毕业设计毕业论文全套含图塔里木大学机械设计蜗轮蜗杆减速器说明书

全套设计请联系174320523目录设计任务书……………………1传动方案的拟定及说明………3电动机的选择…………………4计算传动装置的运动和动力参数……………6传动件的设计计算……………6轴的设计计算…………………9滚动轴承的选择及计算………14键联接的选择及校核计算……15联轴器的选择…………………16减速器附件的选择……………16润滑与密封……………………17设计小结………18参考资料目录…………………18前言一、机械设计课程的目的和意义机械设计基础课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：(1)通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2)学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3)进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。（4）机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。二、机械设计课程的内容选择作为机械设计课程的题目，通常是一般机械的传动装置或简单机械。课程设计的内容通常包括：确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。在设计中完成了以下工作：①减速器装配图1张（A0或A1图纸）；②零件工作图2～3张（传动零件、轴、箱体等）；③设计计算说明书1份，6000～8000字。三、机械设计课程设计的步骤机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达设计结果，用设计计算说明书表示设计依据。机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：1设计准备①分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、内容和步骤。=2\*GB3②了解设计对象，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。=3\*GB3③浮系课程有关内容，熟悉机械零件的设计方法和步骤。=4\*GB3④准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。2传动装置总体设计①确定传动方案——圆柱斜齿齿轮传动，画出传动装置简图。=2\*GB3②计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。=3\*GB3③确定总传动比和分配各级传动比。=4\*GB3④计算各轴的功率、转速和转矩。3各级传动零件设计①减速器外的传动零件设计（带传动、链传动、开式齿轮传动等）。=2\*GB3②减速器内的传动零件设计（齿轮传动、蜗杆传动等）。4减速器装配草图设计①选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。=2\*GB3②选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。=3\*GB3③确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。=4\*GB3④分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。5减速器装配图设计①标注尺寸、配合及零件序号。=2\*GB3②编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。=3\*GB3③完成装配图。6零件工作图设计①轴类零件工作图。=2\*GB3②齿轮类零件工作图。=3\*GB3③箱体类零件工作图。二课程设计题目设计一用于带式运输机的链，运输机连续工作，空载启动，载荷变化不大，单向运转使用期限8年，工作环境清洁，每天工作16小时，每年工作300天。运输链允许速度误差5%原始数据运输带拉力：F=2800N，运输带速度v=1.7/s卷筒直径Ｄ=300mm三选择电动机备注选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。选择电动机的容量电动机所需工作功率按设计指导书式（1）为由设计指导书公式（2）因此估算由电动机至运输带的传动的总效率为为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选为蜗杆传动的传动效率为轴承的传动效率出选为卷筒的传动效率出选确定电动机的转速由已知可以计算出卷筒的转速为按设计指导书表1推荐的合理范围，蜗杆传动选择为闭式（闭式为减速器的结构形式），且选择采用双头传动，同时可以在此表中查得这样的传动机构的传动比是10—40。故可推算出电动机的转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速为：查机械设计文献３第155页表12-1可知根据容量和转速，由设计文献３查出的电动机型号，因此有以下三种传动比选择方案，如下表：方案电动机型号额定功率同步转速满载转速电动机质量传动装置传动比1Y132M-47.515001440812Y132s2-27.53000290070综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格以及传动比，可见第三种方案比较合适，因此选定电动机的型号是Y-132S-6。其主要性能如下表型号额定功率满载转速满载电流效率Y132M-47.51440380V该电动机的主要外型和安装尺寸如下表：（装配尺寸图参考设计文献３表12-3）中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132512×345×315216×1781238×8010×41确定总的传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机的主轴的转速n，可得传动装置的总的传动比是：i在7—15范围内可以选用四头闭式传动。选择电动机为Y132M—4四计算传动装置运动和动力参数计算各轴的转速为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速。为蜗轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工作主轴的转速。计算各轴的输入功率为电动机的功率为蜗杆轴的功率为蜗轮轴的功率为工作机主轴的功率计算各轴的转矩为电动机轴上的转矩为蜗杆轴上的转矩为工作机主轴上的转矩五确定蜗轮蜗杆的尺寸选择蜗杆的传动类型根据GB\T10087-88的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）选择材料根据蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45#钢淬火处理，因希望效率高些，采用四头蜗杆。4.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根的弯曲疲劳强度。由文献1式（11-12）计算传动中心距⑴=450864N.mm⑵确定载荷系数K载荷系数K=。其中为使用系数，查文献1第250页表11-5，由于工作载荷有轻微震动且空载启动故取=1.15。为齿向载荷分布系数，由于载荷变化不大，有轻微震动，取=1，为动载荷系数，蜗轮圆周速度<3m/s，故可确定Kv=1.1，由此可得⑶确定弹性影响系数，选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，取⑷确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心比/a=0.4由文献1图11-18中可查得=3⑸确定许用接触应力[]蜗轮材料为铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可以从文献1表11-7中查得蜗轮的基本许用应力[]’=268Mpa应力循环次数为,(为蜗轮转速),(为工作寿命)j为蜗轮每转一周每个轮齿啮合的次数j=1N=所以寿命系数为则[]=[]`=179.32⑹计算中心距取中心距a=160mm，因I=20.36，从文献1表11-2中取m=5mm，=50mm。这时/a=,从文献1图11-18中查取接触疲劳系数为’=2.74，因为Zρ’=Zρ,因此以上计算结果可用。4.4计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸⑴蜗杆轴向齿距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⑵蜗轮蜗轮齿数=53，变位系数=+0.500验算传动比这时传动比误差为Δi=>-5%符合要求蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径4.5校核齿根弯曲疲劳强度选取当量系数根据变位系数=-0.500，=43.62从文献1中的图11-19中查得齿形系数为=2.09。螺旋角系数=许用弯曲应力=从文献1表11-8中查得由铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为′=56Mpa。寿命系数为===＜由此可见弯曲强度是可以满足的。4.6蜗杆传动的热平衡核算蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。根据文献1P263—P265内容摩擦损耗的功率产生的热流量为又已知P=7.320KW——啮合摩擦产生的热量损耗效率（为蜗杆分度圆上的导程角）——轴承摩擦产生的热量损耗效率——溅油损耗效率为当量摩擦角，其值可根据滑动速度由表11-18和1-19中选取。滑动速度计算为又由于蜗轮是有铸锡磷青铜制造的且硬度≥45HRC查表文献111-18可得通过插入法计算得为1°20’由于轴承摩擦及溅油这两项功率损耗不大，一般取为0.95—0.96则总效率为=（0.95--0.96）=0.854以自然冷却的方式从箱体外壁散发到周围空气中的热流量为αd为箱体的表面传热系数,空气流通好,取为15S为内表面能被润滑油溅到的,而外表面又可为周围空气冷却的箱体表面面积根据已知算出此面积0.8S为内表面能被润滑油所飞溅到，外表面又可以为周围空气所冷却的箱体表面面积。设为正常工作的油温为65为周围空气的温度常取为20℃计算可得根据热平衡条件，φ1=φ2在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为即Sa＞S所以表面散热面积不满足散热要求，需加大于0.43的散热片。K=1.265=3[]’=268MpaN[]=179.32a=160mmm=5mm=50mm=53=+0.500Δi=>-5%=2.09′=56Mpa=1°20’ad=15算出S=0.8=65℃=20℃Sa＞S散热平衡不合适六减速器轴的设计计算5.1蜗杆轴的设计由于蜗杆直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做成蜗杆轴。5.1.1蜗杆上的转矩T1=41.95N·m5.1.2求作用在蜗杆及蜗轮上的力圆周力轴向力径向力圆周力径向力以及轴向力的作用方向如图所示5.1.3初步确定轴的最小直径先按文献1中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#钢，调质处理，根据文献1中的表15-3，取=126，则蜗杆轴的最小直径显然是要安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号.。联轴器的计算转矩,查文献1中的表14-1，考虑到转矩变化很小，故取Ka=1.5，则有：按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB\T5014-1985或文献３，选用TL6型联轴器，其公称转矩为63～125。联轴器的尺寸为d=25～35mm,L=82～112mm。5.1.4蜗杆轴的结构设计⑴拟定蜗杆上零件的装配方案蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装。⑵根据轴向和周向定位要求，确定各段直径和长度，轴径最小d=25mm，查文献1表11-4，蜗杆齿宽B计算选为90mm。其余部分尺寸见下图：5.1.5轴的校核（1）垂直面的支承反力（图b）（2）水平面的支承反力（图c）（3）绘垂直面的弯矩图（图b）（4）绘水平面的弯矩图（图c）（5）求合成弯矩（图d）（6）该轴所受扭矩为T=22220N.mm（7）按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式（15-5）及以上数据，并取α=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得。因此<，故安全。（8）由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴疲劳强度不必校核。5.2蜗轮轴的设计和计算5.2.1计算最小轴径：按文献1中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#钢，调质处理，根据文献1中的表15-3，取=112，则5.2.2选联轴器：联轴器的计算转矩Tca=Ka.T3,查文献1中的表14-1，考虑到转矩变化很小，故取Ka=1.5则有：按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查文献３表8-7，选用HL9型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1000N.m半联轴器的轴径d1取60mm半联轴器的长度L取142mmL1=107所以选轴伸直径为60mm。5.2.3初选滚动轴承：据轴径初选圆锥滚子轴承30215，查文献３表6-7得B=25mm,D=50mm,d=60mm，T=27.25mm,a=27.4db=84mm。确定轴的结构尺寸如下：所以轴的长度为360mm。至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。5.2.4轴上零件的周向定位：半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的配合为H8/k7。滚动轴承与轴的周向定位是用过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。蜗轮与轴采用过盈配合H7/r6。根据参考文献1表15—2取轴端倒角为2×45°，各轴肩处的圆角半径为R1.6。确定轴上的载荷如下图5.2.5按弯扭合成应力效核轴的强度（1）垂直面的支承反力（图b）（2）水平面的支承反力（图c）（3）绘垂直面的弯矩图（图b）（4）绘水平面的弯矩图（图c）（5）求合成弯矩（图d）（6）该轴所受扭矩为T=43013N.mm（7）按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式（15-5）及以上数据，并取α=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得。因此<，故安全。（8）由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。3402.7N1238.48N=126Ka=1.55709487767519147178415=1914724.14<疲劳强度不必校核d=60mmL=360mm24.14<疲劳强度不必校核七滚动轴承的选择及其计算6.1轴承的选择本设计中有两处使用到了轴承，一处是在蜗杆轴，已知此处轴径d=40mm，所以选内径为40mm的轴承，在文献2中选择圆锥滚子轴承；查表6-7，选择型号为30308的轴承，右端采用两个串联。另一处是在蜗轮轴；已知次此处轴径为d=60mm，所以选内径为60mm的轴承，在文献2中选择圆锥滚子轴承；查表6-1，选择型号为30212的轴承。6.2计算轴承的受力据第五部分计算出的作用在蜗轮轴和蜗杆轴上的外力及支反力。蜗杆轴承蜗轮轴承（2）计算轴承的当量动载荷计算公式为文献1式（13-8a）P=fp（XFr+YFa）先计算轴承接触时的派生轴向力，根据文献1表13-7，查文献2表6-7轴承30308，X=0.4,Y=1.6；查文献1表13-6，轻微冲击，取fp=1.1。蜗杆由于，选择文献1式（13-11a）Pa=fp（XFr+YFaa）=1.1×（0.4×789+1.6×246）=780WPb=fp（XFr+YFab）=1.1×（0.4×986+1.6×3004）=5681W（3）计算轴承寿命根据文献1式（13-5）（单个轴承）h（两个串联）h减速器使用寿命48000h，所以蜗杆轴右端选用轴承串联，两轴承都合适。（4）计算蜗轮轴轴承寿命蜗轮轴轴承派生轴向力由于蜗轮轴轴承受力情况较好，参考蜗杆轴轴承校核结果，所用轴承合适。蜗杆轴承蜗轮轴承3004NPa=780WPb=5681Whh轴承合适蜗杆受轴向力大一端两轴承串联蜗轮轴承不必校核八键联接的选择与验算选择键联接的类型和尺寸本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处，设置在蜗杆上的键标此处为键1此处轴的直径d1=34。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处，设置在蜗轮轴上的键标此处为键2此处轴的直径d2=60。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接，标记此处的键为键3此处轴的直径d3=70。一般8级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用圆头普通平键（A）型。而键3的蜗轮在轴的中间，所以也选择圆头普通平键（A）型。根据以上的数据，从文献2表4-1中查得键1的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由联轴器的标准并参考键的长度系列，可以确定取此键的长度L=50mm（比伸入到联轴器的深度短一些）。查得键2的截面尺寸为：宽度b=18mm，高度h=11mm。同理取此键的长度L=100mm。查得键3的截面尺寸为：宽度b=20mm，高度h=12mm。由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取该键的键长L=60mm。校核键联接的强度键1处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa。键的工作长度为L=L-b=50mm-8mm=42mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5×8mm=可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。键2处键、轴和蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa。键的工作长度为l=L-b=100mm-11mm=89mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5=可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。键3处键规格比键2大，且受载相同，不必校核。自此减速器中的所有的键均以校核完毕，所有的键均满足使用要求。三处键联结1键10×82键18×113键20×12=<1键合适=<2键合适3键合适所有的键均满足使用要求九联轴器的选择本设计的联轴器的选择主要包括了两个联轴器的选择，第一个是电动机轴与减速器的输入主轴的联结，根据文献2中的表12-23Y系列电动机的外型尺寸，本设计所选用的电动机的型号为Y132S-4，可知电动机的输出主轴的外伸部分的长度E和直径D分别是80和38。又本设计的蜗轮轴的直径计算最小值为45.04和蜗杆的计算最小直径为17.77mm。又轴上都装有键，要将尺寸扩大7%左右。最终确定的蜗轮轴的直径和蜗杆轴的直径分别是60mm和38mm，G 根据文献2表8-8弹性柱销联轴器（GB5272-85）,最后确定电动机与减速器的输入轴间的联轴器选择为TL9型，其标注为TL9J60×140\J60×142MT2a。对于第二个减速器的输出轴与工作机的输入轴之间的联轴器减速器选择TL6型，其标注为TL6联轴器J38×80/J34×82。TL9（YA28×62）/（YA22×52MT2a）TL6（J38×80/J34×82）十密封和润滑由于本设计蜗杆减速器才用的是钢蜗杆配青铜蜗轮，参考文献1表11-20，选择L-AN320型号全损耗系统用油，对于蜗杆的给油方式，根据蜗杆的相对滑动速度以及载荷类型选择，本设计的蜗杆减速器蜗杆的相对滑动速度为4.8m/s内，且采用的是闭式传动，传动载荷中等，根据文献1表11-21蜗杆传动的润滑油粘度推荐值及给油方式，选择油池润滑。关于蜗杆传动的润滑油量，由于采用的是闭式蜗杆传动，搅油损耗不是太大，且采用的是蜗杆下置式的传动，所以浸油深度应为蜗杆的一个齿高。蜗轮的润滑主要凭借蜗杆的带油作用来进行润滑。对于轴承的润滑，蜗杆轴承采用浸油润滑。同时蜗轮轴承润滑采用刮油板刮蜗轮上的油通过箱体上的油槽润滑。另外在安装的时候，也应该对轴承的润滑进行良好处理，应该用润滑油脂进行充分的润滑。对于轴承的密封设计采用了轴承端盖还在其中加入了密封圈。蜗杆轴承端一边用闷端盖，一边用唇形密封圈。蜗轮轴轴承一边用闷端盖，一边用毡圈。整个箱体是密封的。选择L-AN320型号全损耗系统用油十一铸铁减速器箱主要结构尺寸名称符号蜗轮蜗杆减速器选用箱座壁厚0.02a+188箱盖壁厚0.02a+1810箱盖凸缘厚度B11.515箱座