机械设计综合课程设计设计某带式传输机中的蜗杆减速器

机械设计课程设计设计计算说明书课程设计报告课程名称： 机械设计综合课程设计 设计题目： 设计某带式传输机中的蜗杆减速器 学 院： 机械工程学院 专业年级： 机制08-2 姓 名： 班级学号： 14 指导教师： 二一O年 09 月 10 日目 录一、 课程设计任务书-1二、 传动方案的拟定与分析-2三、 电动机的选择-3四、 计算总传动比及分配各级传动比-4五、 动力学参数计算- 5六、 传动零件的设计计算-6七、 轴的设计计算-9八、 滚动轴承的选择及校核计算-12九、 键连接的选择及校核计算-14十、 联轴器的选择及校核计算-15十一、减速器的润滑与密封- 16十二、箱体及附件的结构设计- 17设计小结-18参考文献- 19一、课程设计任务书题目：设计某带式传输机中的蜗杆减速器工作条件：工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制。原始数据：滚筒圆周力F=6200N；带速V=0.7m/s；滚筒直径D=400mm。二、传动方案的拟定与分析由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。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,这正符合本课题的要求。三、电动机的选择1、电动机类型的选择选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率： （2）电机所需的功率：3、确定电动机转速计算滚筒工作转速：按机械设计课程设计指导书P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围，取链传动比，则总传动比合理范围为I总=20200。故电动机转速的可选范围：。符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。方案电动机型号额定功率/kw同步转速/满载转速/(r/min)1Y132S2-27.53000/29202Y132-M7.51500/14403Y160M-67.51000/9604Y160L-87.5750/720根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M-4。其主要性能：额定功率7.5KW；满载转速1440r/min；额定转矩2.2。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比2、分配各级传动比（1） 据指导书P7表1，取蜗杆（单级减速器合理）（2）五、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴的功率PI=P电机连轴器=6.460.99=6.396 KWPII=PI轴承蜗杆=6.3960.980.80=5.014KWPIII=PII轴承链=5.0140.980.92=4.521KW3、计算各轴扭矩TI=9.55106PI/nI=9.551066.396 /1440=42417.92NmmTII=9.55106PII/nII=9.551065.014/140=399030.83 NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551064.521/32.5=1328478.46 Nmm六、传动零件的设计计算 连轴器的设计计算1、类型选择 为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱销连轴器。2、载荷计算 公称转矩T= TI=42417.92 Nmm=42.4Nm3、型号选择从GB43232002中查得LT4型弹性套柱销连轴器的公称转矩为63 Nm,许用最大转速为5700r/min,轴径为2028 mm之间,故合用。 蜗杆传动的设计计算1、选择蜗杆传动类型 根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。2、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。3、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。由教材P254式(1112),传动中心距(1)确定作用在蜗杆上的转矩按，估取效率=0.8,则= TI=42417.92Nmm(2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表115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=0.25从教材P253图1118中可查得=3.33。(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从教材P254表117查得蜗轮的基本许用应力=268。由教材P254应力循环次数寿命系数则(6)计算中心距(6)取中心距a=100mm,因i=10,故从教材P245表112中取模数m=4mm, 蜗轮分度圆直径=40mm这时=0.4从教材P253图1118中可查得接触系数=2.74因为,因此以上计算结果可用。4、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;分度圆导程角蜗杆轴向齿厚mm。(2) 蜗轮蜗轮齿数 ;变位系数mm;演算传动比,这时传动误差比为,是允许的。蜗轮分度圆直径mm蜗轮喉圆直径=164+24(1.5-0.5)=172mm蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径5、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从教材P255图1119中可查得齿形系数:螺旋角系数从教材P255知许用弯曲应力:从教材P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56。由教材P255寿命系数可见弯曲强度是满足的。6、验算效率已知=21.8;与相对滑动速度有关。从教材P264表1118中用插值法查得=0.0268, 代入式中得=0.93,大于原估计值,因此不用重算。7、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、蜗轮精度中选择8级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T100891988。然后由参考文献5P187查得蜗杆的齿厚公差为 =71m, 蜗轮的齿厚公差为 =140m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6m, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6m和3.2m。V=d1n1/601000=3.1440668.8/601000=1.4m/s七、轴的设计计算 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d115 (6.46/1440)1/3mm=18.9mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=18.9(1+5%)mm=19.85mm选d=22mm2、轴的结构设计 （1）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I段：直径d1=22mm 长度取L1=62mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.0822=1.76mm直径d2=d1+2h=22+21.7626mm,长度取L2=27 mmIII段：直径d3= d2+1=27+3=30mm 距该段左2mm有一宽为1.2mm，直径为28mm的弹性挡圈槽。初选用6006型深沟球轴承，其内径为30mm，宽度为13mm。初选用选用直径为30 mm的轴肩挡圈，宽度为1 mm。故III段长：L3=14mm段：直径d3=30mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.0830=2.4mmd4=d3+2h=30+22.4=34.8mm长度取L4=5mm段：直径d5=30mm 长度L5=90mm段：直径d6=48mm 长度L6=120mm段：直径d7=d5=30mm 长度L7=L5=90mm段：直径d8= d4=34.8mm 长度L8=L4=5mm段：直径d9= d3= 30mm和III段一样初选用选用直径为30 mm的轴肩挡圈，宽度为4 mm。选用6006型深沟球轴承，其内径为30mm，宽度为13mm。故段长L9=L3=17mm由上述轴各段长度可算得轴承支承跨距L=344mm（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=40mm求转矩：已知T2=42417.92Nmm求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得：=2T1/d1=242417.92/40=2120.9N=2T2/d2=2399030.83/164=4866.2 N求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得：Fr=tan=3586.4tan200=1771.2N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=172mmn 绘制轴的受力简图（如图a）n 绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=885.6NFAZ=FBZ=/2=1060.5N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：MC1=FAyL/2=885.6172=152.3Nmn 绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1060.5172=182.4Nmn 绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(152.32+182.42)1/2=237.6Nmn 绘制扭矩图（如图e）转矩：T= TI=42417.92Nmm=42.4Nmn 校核危险截面C的强度由教材P373式（15-5）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表15-1查得,因此,故安全。该轴强度足够。 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=103dA0(P2/n2)1/3=103(5.014/140)1/3=39.91mm取d=34mm2、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，右轴承和链轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度I段：直径d1=34mm 长度取L1=mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.0734=2.38mm直径d2=d1+2h=34+22.3838mm,长度取L2=30 mmIII段：直径d3= d2+1=38+2=40mm 由GB/T297-1994初选用30208型圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。选用直径为40mm，宽度为4mm的轴肩挡圈。此段长为30mm.段：直径d3=40mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.0840=3.2mmd4=d3+2h=40+23.247mm由教材P250表11-4知蜗轮宽度故取长度L4=36-3=33mm段：直径d5=47+0.074753mm 段：直径d6=45mm长度L6=7mm 段：直径d7= d3=40mm由GB/T297-1994初选用30208型圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。长度L7=L3 =19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=59mm（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=164mm求转矩：已知T2= TII=399030.83Nmm=399.03Nm求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=2399030.83/164=4866.2N求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=tan=4866.2tan20=1771.2N两轴承对称LA=LB=29.5mmn 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=1771.2/2=885.6NFAZ=FBZ=/2=4866.2/2=2433.1Nn 由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=885.629.5=26.1Nmn 截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=2433.129.5=71.8Nmn 计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（26.12+71.82）1/2=76.4Nmn 校核危险截面C的强度由式（15-5）由教材P373式（15-5）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,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。此轴强度足够八、链及链轮的选择1、选择链轮齿数取小链轮尺数=19,由前面计算知则大链轮齿数2、确定计算功率由教材P178表96查得,由教材P179图913查得,单排链,则由教材P178式(9-15)得计算功率为3、选择链条型号和齿距根据及查教材P176图9-11,可选24A-1。查教材P167表9-1得链条节距为P=38.1 mm。4、计算链节数和中心距初选中心距取1200mm由教材P180式916相应链节数为查得取链长节数=116节,此时查教材P180表9-7得到中心距计算系数=0.23758,则由教材P180式917得链传动的最大中心距。5、计算链速v,确定润滑方式由教材P172式91 m/s由v=1.7m/s和链号24A-1查教材P181图9-14可知采用油池润滑6、计算压轴力有效圆周力为链轮水平布置时的压轴力，则压轴力为。 九、滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：1636510=58400小时。1、计算输入轴轴承蜗杆轴采用一端固定一端游动的支撑方案，初选两轴承为深沟球轴承6006型查轴承手册可知其基本额定动载荷=16.2KN基本额定静载荷=8.30KN。(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:（2）求两轴承的计算轴向力对于6006型轴承,按教材P321表13-5初选e=0.22,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数,其值由的大小来确定,但现轴承轴向力未知,故先取e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a) 由教材P321表13-5进行插值计算,得。再计算两次计算的值相差不大，因此确定，；=5268.9N，=402.71N。(3)求轴承当量动载荷和因为由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =0.56, =1.04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。则由教材P320式(13-8a)(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)h故所选轴承满足寿命要求。2、计算输出轴轴承初选两轴承为30208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=63.0KN基本额定静载荷=74.0KN。(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:（2）求两轴承的计算轴向力和轴承当量动载荷和对于30208型轴承经查手册知其判断系数e=0.37,Y=1.6。按教材P322表13-7得按教材P322式(13-11a) 由教材P321表13-5分别进行查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为:对轴承1 =0.40, =0.9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。则由教材P320式(13-8a)得轴承当量动载荷:(3)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)h故所选轴承满足寿命要求。十、键连接的选择及校核计算1、连轴器与轴连接采用平键连接轴径d1=25mm，L1=62mm T1=42.4Nm查参考文献5P119选用A型平键，得：b=8 h=7 L=62即：键A862 GB/T1096-2003 根据教材P106式6-1得p(110120Mpa) ,故安全2、电机与连轴器连接采用平键连接轴径d3=28mm L3=62mm T=23.6Nm查参考文献5P119选用A型平键，得：b=8 h=7 L=62即：键862 GB/T1096-2003p(110120 Mpa) ,故安全3、输出轴与蜗轮连接用平键连接轴径d2=47mm L2=31mm T=222.4N.m查参考文献5P119选用A型平键，得：b=14 h=9 L=31即：键1431GB/T1096-2003根据教材P106（6-1）式得p (110120Mpa),故安全 十一、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度45%，长度60%；（4）角接触球轴承7006C的轴向游隙均为0.100.15mm，用润滑油润滑；圆锥滚子轴承30208轴向游隙均为0.100.15mm，用润滑油润滑；（5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；（6）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；（7）减速器外表面涂灰色油漆；（8）按减速器的实验规程进行试验。电动机型号：Y132M4 PI=6.396KWPII=5.014KWPIII=4.521KWTI=42417.92NmmTII=399030.83NmmTIII=1328478.46 Nmm=42417.92NmmK=1.21=160=3.33N取a=100=2.74因为,因此以上计算结果可用Pa=12.56mmda1=48mmdf1=30.4mmSa=6.28mmmmi=10.25d2=164da2=172mmdf2=101.6mmKFN=0.511V=1.4m/sd=22mmd1=22mmL1=62mmd2=26mmL2=27mmd3=30mmL3=14mmd4=34.8mmL1=6mmd5=30mmL5=44mmd6=48mmL6=62mmd7=d5=30mmL8=L4=6mmd9= d3= 30mmL9=13mm轴承支承跨距L=344mmT2=42417.92Nmmd1=40mm=4866.2 N=2120.9 NFr=1771.2NLA=LB=172mmFAY=FBY=885.6NFAZ=FBZ=1060.5NMC1 =152.3NmMC2 =182.4NmMC =237.6NmT=42.4Nm,故安全d=34mmd1=34mm L1=60mmd2=38mm L2=25 mmd3=40mm L3=30mmd4=47mm L4=33mmd5=53mm L5=6d6=45mm L6=7mmd7=40mm L7=19mmT2= 399.03Nm=4866.2NFr=1771.2NFAY=FBY =885.6NFAZ=FBZ=2433.1NMC1=26.1NmMC2=71.8NmMC =76.4Nmca =22.7Mpa-1=19=82m/s轴承预计寿命58400hFr1v=546.1NFr2v=1225.1N Fr1H=Fr2H=590.9NFr1=804.6NFr2=1830.5NFd1=177.01NFd2=402.7NFa2=402.71NFa1=5268.9NFd1=329.9NFd2=402.71NFa1=5268.9NFa2=402.71N=0.56, =1.04=1, =0P1=5930.2NP2=1830.5NLh=235951h预期寿命足够Fr1V=691.5NFr2V= 613.8NFr1H=Fr2H=2443.1NFr1=2529.5NFr2=2519.1NFd1=790.5NFd2=787.2NFa1=1969NFa2=787.2N=0.40,=0.9=1,=0P1=2783.9NP2=2771.0NLh=50192h轴承合格键A862 GB/T1096-2003 p=17.9Mpa键862GB/T1096-2003p=16.03Mpa键1431GB/T1096-2003p=119.5Mpa设计小结经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。 作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做这样的课程设计是十分有意义。在已度过的两年半大学生活里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去面对现实中的各种机械设计？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当属查阅了很多次设计书和指导书。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计书是十分必要的，同时也是必不可少的。我们做的是课程设计，而不是艺术家的设计。艺术家可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。记得我曾经设计了一个很“艺术化”的减速器箱盖吊钩，然后找老师询问，结果马上被老师否定了，因为这样的设计，理论上可用，实际上加工困难，增加产品成本。所以我们工程师搞设计不要认为自己是艺术家，除非是外形包装设计。 作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，虽然本次课程设计没有要求用 auto CAD制图，但我却在整个设计过程中都用到了它。用cad制图方便简洁，易修改，速度快，我的设计，大部分尺寸都是在cad上设计出来的，然后按这尺寸画在图纸上。这样，有了尺寸就能很好的控制图纸的布局。 另外，课堂上也有部分知识不太清楚，于是我又不得不边学边用，时刻巩固所学知识，这也是我作本次课程设计的第二大收获。整个设计我基本上还满意，由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。希望答辩时，老师多提些问题，由此我可用更好地了解到自己的不足，以便课后加以弥补。参考文献1 濮良贵、纪名刚机械设计（第八版）北京：高等教育出版社，20062 龚溎义、罗圣国机械设计课程设计指导书（第二版）北京：高等教育出版社，19903 吴宗泽、罗圣国机械设计课程设计手册（第二版）北京：高等教育出版社，19994 陈铁鸣新编机械设计课程设计图册北京：高等教育出版社，20035 金清肃机械设计课程设计武汉:华中科技大学出版社,2007.第 - 28 -页