機(jī)械蝸輪蝸桿設(shè)計課程設(shè)計書

設(shè)計說明書摘要k第第頁摘要機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計是在完成機(jī)械設(shè)計課程學(xué)習(xí)后，一次重要的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)。是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學(xué)生第一次全面的課程能力訓(xùn)練，也是對機(jī)械設(shè)計課程的全面復(fù)習(xí)和實踐。其目的是培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想，訓(xùn)練綜合運用機(jī)械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計方面的知識。據(jù)具體任務(wù)，完成了鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動用的蝸桿傳動減速器設(shè)計。設(shè)計內(nèi)容包括傳動總體方案的確定，傳動系統(tǒng)的設(shè)計，重要零件的設(shè)計計算，以及箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計和一些輔助零件的設(shè)計，使自己對機(jī)械設(shè)計課程內(nèi)容有了更深刻的認(rèn)識。初步掌握了機(jī)械設(shè)計的一般過程，訓(xùn)練了繪圖能力以及應(yīng)用AutoCAD的能力關(guān)鍵詞:減速器；蝸桿；機(jī)械設(shè)計目錄摘要1原始數(shù)據(jù)3選擇電動機(jī)3計算電動機(jī)各參數(shù)數(shù)據(jù)3蝸桿蝸輪的設(shè)計5蝸桿的設(shè)計8蝸輪軸的設(shè)計11軸承的校核15鍵的驗算17潤滑的選擇18蝸桿傳動的熱平衡計算19箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計19總結(jié)22參考文獻(xiàn)23原始數(shù)據(jù)：1、輸送鏈工作拉力F/KN2.82、輸送鏈速度v（m/s）1.33、鏈輪齒數(shù)134、鏈號28A5、使用期限15年第一章選擇電動機(jī)1.1電動機(jī)功率計算電動機(jī)功率1.2電動機(jī)轉(zhuǎn)速計算總傳動比：查表可知P為44.45mm所以1.3選定電動機(jī)型號選用Y132S1-2（轉(zhuǎn)速2900功率5.5kw）第二章計算電動機(jī)各參數(shù)數(shù)據(jù)2.1傳動比分配單級蝸桿傳動傳動比為2.2計算各軸的n、P、T2.2.1計算各軸轉(zhuǎn)速2.2.2計算各軸功率2.2.3計算各軸扭矩2.2.4將各軸的運動和動力參數(shù)列表總結(jié)計算項目電動機(jī)軸Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸卷筒軸功率/KW5.55.455.185.02轉(zhuǎn)速/rpm29002900291291扭矩/Nm1811217947169997164746傳動比19.9611效率0.980.99表2-1第三章蝸桿蝸輪的設(shè)計根據(jù)設(shè)計要求，蝸桿蝸輪必須滿足的條件是使用壽命期限為15年（每年工作300天）單班制工作的蝸桿減速器，已知道輸入功率P為5.5KW，蝸桿轉(zhuǎn)速n=2900r/min，壽命3.1選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T10085的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）3.2選擇材料根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號鋼，因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，為了節(jié)省貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。3.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，再校核齒根彎曲強(qiáng)度，由式：傳動中心距也由式：3.3.1確定在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩按=2，估取效率，則=169997Nmm3.3.2確定載荷系數(shù)因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)；由載荷不均勻、有小沖擊選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)為則K==1.213.3.3確定彈性影響的系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅蝸桿和鋼蝸桿相配，故=160MP3.3.4確定接觸系數(shù)先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比值，可查得=3.13.3.5確定需用接觸應(yīng)力根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC。查得渦輪的基本許用應(yīng)力為=268MPaN=60j壽命系數(shù)為0.79則3.3.6計算中心距取中心距a=105mm，因。取模數(shù)m=6.3，蝸桿分度圓直徑：這時，查得接觸系數(shù)，因此計算結(jié)果可用3.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸3.4.1蝸桿主要參數(shù)齒頂高：齒根高：全齒高：分度圓直徑：齒頂直徑：齒根圓直徑：蝸桿分度圓導(dǎo)程角：蝸桿軸向齒距：蝸桿導(dǎo)程：3.4.2蝸輪主要參數(shù)蝸輪齒數(shù)：，變位系數(shù)：驗算傳動比，這時傳動比誤差為4%<5%，在允許范圍內(nèi)。蝸輪齒頂高：蝸輪齒根高：全齒高：分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：咽喉半徑:蝸輪分度圓螺旋角：3.5蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核由經(jīng)驗可知對閉式蝸桿傳動通常只作蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核計算。查得蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算公式為式中：蝸輪齒根彎曲應(yīng)力，單位為MP；蝸輪齒形系數(shù)；螺旋角影響系數(shù)；蝸輪的許用彎曲應(yīng)力，單位為MP；當(dāng)量齒數(shù)根據(jù)，查得齒形系數(shù)。螺旋角影響系數(shù)許用彎曲應(yīng)力查ZCuSn10P1制造蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力壽命系數(shù)則校驗結(jié)果為。所以蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度是滿足要求的。第四章蝸桿的計算4.1蝸桿的詳細(xì)參數(shù)因為蝸桿的結(jié)構(gòu)單一，幾何參數(shù)為所查資料得，根據(jù)經(jīng)驗可知不需對蝸桿的結(jié)構(gòu)及剛度不做特別設(shè)計和驗算。所以以下只列出了蝸桿的詳細(xì)參數(shù)。傳動類型ZI型蝸桿副蝸桿頭數(shù)Z2模數(shù)m6.3導(dǎo)程角螺旋線方向右旋齒形角精度重等級蝸桿8f中心距a180mm配對蝸輪圖號軸向齒距累積公差0.045軸向齒距極限偏差0.025蝸輪齒開公差0.040軸向螺旋剖面=Scos=0.4mcos9.866.3表4-14.2蝸輪的設(shè)計因為蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造，而蝸輪的直徑較大，所以對蝸輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計是必要的。蝸輪的齒圈厚度。在齒圈與輪芯聯(lián)結(jié)處，采用輪箍式。并采用H7/m6配合，并加臺肩和螺釘固定，此蝸輪直徑較大，。深度為一半左右，裝配后將鏍釘?shù)念^部切掉。4.3蝸輪主要參數(shù)如下圖：傳動類型ZI型蝸桿副蝸輪端在模數(shù)6.3蝸桿頭數(shù)2導(dǎo)程角螺旋方向右旋蝸桿軸向剖面內(nèi)的齒形角蝸輪齒數(shù)48蝸輪變位系數(shù)－0.4286中心距180配對蝸輪圖號精度等級蝸輪8cGB10089-1988蝸輪齒距累積公差0.125齒距極限偏差0.036蝸輪齒厚表4-24.4蝸桿軸校核4.4.1求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于7210AC角接觸軸承，a=26.3,作簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖所示圖4-1從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C處的結(jié)果列于下載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩=扭矩T表4-34.4.2按彎扭合成應(yīng)力來校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只是校核軸上受最大彎矩和扭矩（即危險截面C）的強(qiáng)度。及,并取，軸的抗彎截面系數(shù)取W=。軸的計算應(yīng)力為之前已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得。因此，故此軸的各項要求是安全的。第五章蝸輪軸的設(shè)計5.1對蝸輪軸的設(shè)計。5.1.1由前面的計算可知軸的主要參數(shù)又于是5.1.2求作用在蝸輪上的力已知軸上的蝸輪的分度圓直徑為則圓周力N徑向力軸向力N5.1.3初步定軸的最小直徑初步估算低速軸的最小直徑，選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取=110mm，于是得根據(jù)工作條件選用YL12型凸緣聯(lián)軸器，該軸的計算轉(zhuǎn)矩,取,則:查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-1986可知YL11型聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速[n]=2900r/min>38r/min選用軸孔直徑為60mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=107mm。所以選用YL11型聯(lián)軸器能滿足要求。5.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.2.1擬定軸上的零件的裝配方案因為軸上零件只有一個蝸輪，則應(yīng)將蝸輪放在兩軸承的中間，如此軸的受力比較合理。5.2.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1、由軸孔直徑知，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1—2軸段右端需制出一軸肩，故?。话肼?lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1—2段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。2、初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸軸承7214AC，其尺寸為，所以可取。由標(biāo)準(zhǔn)GB/T276-1994查得7214AC型軸承的定位軸肩高度4.5mm，因此取安裝蝸輪輪處的軸頸處，由計算可取，蝸輪的右端采用軸肩定位。5.2.3軸肩高度h>0.07d，取h=5mm，則取軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度b>1.4h，則取，軸肩的右端與左軸承之間采用套筒定位。5.2.4軸承端蓋的總寬度為25mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離，故取。5.2.5取齒輪距箱體內(nèi)壁之距a=16mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=24mm，因為此軸上只有一個零件，而且并沒有其他零件在任何位置對軸的長度造成影響，則蝸輪應(yīng)位于中心位置，所以，。5.3軸上零件的周向定位蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按蝸輪用A型平鍵，按,查手冊得A型平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為90mm，同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選取蝸輪輪轂與軸的配合為H7/n6；半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，用C型平鍵為，長為，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，選軸的直徑尺寸公差為m6。5.4確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑均為2mm。5.5軸的校核5.5.1求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于7214AC角接觸軸承，查得a=35.1mm。因此，作簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖所示。圖5-1從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的結(jié)果列于下載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T表5-15.5.2按彎扭合成應(yīng)力來校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只是校核軸上受最大彎矩和扭矩（即危險截面C）的強(qiáng)度。取=0.6，軸的抗彎截面系數(shù)取=。軸的計算應(yīng)力為前已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得。因此，故此軸的各項要求是安全的。因為此軸不是特別重要的，所以此軸不需要進(jìn)行精確校核軸的疲勞強(qiáng)度第六章軸承的校核6.1蝸輪軸軸承的校核查表可知7214AC軸承的=69200N6.1.1求兩軸承受到的徑向載荷和。將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。由力分析可得：2994.74012.9查軸承的有關(guān)系數(shù)，e=0.68。則軸承的派生力為2036.4=2728.8則軸向當(dāng)量荷為6.1.2計算軸承壽命因為查出徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1對軸承2,因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，查得，取。則4815.48N因為，所以按軸承1的受力大小驗算，由前面的結(jié)果得故所選軸承可滿足壽命要求。6.2蝸桿軸承的校核查得可知7210AC軸承的=40800N6.2.1求兩軸承受到的徑向載荷和。將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。由力分析可得：848.61830.5查軸承的有關(guān)系數(shù)，e=0.68。則軸承的派生力為577=1244.73則軸向當(dāng)量荷為6.2.2計算軸承壽命因為查出徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1對軸承2，因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，查得，取。則2196.6N因為，所以按軸承1的受力大小驗算，由前面的結(jié)果得故所選軸承可滿足壽命要求。第七章鍵的驗算7.1低速軸即蝸輪軸上的鍵驗算由前面軸的設(shè)計得出的軸上鍵的選擇為蝸輪周向定位的鍵為A型平鍵規(guī)格為，L＝90，半聯(lián)軸器周向定位為C型平鍵為，L＝90。查得平鍵的驗算公式為鍵、軸材料為鋼，輪轂的材料是鑄鐵，鑄鐵的許用壓力較小。查得鑄鐵許用擠壓力，取其平均值。A型鍵的工作長度=90-22=68，鍵與輪轂槽的接觸高度7。由以上公式可得可見，A型平鍵符合要求。對于半聯(lián)軸器的C型平鍵盤，鍵、軸和半聯(lián)軸器材料都為鋼，查得鋼的許作擠壓應(yīng)力，取其平均值。C型鍵的工作長度，鍵與輪轂槽的接觸高度。由以上公式可得可見，C型平鍵符合要求，鍵的標(biāo)記為：鍵C（GB/T1096—1979）。7.2高速軸即蝸桿軸上的鍵驗算由前面軸的設(shè)計得出的軸上鍵的選擇為蝸輪周向定位的鍵為A型平鍵規(guī)格為70mm查得平鍵的驗算公式為鍵、軸材料為鋼，輪轂的材料是鑄鐵，鑄鐵的許用壓力較小。查得鑄鐵許用擠壓力，取其平均值。A型鍵的工作長度=70-10=60mm，鍵與輪轂槽的接觸高度4mm。由以上公式可得<[]可見，該A型平鍵符合要求。第八章潤滑的選擇潤滑油的選擇和潤滑方式由前已計算出蝸桿傳動的相對滑動速度，查得潤滑方式用脂潤滑。第九章蝸桿傳動的熱平衡計算蝸桿傳動由于效低，所以工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，如果產(chǎn)生的熱量不能及時散逸，將因油溫不斷升高而使?jié)櫥♂專瑥亩龃竽ゲ翐p失，甚至發(fā)生膠合。所以，必須根據(jù)單位時間內(nèi)的發(fā)熱量和同時間內(nèi)的散熱量平穩(wěn)衡，以保證油溫穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內(nèi)。查得以下計算公式：，因為，則必須采取措施，以提高散熱能力。這里采用在蝸桿端加裝風(fēng)扇以加速成空氣流通。風(fēng)扇消耗的功率?，為風(fēng)扇葉輪的圓周速度，單位為m/s,，其中非為風(fēng)扇葉輪外徑，單位為mm；為風(fēng)扇葉輪轉(zhuǎn)速，單位為r/min。＝11.304m/sKw查得其中，、——為風(fēng)冷及自然冷卻面積，單位為；——風(fēng)冷時的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)；、——分別為油的工作溫度及周圍空氣的溫度，單位為。由驗算可得，在蝸桿端應(yīng)加裝一風(fēng)扇來散熱。滿足要求第十章箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。10.1箱體的大體結(jié)構(gòu)設(shè)計名稱符號蝸桿減速器尺寸（mm）箱座厚度10箱蓋壁厚8.5箱蓋凸緣厚度15箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑18地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑14蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑10軸承端蓋螺釘直徑8、、至外箱壁距離16、、至凸緣邊距離14軸承旁凸臺半徑16外箱壁至軸承座端面距離44齒輪頂圓（蝸輪外圓）與內(nèi)箱壁距離15箱座肋厚m8.5表10-110.2通氣器的選擇查得為的通氣器D=22D1=19.6L=23Ll=12a=210.3螺塞的選擇查得為的螺塞。，L＝28，,D=25.4，a=410.4油標(biāo)尺的尺寸