机械课程设计涡轮蜗杆减速器

1、最新资料推荐机械设计基础课程设计课程设计计算说明书学生姓名冉玉祥学号8031210231所属学院机械电气化工程学院专业农业机械化及其自动化专业班级农机 14-2 班指导教师李传峰日期2012-6-061最新资料推荐目录一设计题目 -5二电动机的选择 -6三计算传动装置运动和动力参数-7四传动零件的设计计算-9五轴的设计及校核-13六滚动轴承的校核-20七键联接的选择和验算-22八联轴器的选择计算-23九润滑与密封 -24十铸铁减速器箱体的主要结构尺寸-25十一设计总结 -27参考文献 -272最新资料推荐机械设计课程设计任务书一、课程设计的目的和意义机械设计基础课程设计是相关工科专业第一次较全

2、面的机械设计练习，是机械设计基础课程的最后一个教学环节。其目的是：1、 培养学生综合运用所学的机械系统课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。2 、学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。3 、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手册、标准和规范。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、课程设计的内容和份量1、题目拟订一般选择通用机械的传动装置作为设计的课程， 传动装置中包括齿轮减速器、 带传动、链传动、蜗杆传动及联轴器等零、部件。传动装置是一般机械不可缺少的组成部分，其设计内容既包括课程中学过的主要零件，

3、又涉及到机械设计中常遇到的一般问题，能达到课程设计的目的。（具体题目附在任务书的后面）2、内容总体设计、主要零件的设计计算、减速器装配图和零件工作图的绘制及设计计算说明书的编写等。3、份量减速器装配图一张 (AO或 A1 图纸 ) ，零件工作图二张（齿轮减速器为输入或输出轴、蜗杆减速器为蜗杆轴一张，齿轮或蜗轮一张。）设计计算说明书一份。三、课程设计的步骤和进度课程设计的具体步骤为：1、设计准备认 真阅 读设计任务书，明 确设计要求、工作 条件 、内容和步骤；通 过阅 读有关 资 料 、 图 纸； 参 观 实物 和 模 型 ， 了解 设 计 对象 ； 准 备 好 设 计需 要 的图 书 、 资

4、料和用具；拟定设计计划等。2、传动装置的总体设计确 定传动装置的传动方案 ；计算电动机的功率、 转速，选择电动机的型 号；计算传动装置的运动和动力参数( 确定总传动比；分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩等) ；3、传动零件的设计计算减 速器以 外的传 动零 件设计 计算 ( 带传 动、 链传动 ) ； 减速器 内部 的传动 零件设计计算 ( 如齿轮传动等 ) 。4、减速器装配草图设计绘 制减 速器装 配草图 ，选 择联轴 器，初 定轴 径； 选择轴 承类型 并设 计轴 承组合 的 结 构 ； 定出 轴 上 受力 点 的 位 置 和轴 承 支 点间 的 跨 距 ； 校 核轴 及 轮毂 联

5、 接 的 强度；校核轴承寿命；箱体和附件的结构设计。5、工作图设计零件工作图设计；装配工作图设计。3最新资料推荐6、整理编写设计计算说明书占总设计工作量的完成阶段设计的序 号设 计 内容百分比参考时间1传动装置的总体设计7第 1-2天2传动零件的设计计算7第 3 天3减速器装配草图设计40第 4-5天4装配工作图设计25第 6-9天5零件工作图设计8第 10 天6整理编写设计计算说明书8第 11-13天7答辩5第 14-15天整理编写设计计算说明书，总结设计的收获和经验教训。下面列表各阶段所占总工作量的大致百分比，以及完成的参考时间：四、课程设计的基本要求1、认真、仔细、整洁。2、理论联系实际

6、，综合考虑问题，力求设计合理、实用、经济、工艺性好。3、正确处理继承与创新的关系，正确使用标准和规范。4、学会正确处理设计计算和结构设计间的关系，要统筹兼顾。5、所绘图纸要求作图准确、表达清晰、图面整洁，符合机械制图标准；说明书要求计算准确、书写工整，并保证要求的书写格式。（关于设计计算说明书的编写要求附在任务书后面）4最新资料推荐一课程设计题目设计一用于带式运输机的蜗杆减速器。运输机连续工作，空载启动，工作有轻微震动，单向运转使用期限15 年，每天工作16 小时，每年工作 300 天。运输带速度允许误差在5%。原始数据：运输带拉力： F=3500N运输带速度v=1.5m/卷筒直径：d=400

7、mm5最新资料推荐二电动机的选择2.1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。2.1选择电动机的容量估算由电动机至运输带的传动的总效率为23a123 4根据实验指导书查得为联轴器的传动效率初选0.9811为轴承传动的传动效率0.9922为蜗杆的传动效率30.803为卷筒的传动效率0.96440.9820.9930.800.960.720.72aa电动机工作所需的工作效率为：PdPw kwa其中 PwFvkw，因此 PdFvkw2.2 10001.33.97 kw10001000a1000 0.722.2确定电动机由已知可以计算出卷筒的转速为

8、601000v6010001.5167.20 rnD400min按机械设计基础推荐的合理范围，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 8 40。故可推算出电动机的转速的可选范围为：1337.6 r min6688 r minna i n 8 40 167.20 r min查机械设计手册 ，符合这一范围的同步转速为：1500 r min ,3000 r min根据容量和转速，由 机械设计手册查出的电动机型号，因此有以下三种传动比选择方案，如下表：6最新资料推荐表 1电动机的主要性能方电动机型额定功同步转速满 载 转 速电动机

9、质最 大 转案号率 kwrminr min量 kg矩1Y160M1-211300029301172.32Y132S2-27.530002900702.33Y132M-47.515001440812.3综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量以及传动比，可见第二种方案比较合适，因此选定电动机的型号是Y132S2-2。该电动机的主要外型和安装尺寸如下表：（装配尺寸图参考机械设计手册）表 2电动机的外型及尺寸中心高外形尺寸地 脚 安 装 尺地 脚 螺 栓轴伸尺寸装 键 部 位尺寸孔直径寸132475 3452161401238 8010 41 3152.3 确定总的传动比由选定的电动机满载转速nm 和工

10、作机的主轴的转速n ，可得传动装置的总的传动比是：i anm290017.34n167.20i a在 15 30 范围内可以选用双头闭式传动。三计算传动装置运动和动力参数3.1 计算各轴的转速n 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。1n 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。2n12900r minn2167.24r min3.2 计算各轴的输入功率pd为电动机的功率pdkw7.29蜗杆轴的功率p1pd17.290.987.14kwp1p127.140.997.07kwi17.34p1 7.14kwp17.07kw7最新资料推荐蜗轮轴的功

11、率p2p137.070.805.66kwp2p225.660.995.60kw工作机主轴的功率p3p215.60 0.98 5.49kwp2p225.66 0.99 5.60kw3.3计算各轴的转矩T d 为电动机轴上的转矩Td9550 pd95507.29 1000 24.00 103 N mmnm2900（ 1）输入转矩：蜗杆轴上的转矩T19550 1000p17.149550 1000 23.51 103 N mmn12900工作机主轴上的转矩T 29550p25.661000323.2110310009550N mmn2167.24卷筒轴转矩T3 9550p3955010005.493

12、13.50103 Nmmn3167.24（ 2）输出转矩：蜗杆轴上的转矩T19550 1000 p17.079550 1000 23.16 103 N mmn12900工作机主轴上的转矩T 29550 1000 P295505.601000 319.78 10 3N mmn2167.24p25.66kwp25.60kwp35.49kwT1 23.51 103 N mmT2 323.21 10 3 N mmT3 313.50 103 N mmT23.161103 NmmT 2319.78310 Nmm8最新资料推荐表 3各轴动力参数表功率 P/kw转矩 T/(N ?m)转速传动轴名输入输出n/(

13、r/min效率输入输出比 i)电动机7.2924.002900轴10.98蜗杆轴7.147.0723.5123.1629000.8011.3蜗轮轴5.665.60323.21319.78167.24卷筒轴5.495.43313.50310.070.981167.24四 传动零件的设计计算4.1选择蜗杆类型根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI ）。4.2材料选择考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45 刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45 55HRC；蜗轮选用铸锡青铜（ ZCuSn10P1）, 砂模铸造；为了节约贵重有色金属，

14、仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（ HT150）制造。4.3 按齿面接触强度设计根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。由机械设计基础式（12-9 ）则传动中心距为a3 KT 2 ( Z E Z)2 H（ 1）确定轮上转矩由 i17, 查表机械设计基础12-2 ，取 z2iz134由 z12查表 12-8 得0.75 0.82 ，取0.80 ，则T29.55106P1i1037.29 0.8017.34326490N mmn29.552900（ 2）确定接触系数ZT2 326490 N mm9最新资料推荐假设蜗杆分度远直径和传动中心距的比值为d1a=0

15、.4 ，从机械设计基础图12-11 中查得 Z=2.8（ 3）确定使用系数因工作是有轻微振动，冲击不是很大，可选取使用系数K A 1.1（ 4）确定综合弹性系数ZE因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和 45 刚蜗杆相配，故Z E 150（ 5）确定许用接触应力 H根据蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从机械设计基础表12-4 查得蜗轮的基本许用应力=220MPaH（6）计算寿命系数应力循环次数Njn2 Lh6012900(30081 15)3.612410717.34寿命系数K HN = 81070.85173.6124107（

16、7）计算中心距a3KT2( Z E Z)2= 3 1.1326.49(1502.8 ) 2121.74 mmHK HNH 取 a122 , 由 i17可粗算出分度圆直径 d1 及模数 md10.68a0.8750.681220.87545.56mm, 取 d1 45mma 121.74mmm2a d12122455.8529z234查表 12-1 ，可取 m6.3, q10, d163mm由式 a0.5m(qz2 )0.56.3(10 34)138.6122 ，符合条件则取 a139mm，圆整中心距取aw140mmawa1401390.1587则变位系数 xm6.310最新资料推荐导程角arc

17、tan z1arctan 211.3099q104.4 蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸蜗杆尺寸分度圆直径：d1mq6.31063mm齿顶高：ham6.3mm齿根高：h f1.2m1.26.37.56mm轴向齿距： Pam6.319.782mm直径系数q10齿顶圆直径：d a1m(q2)6.3(10 2) 75.6mm齿根圆直径：d f 1m(q2.4)6.3(10 2.4) 47.88mm分度圆导程角：11.3099蜗轮尺寸蜗轮分度圆直径：d 2mz26.334214.2mm；齿顶高： ham6.3mm齿根高： h f 1.2m1.26.37.56mm蜗轮喉圆直径： da 2m( z22)6.

18、3(34 2) 226.8mm蜗轮齿根圆直径：dm zmmf 2( 22.4)6.3(34 2.4) 199.08蜗轮咽喉母圆半径：r g 2ad a2164226.8256.6mm2蜗轮轮缘宽度： B0.75d a156.7mmx0.158711.3099圆柱蜗杆传动的主要几何尺寸如下表：11最新资料推荐表 4圆柱蜗杆传动的主要几何尺寸名称蜗杆（ mm）蜗轮（ mm）分度圆直径63214.2齿顶高6.36.3齿根高7.567.56齿顶圆直径 ( 喉圆直径 )75.6226.8齿根圆直径47.88199.08蜗杆轴向齿距（蜗轮端面齿距）19.782径向间隙1.26中心距138.64.5校核齿根

19、弯曲疲劳强度蜗轮的齿形系数 : zv =z23436(cos11.3099 )3cos3从机械设计基础图11-8 中可查得齿形系数 YFa 22.55从表 12-4 中查得许用接触应力 H 220MPa ，从表 12-6中查得由 ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F =70MPa，所以K AT22.81.1 326.49 103HzE zp1501383119.826MPa119.826a3HH H ，MPaF =1.53KT 2YFa 2=1.531.13264902.55 16.8078MPa16.8078d1 d 2 mn cos63214.26.3cos11.3099FF

20、FMPa综上所述，弯曲强度校核满足要求。4.6验算效率 tan1 0.95 0.97tan()12最新资料推荐已知=11.3099 ，为当量摩擦角，与相对滑移速度vs 有关vs5.20 10-4 n13 T25.2 10-429003 326.4910.38m/s从机械设计基础表12-7 中用插值法查得0.92代入上式得1 (0.95 0.96)tan0.88 0.89 大于原估计值， 符合条件， 因此不用tan(v )重算。4.7热平衡计算1 估算散热面积 A1.751. 75A= 0.33a0.33 1380.7843m2A 0.7843m21001002 验算油的工作温度室温 t0 ：通

21、常取 20 。散热系数啮合效率t 17W /(m 2 C )10.88 ；取轴承效率20.99搅油效率30.981230.880.990.980.7751000 1P1t0100010.775 7.29t iks A1765 .53 t 0.7843油温未超过限度。五轴的设计及校核， 5.1 蜗杆轴的设计蜗杆轴上的功率、转速和转矩：p15.4kw ， n11440r / min1. 初步确定轴的最小直径考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要向蜗轮传递转矩，其传13最新资料推荐递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45 钢，调质处理。查机械设计基础（表 14-1 ）硬

22、度 HBS=217 255Mpa，强度极限B =650 MPa，s =360MPa，-1 =300Mpa由机械设计基础式14-2 ，先初步校核估算轴的最小直径：取C=110,则d minC 3P110 3 5.417 .09 mm，考虑到有键槽，将直径扩大7，则n1440d=17(1+7 )=16.05mm2. 蜗杆的结构设计单级减速器中，可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左边由轴肩定位。蜗杆轴草图 - 段：轴的最小直径为安装联轴器出的直径，同时选用联轴器的转矩计算TcaK ATA （表 17-1 ），考虑到转矩变化小，取K A1.3，则Tca1.335.846.54N mTca

23、46.54Nm按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查手册8-5得如下表公称转矩许用转速轴孔直径L1型号Nmr / min（mm）LT66357002452因此，d124mm ， L152mm，查手册 4-1 ，轴上键槽的键宽，键高及键长d124mm为 108 70；14最新资料推荐 - 段：查表 1-31 得， h(0.07 0.1)d ，取 h6mmL152mm因此， d2 d12h36mm ，轴承端盖总长为20mm，根据拆装方便，取端盖与联轴器右端面之间的距离为30mm，所以 L2302050mm；d236mm - 段： 初选用角接触球轴承，查表6-6 ，选用 7209AC 型滚子轴

24、承， d DB=4585 19, 即 d340mm ， 角 接 触 球 轴 承 一 端 用 油 拉 定 位 ， 宽 度 5mm， 所 以L250mmL323mm； - 段： 直径 d4d32b ，其中 b1.4h ，得 d455mm，取轴肩宽度为L410mm： - 段：为了节省材料和拆装方便，该段可取d552mm， L535mm ； - 段：有前面的计算可得，蜗杆的分度圆直径为63mm，齿顶圆直径为75.6mm，蜗轮的喉圆直径为277.2mm，因此齿宽b (11 0.06z2 )m 85.2mm ，综合考虑，应使涡轮与内壁由一定距离，故取 L6 110mm ；其右端与左端对称分布，尺寸相等。5

25、.2蜗轮轴的设计蜗轮轴上的功率、转速和转矩：p24.26kw ， n269r / min ， T2589.6N .m1. 选择轴的材料由于其功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45 钢，调质处理。查机械设计基础 （表 14-1 ）硬度 HBS=217 255Mpa，强度极限B =650 MPa2. 初步确定轴的最小直径由机械设计基础式14-2 ，先初步估算轴的最小直径，取C=110, 则dminC 3P5.667，则110 335.58mm ，考虑到有键槽，将直径扩大n2900d=35.58 (1+7 )=38.07mm，此时选取d=40mm.3. 蜗轮轴的结构设计单级减速器中，可

26、将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左边由轴d3 40mm L3 23mmd455mmL410mmd550mmL546mmL6115mm15最新资料推荐肩定位，右面用套筒定位。 轴向固定用平键和过渡配合，两轴承分别以轴肩和套筒定位。蜗轮轴草图 - 段：轴的最小直径为安装联轴器出的直径，同时选用联轴器的转矩计算TcaK ATA （表 17-1 ），取 K A1.3，则Tca1.3589.6766.48Nm按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查手册8-7 得如下表公称转矩许用转速轴孔直径轴孔长度型号Nmr / min（mm）（ mm）LX8710300040112因此，d140mm

27、， L1112mm，查手册4-1 ，轴上键槽的键宽，键高及键长为 b hl149100 ； - 段：查表 1-31 得， h(0.07 0.1)d ，取 h 35mm因此， d2d12h47mm ，轴承端盖总长为20mm，根据拆装方便，取端盖与联轴器右端面之间的距离为30mm，所以 L2302050mm； - 段：初选用角接触球轴承，查表6-6 ，选用 7216AC型滚子轴承，dDB5080 16 , 即 d350mm , 考虑到轴承右端用套筒定位，取齿轮距箱体壁距离为a20mm，考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应距离箱体内壁有一定距离S, 取 S=8mm,所以 L3BaS16201248mm

28、；d1 40mm L1 112mmd2 47mm L2 50mmd350mmL348mm16最新资料推荐 - 段：安装蜗轮轴段，取轴肩a(0.07 0.1)d ，取 a 6mm则 d448 2a 86mm，d460mmL4(1.2 1.8)d4 (1.2 1.8) 60 , 取 L486mmL486mmd5d4 2a 70mm，取 L5 - 段： 该段为套筒的轴向定位，30mm；- 段：该段为轴承段，所以d650mm， L620mm。d570mmL530mm5.3蜗杆轴的校核d650mmL620mm求作用在蜗杆及蜗轮上的力Ft 1Fa 22T1223.51 103NFt 1Fa2圆周力d174

29、6.35746.35N63轴向力F a1 F t 22T22 323.21 1033017.83NF a1F t 2d2214.23017.83N17最新资料推荐径向力Fr 1Fr 2Ft 2 tan3017.83 tan 201098.4NFFr 1r 2其中 L 218.2 102 35 2 130256.4mm1098.4N（ 1）垂直面的支承反力F1VF2VFr1098.4549.2N22F1V549.2N（ 2）水平面的支承反力F1HF2 HFt 23017.831503.91NF1 H1503.91N2 2（ 3）绘垂直面的弯矩图（如图B）M VF1VL549.2256.47040

30、7 .46N mm22M V70407.46（ 4）绘水平面的弯矩图(如图 C)NmmM HF1HL1503.91 256.4192801.262 N mm22（ 5）求合成弯矩（如图D）M a205254.8122M aM VM H205254.81N mmN mm（ 6）该轴所受扭矩为TFt1d746.35 6323510.025N mmT23510.02522（ 7）求危险截面的当量弯矩从图可得，弯矩，扭矩的最大处截面最危险，其当量弯矩为NmmM eM2( T ) 2205738 95Nmm （其中查表可得0.6 ）a（ 8）按弯扭合成应力校核轴的强度M e205738 95由机械设计基础14-5 式，轴的计算应力NmmM e205738.95ca8.228MPaW0.16338.228MPa 1 60 MPa 。因此ca前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，查得ca 1 ，故安全。（ 9）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