机械设计课程设计蜗轮蜗杆传动.docx

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1、机械设计课程设计蜗轮蜗杆传动目 录 第一章 总论 . - 2 - 一、机械设计课程设计的内容 . - 2 - 二、设计任务 . - 2 - 三、设计要求 . - 3 - 第二章 机械传动装置总体设计 . - 3 - 一、电动机的选择 . - 3 - 二、传动比及其分配 . - 4 - 三、校核转速 . - 4 - 四、传动装置各参数的计算 . - 5 - 第三章 传动零件蜗杆蜗轮传动的设计计算 . - 5 - 一、蜗轮蜗杆材料及类型选择 . - 5 - 二、设计计算 . - 5 - 第四章 轴的结构设计及计算 . - 10 - 一、安装蜗轮的轴设计计算 . - 10 - 二、蜗杆轴设计计算 .

2、 - 14 - 第五章 滚动轴承计算 . - 17 - 一、安装蜗轮的轴的轴承计算 . - 17 - 二、蜗杆轴轴承的校核 . - 17 - 第六章 键的选择计算 . - 18 - 第七章 联轴器 . - 19 - 第八章 润滑及密封说明 . - 19 - 第九章 拆装和调整的说明 . - 19 - 第十章 减速箱体的附件说明 . - 20 - 课程设计小结 . - 21 - 参考文献 . - 22 - - 1 - 第一章 总论 一、机械设计课程设计的内容 机械设计课程设计包括以下内容： 1.传动方案的分析与选择； 2.电动机的选择与运动参数的计算； 3.传动件设计； 4.轴的设计； 5.轴承

3、及其组合部件设计； 6.键和联轴器的选择及其校核； 7.箱体，润滑机器和附件设计； 8.装配图的设计及绘制； 9.零件图的设计及绘制； 10.编写设计说明书。 二、设计任务 1、设计题目 设计用于带速传输机的传动装置。 2、工作原理及已知条件 工作原理:工作传动装置如下图所示：1-电动机 2、4-联轴器 3-一级蜗轮蜗杆减速器 5-传动滚筒 6-输送带 - 2 - 3、设计数据：运输带工作拉力F=3200N 运输带工作速度v=0.85m/s 卷筒直径D=410mm 工作条件：运输机使用期5年、两班制工作、单向运转、工作平稳、运输带速度允许误差 5%、减速器由一般规模厂中小批量生产。 4、传动装

4、置方案：蜗轮蜗杆传动 三、设计要求 1、设计说明书 1份 2、减速器装配图草图 1张 3、减速器装配图 1张 4、任一轴零件图 1张 5、任一齿轮零件图 1张 第二章 机械传动装置总体设计 机械传动装置总体设计的主要任务是分析研究和拟定传动方案、电动机的选择、传动比的分配及计算、传动装置的运动参数及动力参数计算，为后续的传动设计和装配图绘制提供依据。 一、电动机的选择 根据工作机的负荷、特性和工作环境，选择电动机的类型、结构形式和转速，计算电动机功率，最后确定电动机型号。 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 工作机各传

5、动部件的传动效率及总效率 其中弹性联轴器的传动效率h1=0.99； 单线蜗杆与蜗轮的传动效率h2=0.75； 运输机驱动轴一对滚动轴承的效率 h3=0.99； 凸缘联轴器的传动效率h=0.99 4 - 3 - 所以减速机构的总效率 h=hhhh12324=0.990.750.9920.99=0.7203 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。 带式运输机所需的功率: Pw=Fv1000 hw=32000.8510001

6、=2.72kW； 初步估计电动机额定功率P： 所需电机输出的功率Pd= Pw / h=2.72/0.72=3.78kW； 查机械设计课程设计表2.1，选取Y112M-4电动机,主要参数如下： 额定功率P=4kw 满载转速nm=1440 r/min 电机轴伸出端直径：28mm 伸出端安装长度：60mm 二、传动比及其分配 1、查机械设计书中得各级齿轮传动比如下：i蜗杆=582； 理论总传动比：i总=i蜗杆=582； 601000v6010000.85=39.62r/min； pDp410根据初选电机转速nm=1440 r/min，计算总传动比运输机驱动滚筒转速nw=i=nm/nw=1440/39

7、.62=36.35。 由工作原理图可知该传动装置为蜗轮蜗杆单级传动，即总传动比就等于蜗轮蜗杆传动比。 2、查机械设计表11-1，取蜗杆头数z1=1,蜗轮齿数z2=36，则实际总传动比i=z2=36。 z1三、校核转速 滚筒的实际转速nw= nm/i =1440/36=40。 转速误差nw= nw-nw39.62-40=0.97%5%，符合要求。 nw39.62 - 4 - 四、传动装置各参数的计算 1、各轴功率计算 蜗杆输入功率：P1=Ph=40.99=3.96kW 1蜗轮输出功率：P2= P1h2= Ph1h2=2.97kW 滚筒轴的传递功率：P3= P2h1h3=2.970.990.99=

8、2.91kW 2、各轴转速计算 由于蜗杆是通过联轴器与电机伸出轴连接在一起，故蜗杆转速等于电机转速即n1=nm=1440 r/min； 涡轮轴的转速n2=n1/i=1440/36=40 r/min; 滚筒轴转速n3=n2=40 r/min。 3、各轴转矩计算 蜗杆传递的转矩T1=9550P1/n1=26.26 Nm 蜗轮轴传递的转矩T2=9550P2/n2=709.09 Nm 滚筒轴传递的转矩T3=9550P3/n3=694.76 Nm 第三章 传动零件蜗杆蜗轮传动的设计计算 传动装置中传动零件的参数、尺寸和结构，对其他零部、件的设计起决定性的作用，因此，应首先设计计算传动零件。当减速器有传动

9、件时，应先设计减速器外的传动零件。 一、蜗轮蜗杆材料及类型选择 1、选择蜗杆传动类型 根据GB/T10085-1988的推荐，选用渐开线蜗杆(ZI)。 2、选择材料 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,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁制造。 二、设计计算 1、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 - 5 - 根弯曲疲劳强度。由机械设计根据式子：m2dKT2(确定载荷系数 4802) z2sH因工作是有

10、轻微振动，故取载荷分布不均匀系数Kb=1，由机械设计表11-5选取使用系数KA=1，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数KV=1.1，则 K=KbKAKV=11.0511.1 确定弹性影响系数ZE 因为选用的是锡磷青铜的蜗轮和45刚蜗杆相配，故ZE=160MPa 确定许用接触应力sH 根据蜗轮材料为锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从机械设计表11-7查得蜗轮的基本许用应力sH =268 MPa。 应力循环次数N=60jn2Lh=60140=7.008107，寿命系数 7100.784 ，则=KHN=8K=H=0.784268=210.1 MPa ssHHN77.00

11、810计算m2d 由于z2=36，T2=709.09 Nm=709.09103 Nmm，故 m2dKT2(48024802)=3144.33 mm3 )=1.1709.09103(36210z2sH因z1=1，故从机械设计表11-2中查取模数m=6.3 mm,蜗杆分度圆直径d1=112mm。 2、蜗杆与蜗轮主要参数与几何尺寸 (1)中心距 a= (2)蜗杆： 轴向齿距Pa=m=3.146.3=19.78 mm； 直径系数q=d1+d2112+6.336=169.4 22d1=17.78； m- 6 - 齿顶圆直径da1=d1+2ha1=d1+2ha*m=112+216.3=124.6 mm；

12、齿根圆直径df1=d1-2hf1=d1-2(ha*m+c)=112-2=47.88mm； 分度圆导程角g=arctan(3)蜗轮： 蜗轮齿数：z2=36； 变位系数x2=0； 螺旋角：b=g=30.96 蜗轮分度圆直径：d2=mz2=226.8 mm； 蜗轮喉圆直径：da2=d2+2ha2=239.4 mm； 蜗轮齿根圆直径：df2=d2+2hf2=211 mm； 11蜗轮咽喉母圆半径：rg2=a-da2=169.4-239.4=49.7 mm； 22z11=3.22；轴向齿厚sa=m=9.89 mm。 2q蜗轮轮缘宽度：B=(0.670.7)da1=(83.4887.22)mm,取B=85

13、mm。 3、校核齿根弯曲疲劳强度 sF=1.53KT2YFa2YbsF d1d2mcosgz236=36.173 =33cosg(cos3.22)当量齿数zv=根据x2=0，zv=36.173，从机械设计图11-17中可查得齿形系数YFa2=2.44 螺旋系数Yb=1-g140=1-/3.22=0.977 140许用弯曲应力 sF=sFKFN 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力sF=56 MPa /寿命系数 KFN/661010=9=9=0.624 7N7.00810sF=sFKFN=560.624=34.92 MPa - 7 - 所以sF=1.531.1709

14、0901.53KT22.440.977=17.78MPa56 MPa YFa2Yb=112226.86.3d1d2mn即sFsF,弯曲强度校核满足要求。 4、验算效率h h=(0.950.96)tang tan(g+jv)已知g=3.22，jv=arctanfv，fv与相对滑移速度vs有关， vs=pd1n1601000cosg=p1121440601000cos3.22=8.45 m/s 从机械设计表11-18中用插值法查得fv=0.0175，jv=1代入上式得 h=(0.950.96)tang(0.72390.732)大于原估计值h=0.7203，因此tan(g+jv)不用重算,且进一步验

15、证了电机选择的合理性。 5、精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所涉及的蜗杆传动是动力传动，属于机械减速器。从GB/10089-1988中，蜗轮圆周速度vs=n2d2/60=0.47 m/se aB=0.29292000 h 60n3PA60404463.5e因此选用该轴承没问题。 二、蜗杆轴轴承的校核 设计轴时，两端均初选轴承30307，e=0.31，Y=1.9 径向力： - 17 - 2222 FrA=FH1+Fv1=3327 N FrB=FH2+Fv2=3327 N 派生力： FdB=FrBF=875.53 N FdA=rA=875.53 N 2Y2Y轴向力：FaA=FdB+Fa1=7

16、110.5 N FaB=FdB=875.53 N 当量载荷：由于FaBFaA=0.37e，所以X=0.4，Y=1.9 FrBFrA由于为一般载荷，则fp=1.2，故当量载荷为： PA=fp(XFrA+YFaA)=17808.9 N 而Cr=75.2 kN，故轴承寿命 106Cr1067520010/3 Lp=1405.6103 h292000 h 60n1PA60144017808.9e因此选用该轴承也没问题。 第六章 键的选择计算 对于键连接，首先选择键的类型，决定键和键槽的剖面尺寸，然后校核键连接的强度。在设计轴时已初选轴承为滚子轴承，现只需计算校核。 1、输入轴与电动机轴采用平键连接 根

17、据轴径d1=28mm，l1=58，可选用A型平键，由机械设计表6-1得：bhL=8744，即：键744GB/T1096-2003。 键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查的许用应力p=100120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度：l=L-b=44-8=32mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=3.5mm，则 p=2T1103kld=15.63 MPap 所以此键强度符合设计要求 2、输出轴与联轴器连接采用平键连接 根据轴径d1=50mm，l1=82，可选用A型平键，得：bhL=14970即：键970GB/T1096-2003。 键、轴和联轴器的材料都是钢，键的工作长度：l=L-b

18、=70-14=56mm，键与- 18 - 联轴器接触高度k=0.5h=4.5，则： p=2T2103kld=96.25 MPap 所以此键强度符合设计要求。 3、输出轴与蜗轮连接用平键连接 根据轴径d4=65，l4=81，可选用A型平键，得：bhL=181160，即：键1160GB/T1096-2003，键、轴和联轴器的材料都是钢，键的工作长度：l=L-b=60-18=42mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=5.5，则： p=2T2103kld=94.45 MPap 所以此键强度符合设计要求。 第七章 联轴器 常用的联轴器已经标准化或规范化，在机械设计中，主要是根据使用条件及所传递扭矩大小来选择其类型和尺寸。 在轴的设计当中，已经选择了联轴器，输出轴选用HL4型弹性联轴器，d=50mm，l=80mm；输入轴上的联轴器选用YL5型凸缘联轴器，d=28mm，l=62mm。 第八章 润滑及密封说明 因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。 在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。