550 0.98 0.98 =1.489kW3 .各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为Td =9.55 106 1936 =19668.9N mm 940故1轴T1 =Td 1 =19668.9 0.98 = 192755N mm2轴T2 F 3 a9275.5 0.78 18.06 =2.72 105N mm卷筒轴T卷=T2 1 2 =2.72 106 0.98 0.98 =2.61 105N mm将上述计算结果汇总于表1.3,以备查用轴名功率P/kW转矩 T/r/min转速 n/r/min电机轴1.93619668.99401轴1.89719275.5940

6、2轴1.5502.72 X10552卷筒轴1.4892.61 X10552四.传动零件的设计计算1 .涡轮蜗杆的材料选择蜗杆材料选用45钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度 4550HRC蜗轮材料，根据Vs = 5 .210 -4 ni (丁2 (m / s)其中1为蜗杆转速，T2为蜗轮转矩初估蜗杆副的滑动速度Vs=3.2m/s,选择蜗轮的材料为无锡青铜2 .按疲劳强度设计，根据公式m2d _9KT( z； )2Z2 二 H 其中22为蜗轮的齿数，T为蜗轮的转矩，z”系数，K为系数，仃H 为材料的许用应力根据减速器的工作环境 及载荷情况取Ka =1.15 Kv=1O Kp=1.0K =KaKvK

7、: =1.0 1.0 1.15 = 1.15通过查表取 zs= 160vMPa% =160MPaZ2 =iz =18.06黑2 =36.16，取 Z2 =36则有2516023m2d -9 1.15 2.72 105 ()2 =2172.22mm3160 36由表取m=6.3,蜗杆分度圆直径d1=63蜗杆倒程角mz12 6.3=arctan( -) =arctan() =11.31d163蜗轮圆周速度冗 d2 n260 -0003.14 226.8 5260 1000= 0.62m/s蜗杆副滑动速度Vs冗 d1n160 1000cos3.14 63 9403.16m/s60 1000 cos1

8、1.31蜗轮圆周速度V1 = Jv2 -vf =3.162 -0.622 =3.10m/s故选择减速器的类型为蜗杆下置查表取当量摩擦角Pv =2%7'则涡轮蜗杆的传动效率=(0.950.96)tan = (0.95 0.96).11.31 = (0.78 0.80)tan(：v)tan(11.31 2 17-：-60)符合初取的效率值涡轮蜗杆的尺寸计算蜗轮分度圆直径d 2 = mz 2 = 6 . 336= 226. 8中心距d d2263 226.82=144.9变位系数a'-a145144.96.3= 0.016其他尺寸总汇于表1.4名称符号计算公式和数据（单位 mm）蜗轮

9、数据蜗杆数据齿顶局haha1 =m6.3ha2 =(1 十 x)m6.401齿根高hfh f 1 = 1.2m7.56hf1 H.2_x)m7.459全齿高hR = 2.2m13.86h2 =2.2m13.86分度圆直径dd163d2 =mz2226.8齿根圆直径dfd f 1 =d1 2hf147.88d f 2 =dz -2hf 2239.602齿顶圆直径dada1 =d1 +2ha175.6da2 =d2 +2ha2211.882蜗杆分度圆上倒 程角Ya a arctanz1m/d111° 30'36"蜗轮分度圆上螺 旋角B 2P2 一节圆直径d'd&

10、#39;1 =d1 +2mx63.202d '2 = d 2226.8传动中心距a'1,.a =2(d1 4d2 -femx)145蜗杆轴向齿距Pa1Pa1 =兀 m19.79蜗杆螺旋线倒程PsPs =4Pa135.98蜗杆螺旋部分长 度LL >(11+0.06z2)m86蜗杆外圆直径de2de2 <da2 +1.5ml252蜗轮内范b2b2 <0.75da154齿根圆弧半径R1Ri =da1 /2+0.2m39.06齿顶圆弧半径R2R2 =df1 /2 40.2m25.2凶范角9sin B 江2 /( da】 _0.5m)480 6'54"

11、热平衡计算：根据公式该设计的减速器工作环境是煤场，故取油温 t=70Co周围空气温度=20,通 风条件良好，取散热系数Ks=15W/m2*C,传动效率为4=0.78.则= 0.5 6 8A/m2 _ 1000(1)_ 1000M 1.936(10.78)m - Ks(t -t0)-15 (70 -50)机体外表面的面积A =2 (0.374 0.132 0.374 0.277 0.277 0.132)=0.395机体表面凸缘面积A2 =2冗父140M48+84x(0.277 +0.132)父2M2 =0.185所需要加的散热片面积A3 -2(A -A1 -0.5A2) -2 (0.568-0.

12、185 0.5-0.395) -0.161每片散热片的面积A0 =0.279 0.001 0.279 0.03 2 =0.001953所加散热片的数目0.1610.01953= 8.243,取散热片数目n=10选择蜗杆和涡轮的精度等级蜗轮的圆周速度v2 = 0.68m/ s ： 1.5m/s通过查表选用精度等级为9级，应为该传动平稳，选用的侧隙种类为c,即传动9cGB/T10089-1988.蜗杆的圆周速度v1 = 3.10m/ s ： 5m / s通过查表选用精度等级为8级，应为该传动平稳，选用的侧隙种类为c,即传动8cGB/T10089-1988.根据传动中心距a可以确定铸铁蜗杆减速器机体

13、的结构尺寸计算表如下:名称符号计算公式数据（单位mm）机座壁厚60.04a +3 之810机盖壁厚&0.856 > 89机座凸缘厚度b1.5615机盖凸缘厚度b1 .50112机座底凸缘厚度P2.5625地脚螺钉直径d f0.036a+1220地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d10.75 d f16机盖与机座螺栓直径d 2(0.5 0 .6 )d f12连接螺栓d2的间距150200轴承端盖螺钉直径ds(0.5 0 .6 )d f8窥视孔盖螺钉直径d 4(0.3 0.4)d f6定位销直径d(0 .7 0.8)d 210df d1、d2至外机壁距离C1见表1.5df d2至凸缘

14、品喃c 2轴承旁凸台半径R1C2外机壁至轴承座端面距离11c1 +c2 +(5 8)48内机壁至轴承座端面距离l26+G+c2+(58)58蜗轮外圆与内机壁跑离1>1.2615蜗轮轮毂与内机壁跑离以2>612轴承端盖凸缘厚度e(1 1.2) d 310表1.5连接螺栓扳手空间ci, C2值和沉头座直径表螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30C1 min13161822263440C 2min11141620242834沉头座直 径20242632404860四.蜗杆轴的设计计算1 .轴的材料选择因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45#钢

15、，调质处理2 .初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考书1表10.2得C=10611&考虑到轴端的弯矩和转矩的大小，故取 C=110则考虑到键槽的影响，取3 .结构设计(1)轴承部件的结构形式：蜗杆减速器的中心距a=135,通过查表选择减速器的机体采用剖分式结构。因传递功率小，故轴承的固定方式可采用两端固定方 式。因此，所设计的轴承部件的结构形式如上图所示。然后可按转轴轴上零件 的顺序，从 dmin 处开始设计。(2)联轴器及轴段1的设计：dmin就是轴段1的直径，又考虑到轴段1上安装 联轴器，因此，轴段1的设计和联轴器的设计同时进行。由于联轴器的一端连接工作机一端连接轴，其转速

16、比较低，传递转矩比较 大。考虑到安装时不一定能保证同心度，采用有良好的补偿位移偏差性能的刚 性可移式联轴器。选用金属滑块联轴器。则转矩Tc =KT1,T =2.72M105N mm,查表取 K =1.5,故 Tc =1.52,78105 =417N m由机械设计手册查得联轴器的轴孔长度为70mm,许用转矩为500N*m许用转速为250r/min,轴径范围为3640mm,考虑到轴段3连接的是轴承，故取 L二70mm , d二40mm。(3)密封圈与轴段2的设计：考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，取轴 段d2=48mm,密封圈为毛毡油封密封圈 FZ/T92010-1991中直径是50的。(4)

17、轴段3与轴段6:考虑到蜗杆减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴 承，轴段3上安装轴承，要使轴承便于安装又符合轴承内径系列，暂取轴承型 号为30210,查轴承手册，其内径 d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm,故 取d3=d6=50mm,考虑到安装挡油板时的侧隙，L3=50mm,轴段6除了安装轴承 外还有有加工倒角，故l.6=32mm0(5)蜗轮与轴段4:轴段4上安装蜗轮，为了方便安装蜗轮 d4应该略大于d3, 取d4=52mm,按照蜗轮的设计，蜗轮的轮毂宽为(1.51.9) d5,取轮毂宽为 78mm,则轴段5的长度略小于蜗轮轮毂宽度，取 L5=75mm(6)轴肩5的设计：轴段6

18、上安装与轴段3成对的挡油板，考虑到轴承受力的 对称性轴肩5的长度L5=11mm。(7)轴段2的长度：轴段2的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的厚度、轴承端 盖的厚度以及联轴器类型确定：L25=0mm(8)键连接：联轴器及蜗轮的轴向连接均采用普通平键连接，分别为键12 X61GBm096-1990及键 16 X 68GBm096-1990.4 .轴受力分析蜗轮所受力Fa=Fr=Ft991NFt=2720N在水平面上RihFr L3 Fa d/2L2 , L3991 56 709 115110= 1245NR2H =Fr -Rh =991 -1245 =-254N负号表示力的方向于受力简图中所设方向相

19、反。在垂直平面上R1V = R2V = Ft /2 =1360N轴承I上的总支承反力R1 二;R1H2 R1V2 - .12452 13602 =1843.8N轴承H上的总支承反力R2 =、'；R2H 2 R2V2 = 2542 13602 =1381.9N(1)画弯矩图在水平面上A-A剖面左侧：Mah =Rh L2 =1245 54 -67230N mmA-A剖面右侧:Mah =R2H L3 =254 56 =14224N mm在竖直平面上M AV =RV L2 =1360 54 73440N mm合成弯矩A-A剖面左侧：Ma = Mah2 M av2 = 672302734402

20、= 99565.6N mmA-A剖面右侧：MA' = ,(M AH')2 (MAV)2 = 142242 734402 = 74804.8N mm(2)画转矩图1.校核轴的强度A-A剖面左侧因弯矩大、有转矩，还有键引起的应力集中，故A-A剖面左侧为危险截面。由附表10.1 ,抗弯剖面模量2一 一 一 2W =0.1d3二 12107.6mm3bt(d -t)314 6 (52 -6)=0.1 52 2d2 52抗扭剖面模量3Wt =0.2dbt(d -t)22d3= 0.2 5214 6 (52 -6)22 523=26168.4mm弯曲应力M 101199.6二b 二二MPa

21、=8.35MPaW 12107.6二 a =8.35MPa二 m - 0扭剪应力T 283000t =MPa =10.8MPaWt26168.4a = m = T /2 =10.8/2 =5.4MPa对于调质处理的45钢，由表10.1查得仃B=650MPa,仃=300MPa,q =155MPa ,由表10.1注 查得材料的等效系数中门= 0.2,中1 = 0.1。键槽引起的应力集中系数，由表10.4查得K仃=1.825水七=1.625绝对尺寸系数，由附图10.1查得% = 0.8, % = 0.762V轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得0 =0.92安全系数1.8250.92 0.8

22、3008.35 0.2 0= 14.491.6250.92 0.76155= 11.855.4 0.1 5.4_14.49_11.85_14.492 11.852= 9.17查表10.5得许用安全系数S=1.31.5,显然S>S,故A-A剖面安全5 .校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力4T 4 283000':-'-p = = = 88.4MPadhl 40 8 (50 -10)取键、轴、联轴器的材料都为钢，查表 6.1得bp =120150MPa。显然,5 <op ,故强度足够。齿轮处键连接的挤压应力4Tdhl4 28300050 10 (70 -11)=

23、38.37MPa取键、轴、齿轮的材料都为钢，查表 6.1得 =120150MPa。显然，年 <。卜，故强度足够。6 .校核轴承寿命(1)计算轴承的轴向力。由表11.13查得70309轴承内部轴向力计算公式，则轴 承I、II的内部轴向力分别为根据轴承手册查得§ =0.4Fr1 =0.4 1843.8 =737.52NS2 =0.4Fr2 =0.4 1381.9 =552.76NR2A (F q )图一：轴承布置及受力§及S2的方向如图一所示，S2与A同向，则(S2 A) =(552.76 709) -1261.76N显然，8+AaSi,因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结

24、构图分析可知轴承I 将保持平衡，故两轴承的轴向分力分别为比饺两轴承的受力，因R A R2及Fai > Fa2 ,故只需校核轴承I。(2)计算当量动载荷。因为Fa1 / R1 =1261.76/1843.8 =0.684 e =0.44所以X=0.56,Y=2.30当量动载荷P =XR YFa1 =0.56 1843.8 2.3 1261.76 =3934.576N(3)校核轴承寿命。轴承在11.10 ,得 fP =1轴承的寿命106 (fT C)1360nl fP P，-1060 56.6 3.934= 5.21 106h100cC以下工作，查表11.9得a=1。平稳，查表已知减速器使用

25、4年，二班制工作，则预期寿命Lh =8 2 365 4 -23360h显然Lh远大于Lh ,故轴承寿命很充裕。7.蜗轮设计计算蜗轮的分度圆直径d=226.8mm为了节约比较贵重的青铜材料，故蜗轮的结构采用装配式，按照机械设计课程设计图号 16设计蜗轮结构，其数据如下表所示符号计算公式数据(单位mm)d3(1 .6 1 .8)d90l(1 .2 1 .8)d90c1.7m 之 1012a2mA1014b2mA1014R39.06R0.5(d1 -2m)25.2d2mz226.8da2d 2 + 2 m239.4d410l i(2 3)d420e233d5183.68Do122.84n233DW之 dai +1.5m252五.减速器的附件设计1.窥视孔和窥视孔盖得设