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类型机械设计课程设计(单级蜗杆减速器).doc

  • 上传人:jmydc
  • 文档编号:5286516
  • 上传时间:2019-02-18
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    1、1机械设计基础课件设计说 明 书设计题目:一级蜗杆减速器肇庆学院目 录1、机械设计课程设计任务书 -(2)2、机构运动简图-(4)3、运动学与动力学计算 -(5)24、传动零件设计计算-(8)5、轴的设计计算及校核-(12)6、箱体的设计 -(16)7、键等相关标准的选择-(17)8、减速器结构与润滑的概要说明-(18)9、设计小结-(19)10、参考资料-(20)1. 机械设计课程设计任务书3课题名称 一级蜗杆减速器设计起止时间2012 年 12 月 02 日2012 年 12 月 25 日课题类型 工程设计 课题性质 真实一、原始数据已知条件 输送带拉力F/(N)输送带速度V/(m/s)滚

    2、筒直径D(mm)数据 2200 0.9 320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%二、基本要求1、完成装配图一张、零件图两张(齿轮、轴各一)2、编写设计说明书一份(按毕业设计论文格式打印)3、装配图手工绘制,零件图 CAD 绘制2.机构运动简图4 电 动 机联 轴 器蜗 杆 减 速 器 联 轴 器滚 筒 输 送 带3.运动学与动力学计算3.1 电动机的选择计算3.1.1 选择电动机3.1.1.1 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型三相异步电动机。3.1.1.2 选择电动机容

    3、量电动机输出功率: kwawPd工作机所需的功率: kFV10所以 kwad由电动机至工作机之间的总效率:其中 分别为联轴器,轴承,蜗杆,齿轮,链1234565和卷筒的传动效率。查表可知 =0.99(弹性联轴器) =0.98(滚动轴承) (一对)12=0.73 单头蜗杆) =0.96(卷筒) 。 34所以: 5.096.0.7398.04 xxap= 128./min.mwnir3.1.1.3 确定电动机转速卷筒轴的工作转速为 rmin60*160*1.94.135VnwD根据机械设计基础中查的蜗杆的传动比在一般的动力传动中;i=60600,电动机的转速的范围因为N=(2080)*n=(208

    4、0)x49.1=9823928r/min在这个范围内的电动机的同步转速有 1000r/min 和1500r/min,2800r/min.三种传动比方案,综合考虑电动机和传动装置的情况来确定最后的转速,为降低电动机的重量和成本,可以选择同步转速 1500r/min。根据同步转速查表 10-100 确定电动机的型号为 Y90L1-4。3.1.2 计算总传动比和各级传动比的分配3.1.2.1 计算总传动比:140528.3.mani3.1.2.2 各级传动比的分配 由于为蜗杆传动,传动比都集中在蜗杆上,其他不分配传动比。3.1.3 计算传动装置的运动和动力参数3.1.3.1 蜗杆蜗轮的转速:蜗杆转速

    5、和电动机的额定转速相同蜗轮转速: min/67.3.2140rn滚筒的转速和蜗轮的转速相同3.1.3.2 功率蜗杆的功率:p=3.57*0.99=3.534KW蜗轮的功率:p=3.534*0. 8*0.99=2.799kW滚筒的功率:p=2.799*0.97*0.98=2.661kW6.转矩 mNnpTmd .0124157.390*950mNiTd .7.239.0*1.01 iT .75498.*.32*7.1212 mNi .3.0.1.542323将所计算的结果列表:参数电动机 蜗杆 蜗轮 滚筒转速 r/min 1420 1420 63.67 63.67功率 P/kw 3.57 3.5

    6、34 2.799 2.6617转矩 N.m 24.01 23.77 514.27 493.85传动比 i 22.3效率 0.99 0.79 0.904.传动零件的设计计算4.1 蜗杆蜗轮设计计算计算项目 计算内容 计算结果4.1.1 选择材料4.1.2 确定许用压力时蜗轮710LN材料的许用接触 F当 时蜗轮610LN材料的许用弯曲应力 F初步估计 Vs 的值滑动系数影响系数 Zvs应力循环的次数 LN接触强度寿命系数 Zn 弯曲强度寿命系数 Yn 许用接触应力 H蜗杆 选 40Gr,表面淬火 4555HRC;由表 8-7 查得,蜗轮边缘选择 ZCuSn10P1。金属模铸造查表 8-7 得许用

    7、压力为 查表 8-72/20mNH2/70mNF查图 8-13 得 Vs3/s,查图 8-14 得 Zvs=0.93(浸油润滑) 。=60N2jL=6063.713651610=22L3204800Zn= =0.688710LNYn= =0.5596L由式(8-6) NZvsH=2200.930.68= 2/13.9mN由式(8-7) = YnF=700.55= 2/5.3840GrZCuSn10P1 2/20mNH2/70mNFVs3/sZvs=0.93=2232048LN008许用弯曲应力 F4.1.3 按接触疲劳强度设计载荷系数 K 传动比 i 初步估计蜗杆传动效率确定蜗杆的头数 1Z蜗

    8、轮齿数 2确定模数及蜗杆直径 确定蜗杆传动 基本参数4.1.4 求蜗轮圆周数度并校核效率 蜗轮分度圆导程角 实际传动比 i 蜗轮的实际转速 n 蜗轮的圆周数度 v 滑动速度 Vs 啮合效率 从 K=11.4 取 K=1.23.27.6140wmni由 %= %0.835)i5.310( )2.35.1(查表 8-2 =2-3 取 Z1=2Z=i =22.32=44.6 45 21由式(8-10) 3 2212.54 27.514.)413.950()0(mKTZHd 由表 8-1 取 m=6.3,d=63查表 8-4 按 i=25,m=6.3,d=63 得基本参数为:中心距 a=190, =2

    9、, =50,X2=-0.2061Z2=m =6.350=330mm 2dz=arctan m/d=arctan 26.3/63=11 度 18 分 351Z秒i= / =53/2=26.521n=n1/i=1420/26.5=53.6r/mmsmndV/937.0160534602 Vs= snd /78.4)531cos(1062cos106 2/13.9mNK=1.2i=22.3=21Z=452m=6.3,d=63=2,1Z=532X2=+0.246I=26.5N=53.6r/min smV/937.02Vs 8.49搅油效率 0.940.99 轴承效率 0.980.99 蜗杆的传动效率

    10、4.1.5 校核蜗轮的齿面接触强度材料弹性系数 Ze 使用系数 Ka 动载系数 Kv 载荷系数 = K蜗轮实际转矩 T2 滑动速度影响系数 Zvs 许用接触应力H 校核蜗杆轮齿接触疲劳强度 4.1.6 校核蜗轮齿根弯曲强度903.)615381tan()tan(11 v查表 8-10 16V取 0.96取 0.98 得: =0.9030.960.98=0.85查表 8-8 Ze=155 2/mN查表 8-9 Ka=1(间隙工作)由于 V2=0.9373m/s,Kv=11.1,取 Kv=1=1(载荷平稳)KmNniPT .95601428.59095012 查图 8-14 Zvs=0.93H=

    11、2200.930.68=139.13N/mmKvadTZeH2194013465.152=125.62H=139.13 按 = /cos =53/cos =54 2vZ查图 7-32 = 4.0 及 =+0.246FSY2=1- /120=1-111835“/120=0.906 903.16.298035.Ka=1Kv=1=1KNT.95602H=139.13合格10蜗轮综合齿形系数 FSY导程角系数 Y校核弯曲强度 4.1.7 热平衡校核初步估计散热面积 A 周围空气的温度 t 热散系数 K 热平衡校核 4.1.8 计算蜗杆传动主要尺寸中心距 a=200mm 蜗杆齿顶圆直径 da1 蜗杆齿根

    12、圆直径 df1 导程角 蜗杆轴向齿距 Px1 蜗杆齿宽 b1 蜗轮分度圆直径 d2 蜗轮喉圆直径 de2 YmdKTFfsVA2126906.43.643195.0=11.12 F=38.5 275.175.1)02(3)0(3. maA取 t=20C 从 K=1417.5 取 K=17W/(mC)由式(8-14) tKApt )1(012093.07)85.(=54.13C 85C 蜗杆分度圆直径 d1=63mmda1=d1+2ham=63+216.3=76mmdf1=d1-2m(ha+c )=63-26.3(1+0.2)=48mm =111835“ Px1=m=3.146.3=20mmmz

    13、mb 93153.621212 d2=334mm de2da2+1.5m=350+1.56.3=359.5mmdf2=d2-2hf2 =d2-2m(ha-X2+C)=334-26.3(1-0.246+0.2)=320mm da2=d2+2m(ha“+X2)=334+26.3(1+0.246)= 350mm合格A=1.11m合格a=200mm da1=76mm=111835“ b1=93mmd2=334mm11蜗轮齿根圆直径 df2 蜗轮齿顶圆直径 da2 蜗轮齿宽 b2 蜗轮齿顶圆弧半径 蜗轮螺旋角 4.1.9 蜗轮蜗杆的结构设计b20.75da1=0.7576=57mmRa2 =d1/2-m

    14、=63/2-6.3=25mm= =111835“蜗杆和轴做成一体,即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式,青铜轮缘与铸造铁心采用 H7/s6 配合,并加台肩和螺钉固定,螺钉选 6 个= =111835“5.轴的设计计算及校核5.1 输出轴的设计计算项目 计算内容计算结果5.1.1 轴的材料的选择,确定许用应力5.1.2 按扭转强度,初步估计轴的最小直径5.1.3 轴承和键5.1.4 轴的结构设计5.1.4.1、径向尺寸的确定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。d mnpA5.276.39103轴伸安装联轴器,考虑补偿轴的可能位移,选用无弹性元件的联轴器,由转速和转矩得Tc=K

    15、T=1.59.550 2.799/63.67=315Nm610查表 GB 4323-84 HL3 选无弹性扰性联轴器,标准孔径d=38mm,即轴伸直径为 38mm 。 采用角接触球轴承,并采用凸缘式轴承盖,实现轴承系两端单向固定,轴伸处用 C 型普通平键联接,实现周向固定。用A 型普通平键连接蜗轮与轴选用 45号钢,调质处理 b=600MPa b1=55MPad=38mmd1=38mmd2=45mmd3=d7=50mm125.1.4.2、轴向尺寸的确定5.1.5 轴的强度校核5.1.5.1 计算蜗轮受力5.1.5.2 计算支承反力5.1.5.3 弯矩从轴段 d1=38mm 开始逐渐选取轴段直径

    16、,d2 起固定作用,定位轴肩高度可在(0.070.1)d 范围内,故d2=d1+2h38(1+2 0.07)=43.32mm,该直径处安装密封毡圈,标准直径。应取 d2=45mm;d3 与轴承的内径相配合,为便与轴承的安装,取 d3=50mm,选定轴承型号为7210CJ,d4 与蜗轮孔径相配合。按标准直径系列,取d4=53mm;d5 起定位作用,由h=(0.07 0.1)d=(0.070.1)53=3.715.3mm ,取h=4mm,d5=60mm;d7 与轴承配合,取 d7=d3=50mm;d6 为轴承肩,查机械设计手册,取 d6=57mm。与传动零件相配合的轴段长度,略小于传动零件的轮毂宽

    17、。轮毂的宽度 B2=(1.21.5)d4=(1.21.5)53=63.679.5mm,取 b=70mm,联轴段 L4=68mm,联轴器十字滑块联轴器 B2=60mm,取联轴段 L1=58mm。与轴承配合的轴段长度,查轴承宽度为 20mm,取挡油板厚为 1mm,则L7=21mm,其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关,蜗轮端面与箱体的距离取 1015mm,轴承端面与箱体内壁的距离取5mm;分箱面取 5565mm,轴承盖螺钉至联轴器距离1015mm,初步估计 L2=55mm,轴承环宽度为 8mm,两轴承的中心的跨度为 130mm,轴的总长为 263mm。蜗轮的分度圆直径 d=334mm; 转矩 T=

    18、513.27Nm蜗轮的切向力 Ft=2T/d=2513.27/334=3073.47N蜗轮的径向力 Fr=Fttan/cos=3073.47tan20/cos111835“=1158.4蜗轮轴向力 Fx=Fttan=3073.47tan111835“=619.72N水平平面3.1751304.865247.6913052/1 FrdxFHN9.8Hr垂直平面Fv1= N74.1536247.302/FtV水平平面弯矩:d4=53mmd5=60mmd6=57mmL1=58mmL2=55mmL7=21mmL=263mmd=334mmT=513.27Nm135.1.5.4 当量弯矩5.1.5.5 分

    19、别校核5.1.5.6 键的强度校核mNFxdMHHb 7.2098/3472.6195.7342/1 5646垂直平面弯矩: v65合成弯矩: mNvbhbH 7.103498.987.2055634222单向运转,转矩为脉动循环 a=0.6aT=0.6513270=307962Mmm截面 mNaTMbe 6.3248079.1348)( 15522Mea=Mel=aT=0.6428430=307962Mmmmebdba 69.3851.041.0.3333 考虑到键d1=105%36.02=37.821mm;d2=105%38.69=40.62mm。实际直径分别为 38mm 和 53mm,强

    20、度足够。应为选用 A 型平键联接,根据轴径 d=53,由 GB1095-79,查键宽 b=16mm;键高 h=10mm,因为轮毂的长度为 70mm,故取标准键长 60mm。将 l=L-b=60-16=44mm,k=0.4h=0.410=4mmMPadlkTp 85.91340.281023查得静荷时的许用挤压应力p=120p,所以挤压强度足够由普通平键标准查得轴槽深 t=6mm,毂槽深 t1=4.3mm合格b=16mmh=10mmk=4mmt=6mmt1=4.3mm5.2 蜗杆轴的设计计算项目 计算内容 计算结果145.2.1 轴的材料的选择,确定许用应力5.2.2 按扭转强度,初步估计轴的最

    21、小直径5.2.3 轴承5.2.4 轴的结构设计5.2.4.1 径向尺寸的确定5.2.4.2 轴向尺寸的确定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。d 轴伸安装联轴器,考虑补偿mnp9.142053.13轴的可能位移,选用弹性拄销联轴器,由转速 n 和转矩Tc=KT=1.523.77=35.66Nm 查表 GB 4323-84 选用 HL2 弹性柱销联轴器,标准孔径 d=30mm,即轴伸直径为 30mm采用角接触球轴承,并采用凸缘式轴承盖,实现轴承系两端单向固定。从轴段 d1=30mm 开始逐渐选取轴段直径,d2 起固定作用,定位轴肩高度可在(0.070.1)d 范围

    22、内,故d2=d1+2h30(1+2 0.07)=34.2mm,该直径处安装密封毡圈,标准直径。应取 d2=35.5mm;d3 与轴承的内径相配合,为便与轴承的安装,取,选定轴承型号为7208CJ。d4 起定位作用,由 h=(0.070.1)d3=( 0.070.1)40=2.8 4mm,取h=3mm,d4=d8=40+3=43mm;d5=d7=35mm,d6 取蜗杆齿顶圆直径 d6=60mm。由 GB5014-85 查联轴段长度 80mm,与轴承配合的轴段长度,查轴承宽度为 18mm,取挡油板厚为 1mm,其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关,蜗杆端面与箱体的距离取1015mm,轴承端面与箱体

    23、内壁的距离取 5mm;分箱面取5565mm,轴承盖螺钉至联轴器距离 1015mm,轴承环宽度为 8mm ,蜗杆轴总长 460mm选用 45 号钢,正火处理 b=600MPa b1=55MPad1=30mmd2=35.5mmd3=d9=40mmd5=d7=35mmd6=60mmL=460mm6.箱体的设计计算6.1 箱体的结构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器(由于 V=1m/s 4m/s)铸造箱体,材料 HT150。6.2 铸铁箱体主要结构尺寸和关系15名称 减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =11mm箱盖壁厚 1 1=10mm箱座凸缘厚度 b1,箱盖凸缘厚度 b,箱座底凸缘厚度 b2b=1.5=

    24、16mm b1=1.51=15mmb2=2.5=28mm地脚螺钉直径及数目 df=19mm n=6轴承旁联接螺栓直径 d1=14mm箱盖,箱座联接螺栓直径 d2=10mm 螺栓间距 150mm轴承端盖螺钉直径 d3=9mm 螺钉数目 4检查孔盖螺钉直径 d4=6mmDf,d1,d2 至外壁距离 df,d2 至凸缘边缘距离C1=26,20,16 C2=24,14轴承端盖外径 D2=140mm 轴承旁联接螺栓距离 S=140mm轴承旁凸台半径 R1=16mm轴承旁凸台高度 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖,箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离12mm蜗轮轮毂端面与

    25、箱内壁距离 10mm7.键等相关标准的选择本部分含键的选择联轴器的选择,螺栓,螺母,螺钉的选择垫圈,垫片的选择,具体内容如下:7.1 键的选择查表 10-33机械设计基础课程设计:A 型普通平键,b*h=8*7A 型,8*7A 型, 16*1016GB1095-79轴与相配合的键:A 型普通平键,b*h=16*10GB1095-79,3 轴与联轴器相配合的键 A 型普通平键b*h=12*8A 型, 12*8GB1095-797.2 联轴器的选择根据轴设计中的相关数据,查表 10-43机械设计基础课程设计 ,选用联轴器的型号 HL3。 GB5014-85HL3GB5014-857.3 螺栓,螺母

    26、,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 GB5782-86, M10*35, 数量为 3 个M12*100, 数量为 6 个螺母 GB6170-86 M10 数量为 2 个M12, 数量为 6 个螺钉 GB5782-86 M6*20 数量为 2 个M8*25, 数量为 24 个M6*16 数量为 12 个*(参考机械设计基础课程设计图 10-8 装配图)M10*35M12*100M10M12M6*20M8*25M6*167.4 销,垫圈垫片的选择选用销 GB117-86,B8*30,数量为 2 个选用垫圈 GB93-87 数量为 8 个选用止动垫片

    27、1 个选用石棉橡胶垫片 2 个选用 08F 调整垫片 4 个*(参考机械设计基础课程设计图 10-8 装配图)GB117-86B8*30GB93-87止动垫片石棉橡胶垫片08F 调整垫片有关其他的标准件,常用件,专用件,详见后续装配图178.减速器结构与润滑的概要说明在以上设计选择的基础上,对该减速器的结构,减速器箱体的结构,轴承端盖的结构尺寸,减速器的润滑与密封,减速器的附件作一简要的阐述。8.1 减速器的结构本课题所设计的减速器,其基本结构设计是在参照机械设计基础课程设计 图 10-8 装配图的基础上完成的,该项减速器主要由传动零件(蜗轮蜗杆) ,轴和轴承,联结零件(键,销,螺栓,螺母等)

    28、 。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构,由 I 箱体和箱盖组成,其剖分面通过蜗轮传动的轴线;箱盖和箱座用螺栓联成一体;采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置;起盖螺钉便于揭开箱盖;箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油,窥视孔平时被封住;通气器用来及时排放因发热膨胀的空气,以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油;副标尺用于检查箱内油面的高低;为了排除油液和清洗减速器内腔,在箱体底部设有放汕螺塞;吊环螺栓用来提升箱体,而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩;减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。8.2 减速箱体的结构该减速器

    29、箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图8.3 轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图8.4 减速器的润滑与密封蜗轮传动部分采用润滑油,润滑油的粘度为118cSt(100C)查表 5-11机械设计基础课程设计轴承部分采用脂润滑,润滑脂的牌号为 ZL-2 查表 5-13机械设计基础课程设计8.5 减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔,窥视孔盖,排油孔与油盖,通气空,油标,吊环螺钉,吊耳和吊钩,起盖螺钉,其结构及装配详见装配图。具体结构详见装配图具体结构装配图详见零件工作图润滑油 118Cst润滑脂 ZL-2详见装配图189.设计小结通过设计一级蜗杆减速器,觉得自己受益非浅。机械设计课程设计是

    30、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)

    31、 ,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19书,让我感觉做一个大学生原来也可以这么辛苦。但是,所有的这一切,都是值得的,她让我感觉大学是如此的充实。在次,我还要感谢 xx 老师对我这次课程设计指导付出的苦心与汗水,对我本次课程设计,作出过帮忙与关心的同学表示感谢,谢谢你们,没有你们,我一个人无法完成本次设计。10.参考文献1、 贵 纪名刚 主编 机械设计 -北京:高等教育出版社, 2006.5(第八版)2、龚溎义 主编 机械设计课程设计指导书 -北京:高等教育出版社, 1990.4(第二版)3 周开勤 主编 机械零件手册 -北京:高等教育出版社,2001.7(第五版)4、单辉祖 主编, 材料力学教程 , -北京:高等教育出版社,2004.1(第一版)5、 哈尔滨工业大学理论力学教研室 编 程勒 主编 简明 理论力学-北京:高等教育出版社,201.7(第二版)6、孙恒 陈作模 葛文杰 主编 机械原理 -北京:高等教育出版社 ,2006.5(第七版7、戴枝荣 张远明 主编 工程材料 -北京:机械工业出版社 ,2001.6(第二版)8、胡凤兰 主编 互换性与技术测量基础-北京:高等教育出版社,2010.5(第二版)

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