机械设计课程设计单级蜗轮蜗杆减速器说明书

一级蜗杆传动设计机械基础课程设计课程设计报告课程名称： 机械基础 设计题目： 一级蜗杆传动设计 系 别： 机电工程系 专业班级： 机电设备二班 学生姓名： 司海强 学 号： 0208110230 指导老师： 隋冬杰 设计时间： 2012年12月 河南质量工程职业学院河南质量工程职业学院机械基础课程设计任务书班级机电设备二班学生姓名司海强指导教师隋冬杰课程设计题目一级蜗杆传动设计主要设计内容（1） 根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机连轴器减速器连轴器带式运输机。（2） 轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。 主要技术指标和设计要求（1） 电动机的额定功率P=5.5kw。（2）电机转速的可选范围为：= =（582）63.66=318.35441.5r/min （3）工作条件：单向运转，连续工作，空载起动，载荷平稳， 三班制工作 ，减速器使用寿命不低于10年，输送带速 度允许误差位5%主要参考资料及文献1张晓坤.隋晓朋.Autocad中文版实用教程.北京：北京经济日报出版社，2008.92徐锦康.机械设计.北京：高等教育出版社,2008.33唐金松.简明机械设计手册（第二版）.上海：上海科学技术出版社，2000.54黄祖德.机械设计.北京：北京理工大学出版社，2007.95岳优兰，马文锁.机械设计基础.开封：河南大学出版社，2009.5目录一 传动方案的拟定3二 电动机的选择和传动装置的运动和动力学计算5三 传动装置的设计8四 轴及轴上零件的校核计算12 1 蜗杆轴及其轴上零件的校核计算12 2 涡轮轴及其轴上零件的校核计算15五 轴承等相关标准件的选择17六 密封方式的选择.20七 参考资料23第二章. 传动方案选择及机构运动简图2.1传动方案的选择该工作机采用的是原动机为Y系列三相笼型异步电动机，三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，电压380 V，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便；另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内使用比较环保。因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。252.2机构运动简图第三章. 电动机的选择和运动参数的计算3.1电动机的选择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式三相异步电动机。2.选择电动机容量（1）工作机各传动部件的传动效率及总效率查机械设计课程设计表2.3各类传动、轴承及联轴器效率的概略值，减速机构使用了一对滚动球轴承，一对联轴器和单线蜗轮蜗杆机构，各机构传动效率如下：； ； 减速机构的总效率（2）选择电动机的功率所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。电动机所需的功率 ：Pd = Pw/;式中 Pd工作机要求的电动机输出功率，单位为KW； 电动机至工作机之间传动装置的总效率； Pw工作机所需输入功率，单位为KW；输送机所需的功率:Pdmax=Fv1000=25001.510000.768=4.88kW;查机械设计课程设计表2.1，选取电动机的额定功率P=5.5kw。（3）选择电动机的转速1) 传动装置的传动比的确定：查机械设计书中得各级齿轮传动比如下：;理论总传动比：;2) 电动机的转速：卷筒轴的工作转速：=63.66 r/min所以电动机转速的可选范围为：= =（582）63.66=318.35441.5r/min根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为750 r/min的电动机。其主要功能如表3-1：表3-1 Y160M2-8型电动机主要功能电动机型号额定功率kW满载转速/r/min起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160M2-85.57202.02.2注：电动机轴伸出段直径/mm 42k6; 电动机轴伸出段安装长度/mm 110 电动机中心高度/mm 160 电动机外形尺寸长*宽*高/mm 600*325*3353.2运动及动力参数的计算1各轴转速计算（1）实际总传动比及各级传动比配置：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比: i=nmnw=72063.66=11.3 （2）各轴转速：蜗杆轴转速：n1=720r/min蜗轮轴转速：n2=63.72r/min2各轴输入功率计算蜗杆轴功率：= *=5.50.990.99=5.39kW蜗杆轴功率：= *=5.390.8=4.31kW卷筒轴功率：= *=4.310.990.99=4.23kW3各轴输入转矩计算电动机轴：T=9550=95505.572072.95Nm蜗杆轴：= Ti71.50Nm蜗轮轴：= i646.36Nm卷筒轴：= i633.50Nm表3-2 各轴动力参数表轴名功率P/kw转矩T/(Nm)转速n/(r/min)效率传动比i电动机轴5.572.957200.981蜗杆轴5.3971.507200.811.3蜗轮轴4.31646.3663.720.981卷筒轴4.22633.5063.72第三章. 传动零件的设计计算3.1选择蜗杆类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。3.2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4555HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造。3.3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。由机械设计式（11-12）则传动中心距为（1）确定轮上转矩按=4，效率为0.8，则 （2）确定载荷系数 因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数=1，由机械设计表11-5选取使用系数=1.15，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数=1.05，则 K=11.151.05=1.21（3）确定弹性影响系数因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故（4）确定接触系数先假设蜗杆分度远直径和传动中心距的比值为=0.35，从机械设计图11-18中查得=2.9（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，基本许用应力 =268MPa。应力循环次数N=60=60163.72（88365）=8.93寿命系数 =0.7606 ，则=0.7606268=203.84MPa（6）计算中心距a=取中心距a=225mm，因为=11.3，故从表11-2中选取模数m=8 mm，蜗杆分度圆直径d1=80mm，这时d1/a=0.356，与假设相近，得=2.8，因此以上计算结果可用。3.4蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸蜗杆轴向齿距Pa1=25.1mm；直径系数q=10.00；齿顶圆直径=96mm；齿根圆直径=60mm；分度圆导程角=arctan=arctan=21.80（右旋）；轴向齿厚=12.6mm。蜗轮 蜗轮齿数：=47；变位系数=-0.375；验算传动比：=11.75，这时传动误差为=3.98%5%是允许的21.80（右旋）蜗轮分度圆直径：；蜗轮喉圆直径：=+=376+2（1-0.375）8=386mm；蜗轮齿根圆直径：=+=376-2（1+0.25+0.375）8=350mm；蜗轮咽喉母圆半径：=a-=225-386=32mm；蜗轮轮缘宽度：b=72mm。3.5 校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数=根据=-0.375，=58.72，得齿形系数2.15螺旋系数=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弯曲应力=56MPa寿命系数 =560.5783=33.99MPa所以=,弯曲强度校核满足要求。3.6 验算效率已知=21.80，=，与相对滑移速度有关得=0.0272，=1.553代入上式得大于原估计值，因此不用重算。3.7热平衡计算1估算散热面积AA=2验算油的工作温度ti室温：通常取。散热系数=1417.5：取Ks=17.5 W/()；啮合效率；轴承效率0.980.99，取轴承效率 2=0.99；搅油效率0.940.99，搅油效率3=0.98；=123=0.880.990.98=0.8553.980油温未超过限度第四章. 轴的设计计算及校核4.1蜗杆轴的设计及校核图5-1 蜗杆轴草图（1）选择轴的材料及热处理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。硬度HBS=217 255Mpa，强度极限=640 Mpa，=355Mpa，=275Mpa，=155Mpa，=60Mpa。（2）求蜗杆轴上的功率、转速和转矩由第3章可知 ，。（3）求作用在蜗杆上的力因已知蜗杆的分度圆直径为80mm，则切向力 轴向力 径向力 （4）初步确定轴的最小直径先初步校核估算轴的最小直径，取A。=112（5）轴的结构设计1初选轴承初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故选用角接触球轴承；参照工作要求并根据=55mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承。查机械设计课程设计（表5-11）初选型号为7211C，其尺寸为dDB=55mm100mm21mm。2各轴段径向尺寸确定初估轴径后,就可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段I-II为最小端,故该段直径为42mm。III-IV段安装轴承，故该段直径为55mm，为了设计的需要，考虑安装密封装置，设计II-III段的直径为50mm。IV-V段为挡油环提供轴向定位，选直径为64mm，取V-VI段直径为50mm。VI-VII段为蜗杆，直径是蜗杆的分度圆直径为80，-直径和V-VI段一样为50mm。-直径和IV-V一样，选直径为64mm，-段是安装轴承，所以选直径为55mm。3各轴段轴向尺寸确定I-II段安装联轴器，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度可取107mm。II-III段装端盖，长为80 mm。轴段III-IV的长度为30mm。轴段IV-V装长度为10mm。V-VI段的长度为70，（12.5+0.09z2）m），计算得出VI-VII的长度为140 mm，-长度为60mm，而-段的长度为10mm，-的长度为44mm。4轴上零件的周向定位为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴径选用H7/m6配合，轴承外圈与套杯采用H7/k6的配合，联轴器与轴采用A型普通平键联接，键的型号为键宽b*键高h 12*8 GB1096-79,键长100mm。5轴上倒角与圆角为保证7211C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴环圆角半径为1.5mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。轴的左右端倒角均为1.6*45。（6）按弯扭合成校核高速轴的强度在确定轴承支点位置时，得7211C角接触球轴承的a=20.9mm， a=l/3因此，做出简支梁的轴的跨距为312mm。切向力 轴向力 径向力 绘出轴的计算简图 5-2(a)图 绘制垂直面弯矩图 5-2(b)图轴承支反力：NN 计算弯矩：截面C右侧弯矩 截面C左侧弯矩绘制水平面弯矩图 5-2(c)图轴承支反力：截面C左侧弯矩 截面C右侧弯矩 绘制合成弯矩图 5-2(d)图 绘制转矩图 5-2(e)图 N.m 绘制当量弯矩图 5-2(f)图转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6，截面C处的当量弯矩为 校核危险截面C的强度，安全。 图5-2 高速轴的弯矩和转矩(a)轴的结构 (b)受力简图 (c)水平面的受力和弯矩图(d)垂直面的受力和弯矩图 (e)合成弯矩图 (f)转矩图 (g)计算弯矩图4.2蜗轮轴的设计(1)蜗轮轴的设计5-3 蜗轮轴草图（2） 求作用在蜗轮上的力已知蜗轮的分度圆直径为=847=376mm，所以得=，。 （3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45刚，调质处理。，取A。=112，于是得。（4） 轴的结构设计1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段I-II为最小端,装轴承，故该段直径为55mm。为了设计的需要，考虑轴的轴向定位，设计II-III段的直径为64mm。III-IV段为齿轮的轴向定位提供轴肩，取设计直径为116mm。IV-V段安装蜗轮，故该段直径为90mm，齿轮左端用套筒定位。V-VI段装套筒和轴承，直径和I-II段一样为55mm。-段安装轴承端盖，采用毡油封，所用直径为50mm。-安装联轴器，故该段直径为48mm。2各轴段长度的确定I-II段长为轴承的宽度为22mm。II-III段长度为为20mm, III-IV段为轴间的长度为10mm。IV-V装蜗轮，长为140mm。轴段V-VI的长度为35mm。轴段-装轴承端盖，长度为60mm。齿轮宽加齿轮间隙为75mm。-段的长度为小齿轮的轮毂的长度为107mm。3轴上零件的周向定位为了保证良好的对中性，蜗轮与轴选用A型普通平键联接，键的型号为25*14 GB1096-79,键槽用键槽铣刀加工，键长为125mm；同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，所以选择蜗轮与轮毂的配合为；联轴器与轴采用A型普通平键联接，键的型号为键宽b*键高h 14*9 GB1096-79，键长为100mm；轴与轴承内圈配合轴径选用H7/m6的配合。4轴上零件的周向定位为保证7211C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1.5mm。其他轴肩圆角半径分别由具体轴径而定。根据标准轴的左端倒角均为2*45，右端倒角均为1.6*45。第五章轴承等相关标准件的选择5.1轴承的选择（1）减速器轴承选取高速轴选用 7211C；低速轴选用 7211C。表7-1 减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）内径d外径D宽度BDaminDbmaxramax轴 承7211C551002191641.5（2）高速级轴承寿命验算1） 预期寿命要求使用寿命L=8年365天8小时=23360小时2） 寿命计算高速轴使用7211C型角接触球轴承，=52.8KN，=40.5KN，轴颈d=55mm，转速n1=720r/min径向载荷 Fr=905.40N，轴向载荷 Fa=3434.17。确定e的值： 查表16-12得e=0.46。由于B端轴承相对于A端轴承受载较大，所以要对B段进行校核， 查机械设计表13-5得，X=0.44,Y=1.23。由机械设计式13-8a得P=fp（XFr+YFa）=1*（0.44*905.40+1.23*3434.17）=4622.41N即将轴承在受径向载荷和轴向载荷时的寿命转化为只承受纯径向载荷时的寿命，根据机械设计式13-5，有Lh=求得的值远大于预期寿命，所以这个减速器的高速轴正常使用，工作8年不需要更换换轴承。5.2联轴器的选择（1）输入轴联轴器的选择查机械设计（表15-3）初估轴的最小直径，取A。=112，。输入轴通过联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.3，则：=92.95m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计（表6-8），选用HL3（JB42*84 GB5014-85）弹性柱销联轴器，其公称转矩为630Nm，半联轴器的孔径d=42mm，孔长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。（2）输出轴联轴器的确定 同理，查机械设计（表15-3）初估轴的最小直径，取A。=112，于是得。输出轴通过联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化很小，故取=1.3，则：=904.90m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，选用HL4（JB42*84 GB5014-85）弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm，半联轴器的孔径d=48mm，孔长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。5.3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GB/T5780-2000 M8*20 数量为3个；GB/T 5780-2000 M12*60 数量为20个；GB/T 5780-2000 M14*60 数量为4个；GB/T 5780-2000 M18*140 数量为4个。螺母GB/T 41-2000 M14 数量为4个；GB/T 41-2000 M18 数量为4个。螺钉M30*2JB/ZQ4450-86 数量为1个5.4销，垫圈垫片的选择选用销GB117-86，B8*30,数量为1个；选用垫圈GB93-87,数量为1个；选用石棉橡密封圈2个；选用08F调整垫片 4个。7.5键的选择和强度校核（1） 高速轴键联接的选择和强度校核高速轴采用蜗杆轴结构，因此无需采用键联接。（2）低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核选用普通平键（A型）按低速轴装蜗轮处的轴径d=90mm，以及轮毂长 =140mm，查机械设计表6-1，选用键2514 GB109679，键长125mm。强度校核键材料选用45钢，查表知，键的工作长度mm，mm，按公式的挤压应力，小于，故键的联接的强度是足够的。同理可以证明联轴器处装键也满足强度要求盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照装配图的基础上完成的， 6.1密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。（1）轴伸出处的密封作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。（2）轴承内侧的密封该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。（3）箱盖与箱座接合面的密封的接合面上涂上密封胶。7.2附件的设计（1）窥视孔盖和窥视孔为了检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合的位置并且有足够大的窥视孔，箱体上窥视孔处应凸出一块，以便加工出与孔盖的接触面。（2） 排油孔、放油油塞、通气器、油标为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座底部设有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放，平时排油孔用油塞及封油垫封住。本设计中采用螺塞M101 。 为了检查减速器内的油面高度，应在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置油标。 （3） 吊耳和吊钩为了拆卸及搬运减速器，应在箱盖上铸出吊耳环，并在箱座上铸出吊钩，吊钩和吊耳的尺寸可以根据具体情况加以修改。第八章设计小结通过两个星期的努力，终于完成了单级蜗杆减速器的设计，我觉得自己受益非浅。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。通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力；我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等），获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。当一份比较象样的课程设计完成的时候，我的内心无法用文字来表达。几天以来日日夜夜的计算与绘图和在电脑前编辑排版说明书，让我感觉做大学生活原来也可以这么充实。但是，所有的这一切，都是值得的，让我感觉大学是如此的充实。在次，我还要感谢老师对我这次课程设计指导对我本次课程设计，感谢对我作出过帮忙与关心的同学，谢谢你们，没有你们，我一个人无法完成本次设计。第十章参考文献1周元康 林昌华 张海兵.机械设计课程设.重庆大学出版社，2011.1；2濮良贵 纪明刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2006.5； 3李荣隆，现代工程制图，南京大学出版社；4朱龙根，机械设计手册，机械工业出版社；5彭金科，王刚，机械制图，西北大学出版社，2007.8；6哈尔滨工业大学理论力学教研室 编 理论力学 -北京：高等教育出版社 ，2002.8 （2003重印）；7张代东 主编 机械工程材料应用基础 -北京：机械工业出版社 ，2001.6；8 刘鸿文主编 简明材料力学 高等教育出版社，2006；9 孙恒、陈作模主编 机械原理 第七版 北京：高等教育出版社，2006。河南质量职业学院机电工程系课程设计综合成绩评定表姓名司海强学号0208110230班级机电设备二班课程名称机械基础设计题目一级蜗杆传动设计指导教师评语指导教师签字：年 月 日设计报告成绩综合评定项 目标准成绩1、计算和绘图能力102、综合运用专业知识能力203、运用计算机能力和外语能力104、查阅资料、运用工具书的能力105、独立完成设计能力106、书写情况（文字能力、整洁度）107、表述能力（逻辑性、条理性）10平时考核成绩（20）设计考核成绩（80）综合成绩 教研室主任签名： 年 月 日