《毕业设计（论文）蜗轮—蜗杆减速器的二级传动设计（全套图纸）.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业设计（论文）蜗轮—蜗杆减速器的二级传动设计（全套图纸）.doc（30页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、毕 业 设 计(论文)题 目 名 称 蜗轮蜗杆减速器的设计全套图纸，加153893706题 目 类 别 学 院（系） 专 业 班 级 学 生 姓 名 指 导 教 师 开题报告日期 蜗轮蜗杆减速器的设计摘要本次毕业设计是减速器的设计.包括：齿轮的设计，蜗轮蜗杆的设计，以及各轴的设计，轴承和联轴器的选择。设计中主要是进行以下几方面的工作：1、传动比的分配和计算；2、齿轮的设计和计算；3、蜗轮和蜗杆的设计和计算；4、传动的几何计算；5、传动的受力分析；6、强度计算；7、减速箱结构尺寸的设计；关键词：蜗轮蜗杆减速器,CAD引言毕业设计是机械设计制造及其自动化专业教学计划的一个重要组成部分，是各教学环节
2、的继续深化和检验，其实践性和综合性是其他教学环节所不能替代的，通过毕业设计使学生获得综合训练，对培养学生的实际工作能力具有十分重要的作用。毕业设计还是高等学校工科学院学生毕业前进行的全面综合训练，是培养学生综合运用所学知识与技能解决实际问题的教学环节，是学生在校获得的最后训练机会，也是对学生在校期间所获得知识的体验。这次设计的题目是：蜗轮蜗杆减速器。让学生对减速器的加工过程，以及经济型设计得到进一步的深入。一.减速器概述:减速器在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使用特点各不相同。
3、20世纪7080年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。通用减速器的发展趋势如下：1. 高水平、高性能。圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高4倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。2. 积木式组合设计。基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。3. 型式多样化，变型设计多。摆脱了传统的单一的底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。促使减速器水平提高的主要因素有：1. 理论知识的日趋完善，更接近实际（如齿轮强度计
4、算方法、修形技术、变形计算、优化设计方法、齿根圆滑过渡、新结构等）。2. 采用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平提高。3. 结构设计更合理。4. 加工精度提高到ISO56级。5. 轴承质量和寿命提高。6. 润滑油质量提高。自20世纪60年代以来，我国先后制订了JB113070圆柱齿轮减速器等一批通用减速器的标淮，除主机厂自制配套使用外，还形成了一批减速器专业生产厂。目前，全国生产减速器的企业有数百家，年产通用减速器25万台左右，对发展我国的机械产品作出了贡献。20世纪60年代的减速器大多是参照苏联20世纪4050年代的技术制造的，后来虽有所发展，但限于当时的设计、工
5、艺水平及装备条件，其总体水平与国际水平有较大差距。改革开放以来，我国引进一批先进加工装备，通过引进、消化、吸收国外先进技术和科研攻关，逐步掌握了各种高速和低速重载齿轮装置的设计制造技术。材料和热处理质量及齿轮加工精度均有较大提高，通用圆柱齿轮的制造精度可从JB17960的89级提高到GB1009588的6级，高速齿轮的制造精度可稳定在45级。部分减速器采用硬齿面后，体积和质量明显减小，承载能力、使用寿命、传动效率有了较大的提高，对节能和提高主机的总体水平起到很大的作用。我国自行设计制造的高速齿轮减（增）速器的功率已达42000kW ，齿轮圆周速度达150m/s以上。但是，我国大多数减速器的技术
6、水平还不高，老产品不可能立即被取代，新老产品并存过渡会经历一段较长的时间。减速器的种类繁多，按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器；按照传动级数不同可分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥圆柱齿轮减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。二.减速器的分类及性能齿轮减速器是把机械传动中的动力机（主动机）与工作机（从动机）联接起来，通过不同齿形和齿数的齿轮以不同级数传动，实现定传动比减速（或增速）的机械传动装置，减速时称减速器（增速时称为增速器）。本手册所包含的减速器均为齿轮减速器（含蜗杆减速器），简称减速器（不包括增速
7、器），并以已制定为行业标准（或国家标准）的标准减速器为主。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。1.减速器分类减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种，其分类见表（不包括未制定为行（国）标的减速器）。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。三.减速器的设
8、计程序1. 设计的原始资料和数据。1) 原动机的类型、规格、转速、功率（或转矩）、启动特性、短时过载能力、转动惯量等。2) 工作机械的类型、规格、用途、转速、功率（或转矩）。工作制度：恒定载荷或变载荷，变载荷的载荷图；启、制动与短时过载转矩，启动频率；冲击和振动程度；旋转方向等3) 原动机作机与减速器的联接方式，轴伸是否有径向力及轴向力。4) 安装型式（减速器与原动机、工作机的相对位置、立式、卧式）。5) 传动比及其允许误差。6) 对尺寸及重量的要求。7) 对使用寿命、安全程度和可靠性的要求。8) 环境温度、灰尘浓度、气流速度和酸碱度等环境条件；润滑与冷却条件（是否有循环水、润滑站）以及对振动
9、、噪声的限制。9) 对操作、控制的要求。10) 材料、毛坯、标准件来源和库存情况。11) 制造厂的制造能力。12) 对批量、成本和价格的要求。13) 交货期限。14) 上述前四条是必备条件，其他方面可按常规设计，例如设计寿命一般为7年。用于重要场合时，可靠性应较高等。2. 选定减速器的类型和安装型式。3. 初定各项工艺方法及参数。选定性能水平，初定齿轮及主要机件的材料、热处理工艺、精加工方法、润滑方式及润滑油品。4. 确定传动级数。按总传动比，确定传动的级数和各级的传动比。5. 初定几何参数。初算齿轮传动中心距（或节圆直径）、模数及其他几何参数。6. 整体方案设计。确定减速器的结构、轴的尺寸、
10、跨距及轴承型号等。7. 校核。校核齿轮、轴、键等负载件的强度，计算轴承寿命。8. 润滑冷却计算。9. 确定减速器的附件。10. 确定齿轮渗碳深度。必要时还要进行齿形及齿向修形量等工艺数据的计算。11. 绘制施工图。在设计中应贯彻国家和行业的有关标准。 第一章减速器的设计1.1蜗轮蜗杆设计 已知输入功率P=7.275KW,蜗杆转速n=1440r/min，传动比I=20,设寿命为Lh=10000小时1选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI） 2选择材料 考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢，希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋面要求淬火
11、，碎度为45-55HRC，蜗轮用铸锡磷青铜ZcuSn10P1,金属模铸造，为了节约贵重有色金属，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，再校核齿根弯曲强度。传动中心距a3.1确定作用在蜗轮上的转矩 T=771.958N.m3.2确定载荷系数 因工作时载荷较稳定，故取载荷系数K=1，查濮P250表11-5，选取使用系数KA=1.2，由于转速不高，可取动载系数KV=1.05,则K=KAKKV=1.211.05=1.263.3确定弹性影响系数ZE 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160mP
12、a1/2, 3.4确定接触系数Z 先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距的比值=0.35,从濮P250图11-18中查得Z=2.9 3.5确定许用接触应力H 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，可以从濮P251表11-7中查得蜗轮的基本许用应力=268MPa,应力循环次数N=60jn2Lh=60110000=4.32107，寿命系数KHN=0.8328,则许用接触应力H= KHN=0.852268=228.336MPa 3.6计算中心距 amm=158.9585mm,取中心距a=180mm,查濮P243表11-2，取模数m=6.3mm,蜗杆分度圆直
13、径d1=63mm，这时=0.35,查濮P250图11-18，得Z=2.9,因为Z= Z，因此上述结果可用。4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 由濮P245表11-3得 轴向齿距Pa=m=3.14156.3=19.79145mm 齿顶圆直径da1=d1+2ha1=d1+2ha*m=75.6 齿根圆直径df1= d1-2(ham*+c)=47.88 直径系数q=10 分度圆导程角=111836 蜗杆轴向齿厚Sa=m=9.895725mm 蜗杆齿宽b1(11+0.06Z2) m+25,取b1=120mm 蜗轮齿数Z2=41, 变位系数X2=-0.1032 验算传动比i=20.5, 这时传动比误差为10
14、0%=2.5%是允许的。 蜗轮分度圆直径d2=mZ2=6.341=258.3mm蜗轮喉圆直径da2= d2+2ha2=258.3+26.3=270.9mm蜗轮齿根圆直径df2= d2-2hf2=258.3-21.26.3=243.18mm 蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-0.5da2=180-0.5270.9=44.55mm蜗轮宽度B0.75da1=0.7575.6=56.7,取B=52mm 5 校核齿根弯曲疲劳强度 F=YFa2YF 当量齿数Zv2=43.48 根据X2=0.1032, Zv2=43.48,查濮P253图11-19, 可得齿形系数为YFa2=2.52 螺旋角系数Y=1-=0.91
15、92,许用弯曲应力F= FKFN，由濮P252，表11-8中查得由ZcuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F=56Mpa,寿命系数KFN =0.65808, F=560.65808=36.85Mpa, F=2.520.9192=17.751Mpa,弯曲强度是满足的。 6 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/T10089-1988中可以选取圆柱蜗杆，蜗轮精度为8级精度，侧隙种类为f,标注为8f 。1.2齿轮设计 在传动装置运动和动力参数的计算中已得出：小齿轮转速n1=72r/min,输入功率P1=5.82KW,假设工作寿命跟蜗轮，蜗
16、杆一样，为10000小时，由此可以对齿轮进行设计。1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1.1按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 1.2由于速度不高，故选用7级精度 1.3材料选择，根据濮P189表10-1选择小齿轮材料为40Cr,调质，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢，调质，硬度为249HBS。 1.4传动比为2.4，选小齿轮齿数Z1=35，大齿轮齿数Z2=2.4Z1=2.435=842.按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算 2.1确定公式内的各计算数值 a.试选载荷系数Kt=1.3 b.小齿轮传递的转矩T1=771 .958N.m c.查江耕华所编机械传动设计手册，选取齿宽系
17、数d =1，弹性影响系数ZE= d.按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa,大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=550MPa e计算应力循环次数 N1=60n1jLh=6072110000=4.32107 N2=1.8107 f.查濮P203图10-19得接触疲劳寿命系数KHN1=095，KHN2=0.98 g.计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%，安全系数S=1 H1=570MPa H2=539Mpa 2.2计算 a.试算小齿轮分度圆直径d1t,代入H1=H2=539Mpa d1t2.32=2.32=130.085mm b.计算圆周速度V，V=0.49m/s c.
18、计算齿宽b,b=dd1t=130.085mmd.计算齿宽与齿高之比b/h 模数mt=3.7167,齿高h=2.25mt=2.253.7167=8.36, =15.555e.计算载荷系数 根据V=0.49m/s，7级精度，查濮P192图10-8得动载系数Kv=1.01,假设100N/mm,查濮P193表10-3得KH=KF=1.2,查濮P190表10-2得使用系数KA=1.25, 查濮P194表10-4得KH=1.12+0.18(1+0.6d2)+0.2310-3b =1.12+0.18(1+0.6)+0.2310-3102=1.432 由b/h=15.555, KH=1.432,查濮P195表
19、10-13得KF=1.45,故载荷系数K= KAKvKHKH=1.251.011.21.432=2.16948f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1= d1t=130.085=152.747mm g.计算模数,m=4.7575 2.3按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式m 2.3.1确定公式内的各计算数值 a.查濮P204图10-20（c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa, 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa b.查濮P202图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.93,KFN2=0.95c.计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.5 F1=3
20、10MPa F2=240.67MPa d.计算载荷系数K，K=KAKVKFKF=1.251.011.21.45=2.19675 f.查取齿形系数，查濮P197表10-5得YFa1=2.45,YFa2=2.21,Ysa1=1.65,Ysa2=1.705g.计算大，小齿轮的,并加以比较。 =0.013040322 =0.0156565 大齿轮的数值大。 2.3.2设计计算： m=3.512 对比以上计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得
21、的模数，并圆整为标准值m=38.186,取Z1=39，大齿轮Z2=392.4=93.6，取Z2=94，这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度。 2.4几何尺寸计算：2.4.1计算分度圆直径 d1=Z1m=394=156mm d2=Z2m=944=376mm 2.4.2计算中心距: a=266mm 2.4.3计算齿轮宽: b=dd=1156=156mm,取B1=160mm，B2=156mm 2.5验算 Ft=6469.8N, =79.3N/mm1.220齿轮（蜗轮轮毂）端面与内机壁距离220机盖.机座肋厚m1,mm10.851,m0.85m1=12,m=14轴承
22、端盖外径D2D+(55.5) d3轴承端盖凸缘厚度t(11.2) d312轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近毕业设计感想 两个月的毕业设计转眼间就到了扫尾阶段，在这两个月的设计学习过程中，我取得了长足的进步。我的毕业设计的课题是烘干机的设计，这是一个我以前所没有接触的。我对它来说完全是一个陌生者，经过指导老师的帮助和对参考资料的拜读，我已经对烘干机有了一定的了解。机械自动化作为工业发展的一个方向，它有着广阔的市场，属于实际需要去研制的一种项目。烘干机对设计的要求较高。通过这次设计，提高了我分析和解决问题的能力，扩宽和深化了学过的知识，掌握了设计的一般程序规范和方法，培养了我们正确使用机身材料、国家标
23、准、图册等工具书的能力。毕业设计是对未来工作的一种模拟。通过这次设计，我对未来所从事的工作充满了信心！参考文献. 汪恺等编著.机械设计标准应用手册.北京：机械工业出版社,1999. 江耕华等编著.机械传动设计手册. 北京：煤炭工业出版社,1990. 贾耀卿编著.机械零件手册. 北京：中国标准出版社,1995. 王万钧主编.实用机械设计手册. 北京：中国农业出版社,1985大先主编.机械设计手册. 北京：化学工业出版社,1993. 濮良贵主编.机械设计. 北京：高等教育出版社,20017. 孙桓主编.机械原理. 北京：高等教育出版社,2001. 朱辉主编.画法几何及工程制图.上海：上海科学技术出版社，1998
