机械设计课程设计蜗杆减速器设计.doc

机械设计课程设计设 计 说 明 书设计题目：蜗杆减速器专业：班级：学号：学生姓名：指导老师：2008年7月5日目 录1、机械设计课程设计任务书 -第 2页2、运动学与动力学计算 -第 3页3、传动零件设计计算-第 6页4、轴的设计计算及校核-第10页5、箱体的设计-第17页6、键等相关标准的选择-第17页7、减速器结构与润滑、密封方式的概要说明-第18页8、参考文献-第19页9、设计小结-第20页10、附录-第21页1.机械设计课程设计任务书一、设计题目带式输送机传动装置设计。二、工作原理及已知条件工作原理：带式输送机工作装置如下图所示己知条件 1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘； 2.使用寿命：8年（每年300工作日）； 3.检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，一年一次小修； 4.动力来源：电力，三相交流，电压380220 V 5.运输带速度允许误差；±5；6.一般机械厂制造，小批量生产；7.滚筒效率j=0.96（包括滚筒与轴承）。三、原始数据已知条件传送带工作拉力F（kN）传送带工作速度v（m/s）滚筒直径D（mm）参数5.51.44502.运动学与动力学计算2.1电动机的选择计算2.1.1 选择电动机2.1.1.1选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2.1.1.2选择电动机容量工作机所需的功率： 由电动机至工作机之间的总效率： 其中 分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。查表可知=0.99（弹性链轴器）=0.98（滚子轴承）=0.73（单头窝杆） =0.96（卷筒） 所以：所以电动机输出功率： kw由表16-1选取电动机的额定功率为15kw2.1.1.3确定电动机转速根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为 =3.36kw=0.63=5.33kwnw=54.60r/min2.1.1.4确定电动机型号 查表16-1，可得：方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比极数 1Y160 M-67.5kw1000r/min970r/min17.76 62Y132 M-47.5kw1500r/min1440r/min26.37 4经合考虑，选定方案2。因为同步转速较高，电动机价格比较便宜，而且方案2的传动比不是很大，尺寸也不是很大，结构还比较紧凑。所以选定的电动机的型号为Y132 M-4。2.1.2 计算总传动比和各级传动比的分配2.1.2.1 计算总传动比： 2.1.2.2 各级传动比的分配 2.1.2.3 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。电动机的型号为Y132 M-4=26.372.1.3 计算传动装置的运动和动力参数2.1.3.1 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：滚筒的转速和蜗轮的转速相同2.1.3.2 功率蜗杆的功率：p1=5.33×0.99=5.28KW蜗轮的功率：p2=5.28×0.73×0.98=3.78kW滚筒的功率：p3=3.78×0.98×0.99=3.66Kwn=54.60 r/minp1=5.28KWp2=3.78KWp3=3.66KW2. 转矩 将所计算的结果列表： 参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速(r/min)1440144054.6054.60功率(P/kw)5.335.283.783.66转矩(N·m)35.334.9892.9848.6传动比i26.73效率0.990.730.963.传动零件的设计计算3.1蜗杆蜗轮设计计算3.1.1选择蜗轮蜗杆的传动类型3.1.2选择材料3.1.3按齿面接触强度进行设计3.1.3按齿面接触强度进行设计3.1.4蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度3.1.6验算效率3.1.7精度等级公差和表面粗糙度的确定根据 GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为4555HRC，蜗轮用铸锡磷青钢ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。传动中心矩计算公式如下：(1) 确定作用在蜗轮上的转矩=892.9N·m(2) 确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数,KA=1.11,由于转速不高，冲击不太大，可选取动荷系数,则K=KA··=1.11×1×1.05=1.17(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d1和传动中心矩a的比值，从图11-18可查得=3.1(5) 确定许用接触应力根据蜗轮材料为ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可从表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力应力循环次数N=60×=60×1××（2×8×300×15）=2.359×寿命系数=0.674=0.674×268MPa=180.528MPa（6）计算中心矩=199.05mm取中心矩a=200mm 因i=26.73取m=6.3mm 蜗杆分度圆直径d1=63mm这时， =3.1由图11-18查得，因为<，因此以上计算结果可用。（1） 蜗杆分度圆直径d1=63mm模数 m=6.3直径系数q=10，齿顶圆 齿根圆df1=m(q-2.4)=47.88mm分度圆导程角，蜗杆轴向齿厚Sa=9.891mm（2） 蜗轮蜗轮齿数=×26.73=54变位系数为验算传动比i=传动比误差，是允许的蜗轮分度圆直径=6.3×54=340.2mm蜗轮喉圆直径=（340.2+2×4.725）=349.65mm蜗轮齿根直径=（349.65-2×1×6.3）=337mm蜗轮咽喉母圆直径=（200-×349.65）=25.2mm当量齿数根据=-0.25 =57.28=2.5 螺旋角系数=许用弯曲应力从表11-8中查得：由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56MPa寿命系数=56×0.545=30.52MPa=27.2MPa<=30.52=MPa所以弯曲强度是满足要求的。已知r=11°183611.31°= , 与相对滑动速度有关= = =7.27 m/s从表11-18中用插值法查得：=0.021 =1.0755 代入式中=0.220 =0.1998则=0.86 大于原估计值，因此不用重算。考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于用机械减速器。从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择38级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用H7/S6配合，并加台肩和螺钉固定（螺钉选用6个）。渐开线蜗杆ZI45钢ZCuSn10P1青铜HT100=892.9N·mK=1.17=160=3.1N=2.359×=0.674=180.528MPaa=199.05mm =3.1 合格d1=80mm=54=340.2mm=349.65mm=337mm=25.2mm=57.28=0.9192=56MPa=0.579=27.2MPa合格=7.27 m/s=0.86合格4.轴的设计计算及校核4.1蜗轮轴的设计4.1.1轴的材料的选择，确定许用应力4.1.2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径4.1.3选联轴器4.1.4轴的结构设计 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=100，于是得：d 轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号计算转矩=,查表14-1，选取=1.3，则有=KT=1.3×9.550××3.78/54.60=859500Nmm查表GB 4323-84 选HL4选弹性联轴器，标准孔径d=48mm，半联轴器长度为L=112mm，半联轴器与轴配合毂孔长为L联孔=84mm。 所以，最小直径d1=48mm （1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（2） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，d1右端需割出一轴肩，定位轴肩高度在（0.070.1）d范围内，故d2=d1+2h=48×（1+2×0.07）=54.72mm，标准直径d2=55mm。为了保证轴端挡圈在压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，L联孔的长度应比d1段的长度L1长点：L1=82mm（因为L联孔=84mm）(3)初选滚动轴承根据d2=55mm，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为：d×D×T=60mm×110mm×23.75mm故选d3=60mm L6=23.75mm查GB/T294-94得：圆锥滚子轴承da=69（30212）即轴肩为h=mm=4.5mm 取3 所以d5=69+3=72mm又：轴环的亮度b=1.4h，即b1.4×6=8.4b取12mm，即L5=12mm（4）蜗轮的轴段直径 蜗轮轴段的直径的右端为定位轴肩。故d4=d5-2h，求出d4=64mm与传动零件相配合的轴段，略小于传动零件的轮毂宽。蜗轮轮毂的宽度为：B2=(1.21.5)d4=（1.21.5）×64 =76.896，取b=80mm，即L4=80mm(5)轴承端盖的总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=35mm。故L2=20+35=55mm(6)取蜗轮与箱体内壁距离为a=16mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离s（58）。取s=8mm，已知滚动轴承宽度为T=23.75mm，蜗轮轮毂长为L=80mm，则：L3=T+s+a+(80-78)=49.75mm选用45号钢， b=600MPa b-11=55MPa=1.3=859500Nmmd1=48mmd2=55mmL1=82mmd3=60mmL6=23.75mmd5=72mm轴环L5=12mmd4=64mmL4=80mmL2=55mmL3=49.75mm至此已初步确定了轴端各段直径和长度，见10.1蜗轮轴设计草图所示：轴的总长为：L总=82+55+49.75+80+12+36=315mm4.1.5轴的强度校核（1） 轴向零件的同向定位蜗轮，半联轴器与轴的同向定位均采用平键链接。按d4由表6-1查得平键截面 b×h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴端配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键14mm×9mm×70mm，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的同向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（2） 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考15-2，取的倒角2×45°，各轴肩处的圆角半径为（见附图）。（3.1）确定各向应力和反力蜗轮分度圆直径d=340.2 mm 转矩T=892.9 N·m蜗轮的切向力为：Ft=2T/d=2×892.9×103/340.2=5249.9 N蜗轮的径向力为：Fr=Ft× =5249.9×tan20°/cos11°1835 =1853.5 N蜗轮的轴向力为：Fa=Ft× =5249.9×tan11°1835 =1050 NT=892.9N·mFt=5249.9 NFr =4853.5 NFa=1050N反力及弯矩、扭矩见10.3反力及弯局矩、扭矩图所示：4.1.4轴的强度校核（3.2）垂直平面上： 支撑反力： = =2182 N其中132为两轴承中心的跨度，59为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。 N水平平面： N N（3） 确定弯距 =59=592902.9=171271 N·mm 垂直弯矩： N·mm N·mm 合成弯矩： = 233893N·mm =172357 N·mm扭矩T=892.9 N·mm（4） 按弯矩合成应力校核该轴端强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取=0.6 轴端计算应力： =27MPa<-1=60MPa故是安全的。=2182 N= N=2347 N=2902.9N=171271 N·mm=233893 N·mm =172357 N·mm=27MPa合格4.2蜗杆轴的设计4.2.1轴的材料的选择，确定许用应力4.2.2按扭转强度，初步估计轴的最小直径4.2.3轴的结构设计4.2.4轴承的校核4.2.4轴承的校核考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选材45钢，淬火处理。dA0 N·m查表GB 4323-84 选用HL3弹性联轴器，标准孔径d=40mm，即轴伸直径为40mm联轴器轴孔长度为：84mm。从轴段d1=40mm开始逐渐选取轴段直径，d1右端非定位轴肩，且安装密封毡圈。取d2=45mm；d2段与轴承的内径相配合，为便于轴承的安装，选定轴承型号为30310。取d3=50mm d×D×T=50×110×29.25d4起定位作用，由h=（0.070.1）×d3=（0.070.1）×50=3055mmd8=d4=d3+2h=50+2×3.5=57mmd5和d7为退刀槽选d5=d7=48mmd6取蜗杆齿顶圆直径 d6=96mm=da1L1=联轴器轴孔长度=84mmd2的长度为：轴承端盖总宽度（20mm）+端盖的外端面，与半联轴器右端面间的距离l=30mm 故L2=20+30=50mmd3轴段的长度：取64mm（参照蜗轮轴承段的选取），所以L3=64mm。d4和d5为退刀槽那段轴端长度：L4+L5=70mm d6轴段的长度： 查表19-17 （传动零件的结构尺寸） Z1=2 L6(11+0.1ZV)m 可得： L6=90mm L7+L8=L4+L5=70mm L3=L9=64mm 可得： 蜗杆的总长度为492mm。校核30313 查表GB/T297-1994 12-4 额定动载荷Cr=195×103 N 基本静载荷Cor=242*103 N(1) 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由前面设计蜗轮时求得的：Fr1v=2182NFr2v= NFr1H=2347 NFr2H=29.3 NFr1=NFr2=N（3） 求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2查表GB/T297-1994 12-4 可知 e=0.35Fd1=Fr1×0.35=3204×0.35=1121.4 NFd2=Fr2×0.35=2921×0.351022.35 N轴向力Fae=1050 N因为Fae+Fd2=1050+1022.35=2072.35 N=Fa1 Fa2=Fd2=1022.35 N(4)求当量动载荷P1和P2>e由表13-5 分别计算P1、P2，取fp=1.5,则P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5 ×（0.4×3204+1.7×2072.35）=7206.893 NP2=fp×（1×Fr2）=4381.5 N（4） 验算轴承寿命因为P1>P2，所以俺轴承的受力大小计算： =1821728.7 h >38400h 所以轴承满足寿命要求。（5） 键的强度校核键选择的是：B×h=20mm×12mm L=70mml=L-b=70-20=50mmk=0.5×h=0.5×12=6mmMPa<=110MPa选用45号钢， b=600MPa b-1 =55MPad1=40mmd2=45mmd3=50mmd4=d8=57mmd5=d7=48mmd6=96mmL1=84mmL2=50mmL3=64mmL4+L5=70mm L6=90mmL7+L8=70mmL3=L9=64mmFr1=3204NFr2=2921 NFd1=1121.4 NFd2=1022.35 NP1=7206.893 NP2=4381.5 N合格l=50mmk=6mm合格5.箱体的设计计算5.1 箱体的结构形式和材料箱体采用铸造工艺，材料选用HT200。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚810mm，取=12mm5.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系 名称 减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =10mm 箱盖壁厚1 1=0.8=9.6mm 取1=10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2 b1=1.5×1=15mmb=1.5×=16mm b2=2.5×=2.5×12=10mm地脚螺钉直径及数目 df=0.036a+12=21mm 取df=25mm n=6轴承旁联接螺栓直径 d1=0.075df=18.75mm 取d1=20mm盖与座联接螺栓直径 d2=（0.50.6）df 取d2=16mm联接螺栓d2间的间距l=150200mm轴承端盖螺栓直径 d3=（0.40.5）df 取d3=12mm 检查孔盖螺栓直径 d4=（0.30.4）df 取d4=8mmDf，d1，d2至外壁距离 df，d2至凸缘边缘距离 C1=26,20,16 C2=24,14轴承端盖外径 D2=140mm 轴承旁联接螺栓距离 S=140mm轴承旁凸台半径 R1=16mm轴承旁凸台高度 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离 1=16mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 2=30mm6.键等相关标准的选择本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，垫圈、垫片的选择，具体内容如下：6.1键的选择查表6-1： GB1095-79 蜗轮，半联轴器与轴相配合的键：A型普通平键，b*h=20mm×12mmGB1095-79 半联轴器与轴的连接 b*h=16mm×10mmA型，20mm×12mmA型，14mm×9mm GB1095-796.2联轴器的选择 根据轴设计中的相关数据，查表10-43，选用联轴器的型号HL3 GB4323-84。HL3GB4323-846.3螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用 螺栓GB5782-86， M10*35， 数量为3个 M12*100， 数量为6个 螺母GB6170-86 M10 数量为2个 M12， 数量为6个螺钉GB5782-86 M6*20 数量为2个 M8*25， 数量为24个 M6*16 数量为12个 M10*35M12*100M10M12M6*20M8*25M6*166.4销，垫圈垫片的选择选用销GB117-86，B8*30，数量为2个选用垫圈GB93-87数量为8个选用止动垫片1个选用石棉橡胶垫片2个选用08F调整垫片4个GB117-86B8*30GB93-87止动垫片石棉橡胶垫片08F调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图7.减速器结构与润滑、密封方式的概要说明7.1 减速器的结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照后附装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速器用地脚螺栓固定在机架或地基上。7.2减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图7.3轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图7.4减速器的润滑7.5.1由于V=6.12 m/s<<12 m/s，应用喷油润滑，考虑成本及需要，选用润滑油润滑。轴承部分采用润滑脂润滑。7.4.2蜗轮润滑采用N32号涡轮蜗杆油（SH0094-91）最低最高油面距1020mm，油量为1.5L。轴承润滑选用 ZL-3型润滑脂 (GB 7324-1987）油量为轴承间隙的1/31/2。7.5减速器的密封7.5.1箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂漆或水玻璃。7.5.2 观察孔和油孔等处接合面的密封用石棉胶橡纸，垫片进行密封。7.5.3 轴承孔的密封、闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴段外伸端透着间的间隙采用毡圈油封。7.5.4 轴承靠近机体内壁处用挡圈油环密封以防止润滑油进入轴承的内部。7.6减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。具体结构详见装配图具体结构装配图详见零件工作图N32号涡轮蜗杆油 ZL-3型润滑脂详见装配图8.参考文献参考资料目录1，机械设计第八版 濮良贵 纪名刚 主编 -北京：高等教育出版社2，机械设计课程设计 宋宝玉 主编 -北京：高等教育出版社3，机械设计课程设计 殷玉枫 主编 -北京：机械工业出版社4，机械设计课程设计 孙 岩 陈晓罗 主编 -北京：北京理工大学出版社5.机械设计课程设计王昆，何小柏，汪信远主编 -高等教育出版社6.机械设计（第七版）濮良贵，纪名刚主编 - 高等教育出版社7.简明机械设计手册洪钟德 主编 - 同济大学出版社 8.减速器选用手册周明衡 主编 - 化学工业出版社 9.工程机械构造图册周明衡 刘希平主编 -机械工业出版社 10.机械制图（第四版）刘朝儒 高治一编 -高等教育出版社11.互换性与技术测量（第四版）李硕根 杨兴骏编 -中国计量出版社7，机械原理 孙 恒 陈作模 主编 -北京：高等教育出版社8，机械零件课程设计 赵 祥 主编 -北京：中国铁道出版社9，理论力学 哈尔滨工业大学理论力学教研室 编 -北京：高等教育出版社 10，机械设计课程设计手册 2版 吴宗泽 主编 -北京：高等教育出版社9.课程设计小结通过这次设计让我了解到机械设计是从使用要求等出发，对机械的工作原理、结构、运动形式、力和能量的传递方式，以及各个零件的材料和形状尺寸等问题进行构思、分析和决策的工作过程，这种过程的结果要表达成设计图纸、说明书及各种技术文件。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、理论力学、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。由于实践经验和资料的缺乏，加之时间紧迫，在设计过程中遇到了许多问题，大部分问题在老师的指导和同学们的帮助下下得以解决。但也有很多地方设计的不近人意，例如所绘制的图纸有些地方表达的不是很清楚，希望各位老师给予谅解。10.附录10.1反力及弯局矩、扭矩图