机械设计与制造专业论文

1、毕业设计说明书课题：单级涡轮蜗杆减速器的设计前 言国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。本设计是蜗轮蜗杆

2、减速器的设计。设计主要针对执行机构的运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零部件的协调动作。该设计均采用新国标，运用模块化设计，设计内容包括传动件的设计，执行机构的设计及设备零件等的设计。目前，在蜗轮蜗杆减速器的设计、制造以及应用上，国内与国外先进水平相比仍有较大的差距。国内在设计制造蜗轮蜗杆减速器的过程中存在着很大程度的缺点，问题如：轮齿根切；蜗杆毛坯的正确设计；刚度的条件；蜗轮蜗杆的校核。目 录1、机械课程设计任务书62、传动方案的拟定73、电动机的选择及传动比8、电动机类型的选择7、电动机功率选择7、确定电

3、动机转速8、总传动比84、运动学与动力学计算9、蜗杆蜗轮的转速9、功率94.3、 转矩695、传动零件设计计算13、选择蜗杆传动类型10、选择材料10、按齿面接触疲劳强度进行设计11、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸12、校核齿根弯曲疲劳强度12、验算效率12、精度等级公差和表面粗糙度的确定136、轴的设计计算及校核20、连轴器的设计计算13、输入轴的设计计算16、输出轴的设计计算207、轴承的校核21、计算输入轴轴承20、计算输出轴轴承218、联轴器及键等相关标准的选择23、连轴器与电机连接采用平键连接23、输入轴与联轴器连接采用平键连接23、输出轴与联轴器连接用平键连接23、输出轴与涡轮连接

4、用平键连接239、减速器结构与润滑的概要说明24、箱体的结构形式和材料24、齿轮的润滑24、滚动轴承的润滑24、密封24、注意事项2410、设计小结2511、参考文献26摘 要这篇课程设计的论文主要阐述的是一套系统的关于蜗轮蜗杆减速器的设计方法。下置式蜗轮蜗杆是减速器的一种形式，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。在论文中，首先，对此次课程设计要求作了简单的介绍，接着阐述了蜗轮蜗杆的结构和条件。然后对其结构粗设计，接着就按课程设计准则和设计理论进行尺寸的计算和校核。代表着减速器的一般过程。对其他的蜗轮蜗杆的设计工作也有一定的价值。关键词：滚子轴

5、承、蜗轮蜗杆减速器、蜗杆、蜗轮、键、联轴器1、机械课程设计任务书已知条件：输送带拉力为F=2.5KN 输送带速度滚筒直径d=280mm工作条件：两班制，连续单向运转,载荷较平稳,空载启动,室内工作，有粉尘，环境最高温度35度。使用期限8年,检修间隔期为：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。小批量生产,运输带速度允许误差为±5%。设工作机效率。要求：编写设计说明书一份 2、传动方案的拟定（1）电动机 （2）联轴器 （3）单级蜗杆减速器 （4）联轴器 （5）卷筒 （6）运输带3、电动机的选择及传动比电动机类型的选择按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380，

6、型号选择Y系列三相异步电动机。电动机功率选择（1）电动机输出功率：kw（）工作机所需的功率： （2）电动机至工作机之间的总效率：总效率按下式计算：则有确定电动机转速卷筒轴的工作转速:蜗杆的传动比在一般的动力传动中；i=1040，电动机的转速的范围：因为 N=(1040)*n=（1040）对Y系列电动机，通常选用同步转速为1000rpm或1500rpm的电动机，如无特殊需要，不选用低于750rpm的电动机配合计算出的容量经查表综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可知方案1比较适合。因此选定电动机型号为Y132M1-6,所选电动机的额定功率P = 4kw，满载转速n= 960r/

7、min 。总传动比计算总传动比和各级传动比的分配：（1）计算总传动比：(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。1）若选头数为2，则有查表知最接近29，超过了5%（2）若选择头数为4:有查表知最接近为48，而4个头的则需要返回重算:小于4kw，即选择4头蜗杆，Z=48齿，m=63，q=10，中心距a=1804、运动学与动力学计算蜗杆蜗轮的转速：蜗杆转速和电动机的额定转速相同。蜗轮转速：则在5%内，滚筒的转速和蜗轮的转速相同功率：蜗杆的功率：蜗轮的功率：滚筒的功率：转矩：电动机转蜗杆转矩蜗轮转矩滚筒转矩参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速r/min9609608080

8、功率P/kw转矩传动比i12效率5、传动零件的设计计算、选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。、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。、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则,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。传动中心距:(1)确定作用在蜗杆上的转矩=35.0 Nm(2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击

9、,取载荷分布不均系数=1;选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材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由资料查得。(5)确定许用接触应力：寿命系数则(6)计算中心距取中心距a=180mm，因i=12,故从资料中查得取模数m=6.3mm,蜗轮分度圆直径=63mm、接触系数因为=,以上计算结果可以用到。、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;蜗杆齿宽)m+25=112mm蜗杆轴向齿厚mm；分度圆导程角;(2)蜗轮蜗轮齿数48;变位系

10、数mm;演算传动比mm,这时传动误差比为, ，是允许的。蜗轮分度圆直径mm蜗轮齿根圆直径蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用齿圈式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选6个、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据由资料可查得齿形系数：螺旋角系数由资料可查得许用弯曲应力 =56根据寿命系数：、验算效率已知=;与相对滑动速度有关。<56Mpa见弯曲强度是满足的。用插值法查得=0.0264,代入式中得=0.884,大于原估计值,因此不用重算。、精度等级公差和表面粗糙度的确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

11、中选择7级精度,则隙种类为f,标注为8f GB/T100891988。然后由参考文献【3】P187查得蜗杆的齿厚公差为 =71m, 蜗轮的齿厚公差为 =130m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为m, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为m和m。6、轴的设计计算及校核、连轴器的设计计算1、输入轴按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS经查表，取A0=115 考虑有键槽，将直径增大5%，则d=17.73*（1+5%）标准孔径d=30mm，即轴伸直径为30mm，高速轴为了隔离振动与冲击,选用有弹性柱销连轴器，一边连38mm一边连30mm的只有LX3满足要求。、输入轴的设计计算轴的结构设计：（1）

12、轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，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1段：直径d1=30mm 长度取L1=80mm（连联轴器）2段：由教材P364知h=（）d得：h=0.08 d1=0. 08×直径d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,长度取L2=50mm3段：初选用30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm，a宽度为，T宽度为取18mm加上冲压挡油环薄壁2mm；故III段长：L3=20mm4段：由教材P364得：h=0.08 *d3×40=4mmd4=d3+2h=40+2&

13、#215;4=48mm长度取L4=80mm5段：直径d5=76mm 长度L5=120mm>B1（由于蜗杆齿顶圆直径，则做成齿轮轴)6段：直径d6= d=48mm 长度L6=80mm7段：直径d7=d3=40mm 长度L7=L3=20mm初选用30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（挡油环壁2mm）=289.70mm=290mm。为提高刚度，尽量缩小支承跨距L=（）da1=（）mm,则290mm满足要求。（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=0.063m d2求转矩：已知T2

14、·m T1·m求圆周力：Ft=2T1/d1=2T2/d2求径向力FrFr=·tan×tan200=901N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=145mm1、绘制轴的受力简图2、绘制垂直面弯矩图轴承支反力：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： MC2=Frh×145×·m3、绘制水平面弯矩图截面C在水平面上弯矩为：MC1=d*Ft/2=1111.1*63*/2=35N·m4、绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(35)1/2·m5、绘制扭矩图转矩：T= TI·m校

15、核危险截面C的强度因为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查得,因此<,故安全。所以该轴强度足够。、输出轴的设计计算1）输出轴按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）取A0=115 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：×××3.136/80=561.4Nm低速轴选用无弹性扰性联轴器JB/ZQ4384-1997，标准孔径d=45mm，许用应力为800许用转速250。做表：型号公称转矩Tn允许转速n轴孔直径dY型长度LX3475030mm和

16、3882mm无弹性挠性25045mm90mm2）载荷计算：公称转矩，。由书中表14-1查得，输入轴满足要求；输出轴满足要求。3）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，周向定位则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， 右轴承从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度1段：直径d1=45mm2段：由教材P364得：h=0.07 d1×直径d2=d1+2h=45+2×3.6=52mm,该直径处安装

17、密封毡圈，查参考文献3知标准直径可选55mm或50mm，但应大于52mm取d2=55mm。3.段：直径d3=60mm ，由GB/T297-1994初选用30212型单列圆锥滚子轴承，其内径为60mm，T为，B=22mm。4段：由参考文献2图35知：d4=d3+2=60+2=62mm，5段:起定位作用，h=0.08 d4×62=5mm直径d5=d4+2*5=72mm6段：d6=601.从前面所选取联轴器知长度取L1=90mm2经过初步估算取轴承端盖的总宽度为26mm，轴长度取L2=50 mm3由B=22mm，轴承 离箱体内壁10mm，蜗轮轮毂端面与内机壁距离12mm再加上与蜗轮轮毂端面

18、间隙2mm，得L3=46mm(安装套筒定位）4、由轮毂的宽度L=90mm则此段长度要比L小2mm， 取L4=88mm5、轮毂离箱体内壁12mm，不能干扰挡油环的安装需小于12mm，取L5=8mm6、由于轮是对称装置的，即在箱体中心，经过计算L6=36mm由上述轴各段长度及正装，可由L=（L4+2）+L5+（套筒长）+2(T-a)算得轴支承受力跨距取138计算。（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2求转矩：已知T2= TII·m求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=2475.4N 求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=·tan&#

19、215;tan200=901N因为两轴承对称则LA=LB=69mm1求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ2、由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为 MC2=Frh×69×·m3、截面C在水平面弯矩为MC1=d*Ft/2=2475.4*302.4*·m4、计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（22）1/2=384N·m5、校核危险截面C的强度：因为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, ,因此<,故安全。故此轴强度足够。7、轴承的选择及校核根据根据条件，轴承预计寿命

20、：16×365×8=46720小时。、计算输入轴轴承初选两轴承30208型单列圆锥滚子轴承查参考文献可知蜗杆承轴30208两个，蜗轮轴承30213两个，(GB/T297-1994)(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: N （2）求两轴承的计算轴向力对于30208型轴承,系数e=0.37,估算：则：；=284N(3)求轴承当量动载荷和因为；<e对轴承1 =0.40, ；对轴承2 =1, =0因轴承

21、运转中有轻微冲击,查表得：,取。则：(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算：>46720h故所选轴承满足寿命要求。、计算输出轴轴承：(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:；N初选两轴承为30212型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=103KN基本额定静载荷=130KN；（2）求两轴承的计算轴向力对于30213型轴承,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.4,因此估算按教材P

22、322可得：=415N（3）求轴承当量动载荷和 <e对轴承1 =0.4, 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。则：=1.1*(0.40*1289.5+1.5*1526)=3085.5N<121KN=1.1*1*1245=1369.5N<121KN(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算>46720h故所选轴承满足寿命要求8、联轴器及键等相关标准的选择、连轴器与电机连接采用平键连接查表Y132M轴径d1=38mm，E=80mm取L电机=50mm查参考文献选用A型平键，得：b=10 h=8 L=50即：键A10×50

23、 GB/T1096-2003；T额=20000N·m根据教材P106：p=2T2/dhl=2×20000/（10×8×50）=10Mpa<p(110Mpa)、输入轴与联轴器连接采用平键连接轴径d2=30mm L1·m查手册选A型平键，得：b=8 h=7 L=70 轴槽深，轮毂槽深；即：键A8×70 GB/T1096-2003p=2T/dhl=2×35000/（30×7×70）=4.76Mpa<p(110Mpa)、输出轴与联轴器连接用平键连接轴径d3=45mm L2查手册，选用A型平键，得：b=

24、14 h=9 L=80 轴槽深，轮毂槽深；即：键A18×80GB/T1096-2003根据教材P106得：p=2T/dhl=2×374280/（45×9×80）=23.1Mpa<p (110Mpa)输出轴与涡轮连接用平键连接轴径d4=62mm L2查手册选用A型平键，得：b=18；h=11；L=80；轴槽深t=7mm，轮毂槽深；根据教材P106：p=2T/dhl=2×374280/（62×11×80）=13.7Mpa<p(110Mpa)9、减速器结构与润滑的概要说明、箱体的结构形式和材料（1）采用下置剖分式蜗杆减

25、速器（由于V=1m/s4m/s）（2）铸造箱体，材料HT150。、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。、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V2m/s所以采用飞溅润滑，在轴承内侧加一个挡油环，宽为+L5=14mm、密封轴承盖上均装垫片，参考文献3P165知：输入轴处d1=34mm，D=47mm；输出轴d1=54mm，D=71mm。透盖上装密封圈。、注意事项（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）齿轮的齿侧间隙最小，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%；（3）30212和30208型单列圆锥滚子轴承的轴向游隙均为；用润滑油润滑；（4）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；（5）减速器外表面涂灰色油漆；（6）按减速器的实验规程进行试验。（7）最低浸油一个齿高，