[毕业设计精品]设计某带式传输机中的蜗杆减速器

1、课程设计报告课程名称： 机械设计综合课程设计 设计题目： 设计某带式传输机中的蜗杆减速器 学 院： 机械工程学院 专业年级： 机制 姓 名： 班级学号： 指导教师： 二一O年 09 月 10 日目 录一、 课程设计任务书-1二、 传动方案的拟定与分析-2三、 电动机的选择-3四、 计算总传动比及分配各级传动比-4五、 动力学参数计算- 5六、 传动零件的设计计算-6七、 轴的设计计算-9八、 滚动轴承的选择及校核计算-12九、 键连接的选择及校核计算-14十、 联轴器的选择及校核计算-15十一、减速器的润滑与密封- 16十二、箱体及附件的结构设计- 17设计小结-18参考文献- 19一、课程设

2、计任务书题目：设计某带式传输机中的蜗杆减速器工作条件：工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制。原始数据：滚筒圆周力F=6200N；带速V=0.7m/s；滚筒直径D=400mm。二、传动方案的拟定与分析由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V4-5 m/s,这正符合本课题的要求。三、电动机的选择1、电动机类型的选择选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择1传动装置的总效率： 2电机所需的功率：3、确定电动机转速计算滚筒工作转速：按?机械设计课程设计指导书?P7表1推荐的传动比合理范围，取圆

3、柱齿轮传动一级减速器传动比范围，取链传动比，那么总传动比合理范围为I总=20200。故电动机转速的可选范围：。符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。方案电动机型号额定功率/kw同步转速/满载转速/(r/min)1Y132S2-23000/29202Y132-M1500/14403Y160M-61000/9604Y160L-8750/720根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比拟适合，那么选n=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的

4、电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M-4。其主要性能：额定功率7.5KW；满载转速1440r/min；额定转矩2.2。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比2、分配各级传动比（1） 据指导书P7表1，取蜗杆单级减速器合理（2）五、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴的功率PI=P电机×连轴器=×0.99= KWPII=PI×轴承×蜗杆=×0.98×0.80=KWPIII=PII×轴承×链=×0.98×0.92=KW3、计算各轴扭矩TI=9.55×

5、;106PI/nI=9.55×106× /1440=N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×/140= N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×/3= N·mm六、传动零件的设计计算Ø 连轴器的设计计算1、类型选择 为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱销连轴器。2、载荷计算 公称转矩T= TI=42417.92 N·mmN·m3、型号选择从GB43232002中查得LT4型弹性套柱销连轴器的公称转矩为6

6、3 N·m,许用最大转速为5700r/min,轴径为2028 mm之间,故合用。Ø 蜗杆传动的设计计算1、选择蜗杆传动类型 根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。3、按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准那么,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材P254式

7、(1112),传动中心距(1)确定作用在蜗杆上的转矩按，估取效率,那么= TI=N·mm(2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表115选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;那么由教材P252(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值1118中可查得=3.33。(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从教材P254表117查得蜗轮的根本许用应力=268。由

8、教材P254应力循环次数寿命系数那么(6)计算中心距(6)取中心距a=100mm,因i=10,故从教材P245表112中取模数m=4mm, 蜗轮分度圆直径=40mm这时1118中可查得接触系数<,因此以上计算结果可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 蜗杆轴向尺距mm;直径系数;齿顶圆直径;齿根圆直径;分度圆导程角蜗杆轴向齿厚mm。(2) 蜗轮蜗轮齿数 ;变位系数mm;演算传动比,这时传动误差比为,是允许的。蜗轮分度圆直径mm蜗轮喉圆直径=164+24×(1.5-0.5)=172mm蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径5、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从教材P255图111

9、9中可查得齿形系数:螺旋角系数从教材P255知许用弯曲应力:从教材P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的根本许用弯曲应力=56。由教材P255寿命系数可见弯曲强度是满足的。6、验算效率°与相对滑动速度有关。从教材P264表1118中用插值法查得68, 代入式中得=0.93,大于原估计值,因此不用重算。7、精度等级公差和外表粗糙度确实定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T100891988。然后由参考文献5P187查得蜗杆的齿厚公差为 =71m, 蜗轮的齿厚公

10、差为 =140m;蜗杆的齿面和顶圆的外表粗糙度均为, 蜗轮的齿面和顶圆的外表粗糙度为和。V=d1n1/60×1000=3.14×40×/60×1000=1.4m/s七、轴的设计计算Ø 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材P37015-2式，并查表15-3，取A0=115d115 (6.46/1440)1/3×选d=22mm2、轴的结构设计 1轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿局部安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。2确定轴各段直径和长度I段：直径d

11、1=22mm 长度取L1=62mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1×直径d2=d1+2h=22+2×26mm,长度取L2=27 mmIII段：直径d3= d2+1=27+3=30mm 距该段左2mm有一宽为1.2mm，直径为28mm的弹性挡圈槽。初选用6006型深沟球轴承，其内径为30mm，宽度为13mm。初选用选用直径为30 mm的轴肩挡圈，宽度为1 mm。故III段长：L3=14mm段：直径d3=30mm由教材P364得：h=0.08 d3×d4=d3+2h=30+2×4=5mm段：直径d5=30mm 长度L5=90mm段：直径d6=48

12、mm 长度L6=120mm段：直径d7=d5=30mm 长度L7=L5=90mm段：直径d8= d4=34.8mm 长度L8=L4=5mm段：直径d9= d3= 30mm和III段一样初选用选用直径为30 mm的轴肩挡圈，宽度为4 mm。选用6006型深沟球轴承，其内径为30mm，宽度为13mm。故段长L9=L3=17mm由上述轴各段长度可算得轴承支承跨距L=344mm3按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：d1=40mm求转矩：T2·mm求圆周力Ft：根据教材P19810-3式得：=2T1/d1=2×/40=N=2T2/d2=2×/164= N求径向力Fr根据教

13、材P19810-3式得：Fr=·tan=3586.4×tan200=N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=172mmn 绘制轴的受力简图如图an 绘制垂直面弯矩图如图b轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=NFAZ=FBZ=/2=N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC1=FAyL/2=×172×=N·mn 绘制水平面弯矩图如图c截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=×172×=N·mn 绘制合弯矩图如图dMC=(MC12+MC22)1/2=(2+2)1/2=N·mn 绘制

14、扭矩图如图e转矩：T= TI=N·mm·mn 校核危险截面C的强度由教材P373式15-5经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此<,故平安。该轴强度足够。Ø 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度217255HBS根据教材P370页式15-2，表15-3取A0=103dA0(P2/n2)1/3=103(/140)1/3=mm取d=34mm2、轴的结构设计1轴上的零件定位，固定和装配 单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定

15、位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位那么用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。2确定轴的各段直径和长度I段：直径d1=34mm 长度取L1=mmII段：由教材P364得：h=0.08 d17×34=2.38mm直径d2=d1+2h=34+2×2.3838mm,长度取L2=30 mmIII段：直径d3= d2+1=38+2=40mm 由GB/T297-1994初选用30208型圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。选用直径为40mm，宽度为4mm的轴肩挡圈。此段长

16、为30mm.段：直径d3=40mm由教材P364得：h=0.08 d38×40=3.2mmd4=d3+2h=40+2×3.247mm由教材P250表11-4知蜗轮宽度故取长度L4=36-3=33mm段：直径d5=×4753mm 段：直径d6=45mm长度L6=7mm 段：直径d7= d3=40mm由GB/T297-1994初选用30208型圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。长度L7=L3 =19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=59mm3按弯扭复合强度计算求分度圆直径：d2=164mm求转矩：T2= TII=N·mm·m求圆

17、周力Ft：根据教材P19810-3式得=2T2/d2=2×/164=N求径向力Fr：根据教材P19810-3式得Fr=·tan=×tan20°=N两轴承对称LA=LBn 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=NFAZ=FBZ=/2=/2=Nn 由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=×29.5×=N·mn 截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=×29.5×=N·mn 计算合成弯矩MC=MC12+MC221/2=2+21/2=N

18、83;mn 校核危险截面C的强度由式15-5由教材P373式15-5经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此<,故平安。此轴强度足够八、链及链轮的选择1、选择链轮齿数取小链轮尺数=19,由前面计算知那么大链轮齿数2、确定计算功率由教材P178表96查得,由教材P179图913查得,单排链,那么由教材P178式(9-15)得计算功率为3、选择链条型号和齿距根据及查教材P176图9-11,可选24A-1。查教材P167表9-1得链条节距为P= mm。4、计算链节数和中心距初选中心距取1200mm由教材P180式9

19、16相应链节数为查得取链长节数=116节,此时查教材P180表9-7得到中心距计算系数3758,那么由教材P180式917得链传动的最大中心距。5、计算链速v,确定润滑方式由教材P172式91 m/s由v=1.7m/s和链号24A-1查教材P181图9-14可知采用油池润滑6、计算压轴力有效圆周力为链轮水平布置时的压轴力，那么压轴力为。 九、滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：16×365×10=58400小时。1、计算输入轴轴承蜗杆轴采用一端固定一端游动的支撑方案，初选两轴承为深沟球轴承6006型查轴承手册可知其根本额定动载荷=16.2KN根本额定静载荷=KN

20、。(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:2求两轴承的计算轴向力对于6006型轴承,按教材P321表13-5初选e,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数,其值由的大小来确定,但现轴承轴向力未知,故先取,因此估算按教材P322式(13-11a) 由教材P321表13-5进行插值计算,得。再计算两次计算的值相差不大，因此确定，；=N，=N。(3)求轴承担量动载荷和因为由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载

21、荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =0.56, 对轴承2 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。那么由教材P320式(13-8a)(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)h故所选轴承满足寿命要求。2、计算输出轴轴承初选两轴承为30208型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其根本额定动载荷根本额定静载荷。(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:2求两轴承的计算

22、轴向力和轴承担量动载荷和对于30208型轴承经查手册知其判断系数。按教材P322表13-7得按教材P322式(13-11a) 由教材P321表13-5分别进行查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为:对轴承1 =0.40, 对轴承2 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。那么由教材P320式(13-8a)得轴承担量动载荷:(3)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)h故所选轴承满足寿命要求。十、键连接的选择及校核计算1、连轴器与轴连接采用平键连接轴径d1=25mm，L1=62mm T1=N·m查参考文献5P119选用A型平键

23、，得：b=8 h=7 L=62即：键A8×62 GB/T1096-2003 根据教材P106式6-1得<p(110120Mpa) ,故平安2、电机与连轴器连接采用平键连接轴径d3=28mm L3·m查参考文献5P119选用A型平键，得：b=8 h=7 L=62即：键8×62 GB/T1096-2003<p(110120 Mpa) ,故平安3、输出轴与蜗轮连接用平键连接轴径d2=47mm L2查参考文献5P119选用A型平键，得：b=14 h=9 L=31即：键14×31GB/T1096-2003根据教材P1066-1式得<p (1101

24、20Mpa),故平安 十一、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高不小于10mm，1/6齿轮。2、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件齿轮的圆周速度V1.52m/s所以采用飞溅润滑。3、密封轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。 十二、箱体及附件的结构设计1、减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。2、考前须知1装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；2齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小

25、于，低速级侧隙也不应小于；3齿轮的齿侧间隙最小，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%；4角接触球轴承7006C的轴向游隙均为，用润滑油润滑；圆锥滚子轴承30208轴向游隙均为，用润滑油润滑；5箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；6减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；7减速器外外表涂灰色油漆；8按减速器的实验规程进行试验。电动机型号：Y132M4 PIKWPII=KWPIII=KWTI=N·mmTII=N·mmTIII= N·mm·mm=160N取a=100<,因此以上计算结果可

26、用Pada1=48mmdf1Sammid2=164da2=172mmdf2=KFN=0.511d=22mmd1=22mmL1=62mmd2=26mmL2=27mmd3=30mmL3=14mmd4L1=6mmd5=30mmL5=44mmd6=48mmL6=62mmd7=d5=30mmL8=L4=6mmd9= d3= 30mmL9=13mm轴承支承跨距L=344mmT2=N·mmd1=40mm=4866.2 N=2120.9 NFr=NLA=LB=172mmFAY=FBYFAZ=FBZMC1·mMC2·mMC·m·m<,故平安d=34mmd1

27、=34mm L1=60mmd2=38mm L2=25 mmd3=40mm L3=30mmd4=47mm L4=33mmd5=53mm L5=6d6=45mm L6=7mmd7=40mm L7=19mmT2= ·mFr=NFAY=FBYFAZ=FBZMC1·mMC2·mMC·m<-1=19=82m/s轴承预计寿命58400hFr1vFr2v Fr1H=Fr2HFr1Fr2Fd1Fd2Fa2Fa1Fd1Fd2Fa1Fa2=0.56, =1, =0P1P2Lh=235951h预期寿命足够Fr1VFr2VFr1H=Fr2HFr1Fr2Fd1=NFd2=NFa1=1969NFa2=N=0.40,=1,=0P1=NP2=2NLh=50192h轴承合格键A8×62 GB/T1096-2003 p键8×62GB/T1096-2003p键14×31GB/T1096-2003p设计小结经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。 &