涡轮蜗杆减速器课程设计(我的)(DOC)

1《机械设计基础》课程设计说明书一机械课程设计任务书---------------------3二传动方案的拟定与分析-------------------3三电动机的选择---------------------------4四传动装置动力和运动参数----------------5五蜗轮蜗杆的设计-------------------------6六轴的设计-------------------------------10七滚动轴承的确定和验算-------------------17八键的选择及校核-------------------------19九联轴器的选择及校核---------------------20十润滑与密封的设计-----------------------212十一其他技术说明---------------------------21十二设计小结-------------------------------22十三参考文献-------------------------------22一、机械课程设计任务书题目：设计用于带式输送机的蜗杆减速器（上置）设计数据：运输带工作压力F=2800N运输带工作速度v=1.00m/s3卷筒直径D=420mm工作条件：连续单向运转，工作时有轻微冲击，灰尘较少；运输带速度允许误差±5%；1班制工作，3年大修，使用期10年。加工条件:小批量生产，中等规模机械厂，可加工7~8级齿轮。设计工作量：1.减速器装配图一张(AO或A1图纸)；2.零件图1~3张；3.设计说明书1份.二、传动方案的拟定与分析采用一级蜗轮蜗杆减速器，优点是传动比较大，结构紧凑，传动平稳，噪音小，适合于繁重及恶劣条件下长期工作。缺点是效率低，发热量较大，不适合于传递大功率。三、电动机的选择3.1选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。3.2选择电动机的容量（1）传动装置的总效率：滚筒蜗轮蜗杆轴承总联轴器32=0.992×0.983×0.8×0.96=0.71（2）电机所需的功率：电动机输出功率：awPdPkw工作机所需的功率：kwFVPw1000=2.8kw所以aFVdP1000kw=3.941kw因载荷轻微振动，电动机dedPP即可，故kwPed4总=0.71wP=2.8kwdP=3.941kwedP=4kw43.3确定电动机的转速由已知可以计算出卷筒的转速为Nw=60*1000v/πD=45.47r/min按《机械设计课程设计指导书》P18表2-4推荐的传动比合理范围，取蜗轮蜗杆减速器传动比范围i减速器=10～40故可推算出电动机的转速的可选范围为：nd1=（10～40）×45.47=454.7～1818.8r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格以及传动比，选定电动机的型号是Y-132M1-6。其主要性能：额定功率4KW；满载转速960r/min；额定转矩2.0。3.4确定总的传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机的主轴的转速n，可得传动装置的总的传动比是：i=nm/n=960/45.47=21.11i在14—27范围内可以选用双头闭式传动。四、计算传动装置运动和动力参数4.1计算各轴的转速n1为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速。n2为蜗轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工作主轴的转速。n1=960r/minn2=45.47r/min4.2计算各轴的输入功率P为电动机的功率P=4kwP1为蜗杆轴的功率wn=45.47r/min电动机型号为Y132M1-6i总=21.111n=960r/min2n=45.47r/minP0=4KWP1=3.96KWP2=3.10KW5P1=P×0.99=3.96kwP2为蜗轮轴的功率P2=3.96×0.98×0.8=3.10kwP3为卷筒的功率P3=3.10×0.99×0.98=3.01kw4.3计算各轴的转矩T为电动机轴上的转矩T=P/n×9550=4/960×9550=39.79N·mT1为蜗杆轴上的转矩T1=P1/n1×9550=39.39N·mT2为蜗轮轴上的转矩T2=P2/n2×9550=651.98N·mT3为卷筒上的转矩T3=P3/n3×9550=632.55N*m轴名输入功率P/KW输入转矩T/(N*m)转速n(r/min)传动比i效率电动机轴0439.79960蜗杆轴13.9639.3996010.99蜗轮轴23.10651.9845.4721.110.784滚筒轴33.01632.5545.4710.97五、传动零件的设计计算5.1选择蜗杆的传动类型根据GB10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）5.2选择材料根据蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢调制处理，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋面要求淬火，硬度为45～55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸P3=3.01KWT0=39.79N·mT1=39.39N·mT2=651.98N·mT3=632.55N·m6造。为了节约贵重的青铜等非铁金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。5.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根的弯曲疲劳强度。由课本式（6-13），传动中心距322HEKaZZT（1）确定蜗轮上的转矩2T按Z1’=2,估取效率=0.8，则T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×3.96×21/960=661820N·mm（2）确定载荷系数K由于工作载荷较稳定，所以选定齿向载荷分布系数Kβ=1，(课本表6-8)选定使用系数KA=1.15，由于转速不高，冲击不大，取动载系数Kν=1载荷系数AK=1*1.15*1=1.15（3）确定弹性影响系数EZ选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，取ZE=16012MP（4）确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径和传动中心比1d/a=0.35由课本图6-11中查的Zρ=2.9（5）确定许用接触应力[H]蜗轮材料为铸锡磷青铜，砂模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，由课本表6-10查的许用应力[]H=268Mpa应力循环次数N=60*1*960/21*8*300*10=6.58×107T2=661820N·mmK=1.15EZ=16012MPZ=2.9[]H=268MpaN=6.58×107HNK=0.797寿命系数：7810HNKN=0.79则[]H=HNK[]H=0.79x268=211.72Mpa（6）计算中心距322HEKaZZT=154mm取中心距a=200mm,因i=21.11,Z1=2由课本表6-2中取m=8mm,蜗杆分度圆的直径d1=80mmd1/a=0.4,由图6-11查的接触系数Zρ1=2.74,因Zρ1Zρ,因此以上计算结果可用。5.4计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸⑴蜗杆分度圆直径1d=mq=80mm轴向齿距133.258mPamm直径系数10q齿顶圆直径mmhddaa9682802111齿根圆直径df1=1d-2m(ha*+ca*)=80-2×8（1+0.2）=60.8mm分度圆导程角=11º18´36´´蜗杆轴向齿厚mmmsa56.122⑵蜗轮蜗轮齿数2Z=41，变位系数2x=-0.5验算传动比i=20.5这时传动比误差为Δi=(21.11-20.5)/18.28=3.07%＜5%符合要求[]H=211.72Mpa1d=80mmap=25.133mm10q1ad96mm1fd60.8mmγ=11°18´36as12.56mmZ2=41X2=-0.5i=20.5d2=328mm8蜗轮分度圆直径d2=mZ2=8×41=328mm蜗轮齿顶圆直径da2=d2+2m*h*a=344mm蜗轮齿根圆直径df2=d2-2m*(h*a-x2+c*)=300.8mm5.5校核齿根弯曲疲劳强度FFFYYmddKTa221253.1当量齿数Zv2=Z2/COS³=43.48根据变位系数2x=-0.5，Zv2=43.48从书图6-12查得齿形系数为2aFY=2.87螺旋角系数Y=1-11.31º/120º=0.90575许用弯曲应力FN=FNFKZCuSn10P1铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为F′=56Mpa。寿命系数为6910=FHKN=0.625[бF]=FNFK=56*0.625=35.169MpaYYmddKTaFF221253.1=14.42Mpa[бF]由此可见弯曲强度是可以满足的。5.6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GB10089-1988圆柱蜗杆、蜗杆精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8fGB10089-1988。蜗杆的齿厚公差Ts1=71μm，蜗轮的齿厚公差为Ts2=130μm，蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6μm，蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μm、3.2μm。5.7验算效率ηda2=344mmdf2=300.8mm2vZ43.480.90575=FHK0.625[]F=35.169MpaF=14.42MpaF[]F符合9η1=（0.95--0.96)tan/tan（+ρv）已知=11°18´36=11.31°，V=arctanvf；vf与相对滑动速度Vs有关，滑动速度Vs=πd1n1/(60*1000*COS)=4.09m/s查课本表6-13得vf=0.024，V=1°22´=1.3667°带入公式中1=0.84120.8因此不用重算。5.8蜗杆传动的热平衡核算蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。散热总面积S=1.906m2箱体工作温度t1=01n)-11000tSPd（60.2°C80°C符合要求、六、轴的设计及计算输出轴的设计---蜗轮轴1、按扭矩初算轴径（1）、轴的材料的选择，确定许用应力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。选用45号钢，正火处理[σb]=600MPa[σb]‐1=55MPasV4.09m/s=0.0.8412T1=60.2°C80°C符合要求45号钢[σb]=600MPa10（2）、按扭转强度，初步估计轴的最小直径d≥mmnpA94.4447.4510.31103322轴伸部位安装联轴器，由于轴的转速较低，传递转矩较大，因此采用无弹性元件的挠性联轴器。2caATKT=1.5×651.98=977.97N•m考虑到轴头有一键槽，故将轴径增大5%。即d=44.94×1.05=47.2mm查看GB5843-2003选取凸缘联轴器GY7标准孔径d=48mm。2、轴的结构设计（1）、径向尺寸的确定从轴段d1=48mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07~0.1）d范围内，h≥（0.07~0.1）d1=（3.36~4.8）mm。应取d2=56mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=60mm，查《机械零件设计手册》选定轴承型号为7012C，d4与蜗轮孔径相配合且便于蜗轮安装。按标准直径系列，取d4=64mm；d5起蜗轮轴向固定作用，由h=（0.07~0.1）d4=（0.07~0.1）×64=4.48～6.4mm，取h=5mm，d5=74mm；d7与轴承配合，取d7=d3=60mm；d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d6=67mm。（2）、轴向尺寸的确定与联轴器相配合的轴段长度，L1=112mm。对蜗