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1、一、课程设计任务书题目：设计某带式传输机中蜗杆减速器工作条件：工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制。已知条件：滚筒圆周力F=4400N；带速V=m/s；滚筒直径D=450mm。二、传动方案拟定及分析由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。它及蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V4-5 m/s,这正符合本课题要求。三、电动机选择1、电动机类型选择按工作要求与条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380，型号选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择1）传动装置总效率： 2）电机所需功率：3、确定电动机转速计算滚筒工作转
2、速：按机械设计教材推荐传动比合理范围，取一级蜗杆减速器传动比范围，则总传动比合理范围为I总=580。故电动机转速可选范围为： 。符合这一范围同步转速有750、1000、1500与3000r/min。根据容量与转速，由有关手册查出有四种适用电动机型号，因此有四种传动比方案，综合考虑电动机与传动装置尺寸、重量、价格与带传动、减速器传动比，可见第4方案比较适合，则选n=3000r/min。4、确定电动机型号根据以上选用电动机类型，所需额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S1-2。其主要性能：额定功率5.5KW；满载转速2920r/min；额定转矩2.2。四、计算总传动比及分配各级传动比1、总
3、传动比五、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴功率P0=P电机 =4.38 KWP=P0联KWP=P轴承蜗杆KWP=P轴承联KW 3、计算各轴扭矩T0106P0/n0106/2920=14.325 NmT106PII/n106/2920=NmT106PIII/n106/=463.33 NmT106PIII/n106/=Nm六、传动零件设计计算 蜗杆传动设计计算1、选择蜗杆传动类型 根据GB/T100851988推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为4555HRC。蜗轮用
4、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,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材P254式(1112),传动中心距(1)确定作用在蜗杆上转矩按，估取效率=0.72,则= (2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表115选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材P252(3)确定弹性影响系数因选用是铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配,故=160。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径与传
5、动中心距比值18中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力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,可从从教材P254表117查得蜗轮基本许用应力=268。由教材P254应力循环次数寿命系数则(6)计算中心距(6)取中心距a=180mm,因i=45.85,故从教材P245表112中取模数m=, 蜗轮分度圆直径=63mm这时18中可查得接触系数=,因此以上计算结果可用。4、蜗杆及蜗轮主要参数及几何尺寸(1) 蜗杆轴向尺距mm;直径系数;齿顶圆直径;齿根圆直径;分度圆导程角;蜗杆轴向齿厚mm。(2) 蜗轮蜗轮齿数48;变位系数mm;演算传动比mm,这时传动
6、误差比为,是允许。蜗轮分度圆直径mm蜗轮喉圆直径=315mm蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径mm5、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从教材P255图1119中可查得齿形系数螺旋角系数从教材P255知许用弯曲应力从教材P256表118查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力=56。由教材P255寿命系数可见弯曲强度是满足。6、验算效率已知=;及相对滑动速度有关。从教材P264表1118中用插值法查得=0.01632, 代入式中得=0.824,大于原估计值,因此不用重算。7、精度等级公差与表面粗糙度确定考虑到所设计蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T100891988圆柱蜗杆、
7、蜗轮精度中选择9级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T100891988。然后由参考文献5P187查得蜗杆齿厚公差为 =71m, 蜗轮齿厚公差为 =130m。初步估计散热面积：取(周围空气温度)为。七、轴设计计算 输入轴设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d115 (5.9/1500)1/3mm=(1+5%)mm=选d=30mm2、轴结构设计（1）轴上零件定位，固定与装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩与轴承盖定位。（2）确定轴各段直径与长度I段：直径d1
8、=30mm 长度取L1=60mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0. 0830=直径d2=d1+2h=30+22.4=35mm,长度取L2=50 mmIII段：直径d3= 40mm 初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为15mm，并且采用套筒定位；故III段长：L3=40mm由教材P364得：h=0.08 d350=4mmd4=d3+2h=40+24=50mm长度取L4=90mm段：直径d5=80mm 长度L5=120mm段：直径d6= d4=50mm 长度L6=90mm段：直径d7=d3=40mm 长度L7=L3=40mm初选用7008C型角接触球轴承，其内径
9、为40mm，宽度为15mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=490mm（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=80mm=求转矩：已知T2m、T1m求圆周力：Ft根据教材P198（10-3）式得：=2T1/d1=1370N=2T2/d2=590N求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得：Fr=tan=590tan200=N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=n 绘制轴受力简图 n 绘制垂直面弯矩图 轴承支反力：FAY=FBYFAZ=FBZ=/2=685N由两边对称，知截面C弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC1=FAymn 绘制水平面弯矩图 图7-1截面C在水平面上弯
10、矩为：MC2=FAZL/2=685=125Nmn 绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/22+1252)1/2mn 绘制扭矩图转矩：T= TI=mn 校核危险截面C强度由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。该轴强度足够。 输出轴设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=115dA0(P2/n2)1/3=115(5.31/553)1/3=取d=58mm2、轴结构设计（1）轴上零件定位，固定
11、与装配 单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键与过渡配合，两轴承分别以轴承肩与套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承与链轮依次从右面装入。（2）确定轴各段直径与长度I段：直径d1=58mm 长度取L1=80mmII段：由教材P364得：h=0.08 d158=直径d2=d1+2h=58+266mm,长度取L2=50 mmIII段：直径d3=70mm 由GB/T297-1994初选用7014C型圆锥滚子轴承，其内径为70mm，宽度为20mm。故III段长：L3=40mm段
12、：直径d4=82mm由教材P364得：h=0.08 d382=d4=d3+2h=70+26.682=82mm长度取L4=110mm段：直径d5=d3=70mm L5=40mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=150mm（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=82mm求转矩：已知T2= TII=m求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=590 N求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=tan=tan200=1370N两轴承对称LA=LB=75mmn 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBYFAX=FBX=/2=295Nn 由两边对称，截面C
13、弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1=FAY75=8Nmn 截面C在水平面弯矩为MC2=FAXL/2=29575mn 计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（822m 图7-2n 校核危险截面C强度由式（15-5）由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1, 前已选定轴材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。此轴强度足够八、链及链轮选择1、选择链轮齿数取小链轮尺数=19,由前面计算知则大链轮齿数2、确定计算功率由教材P178表96查得,由教材P179图913查得,单排链,则由教材P178式(9-15)得计算功率为3、选择链
14、条型号与齿距根据及查教材P176图9-11,可选20A-1。查教材P167表9-1得链条节距为P=25.4 mm。4、计算链节数与中心距初选中心距取1000mm由教材P180式916相应链节数为查得取链长节数=104节,此时查教材P180表9-7得到中心距计算系数=0.24925,则由教材P180式917得链传动最大中心距。5、计算链速v,确定润滑方式由教材P172式91 m/s由v=/s与链号20A-1查教材P181图9-14可知采用油池润滑6、计算压轴力有效圆周力为链轮水平布置时压轴力，则压轴力为。九、滚动轴承选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：1636510=58400小时。1、计
15、算输入轴轴承初选两轴承为角接触球轴承7308C型查轴承手册可知其基本额定动载荷=30.5KN。(1)求两轴承受到径向载荷与将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面图(2)与水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:（2）求两轴承计算轴向力对于7008C型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中判断系数,其值由大小来确定,但现轴承轴向力未知,故先取e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a) 由教材P321表13-5进行插值计算,得。再计算由两次计算相差不大，所以则有e=0.22
16、5, e=0.2,=669N,=140.77N。(3)求轴承当量动载荷与因为由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数与轴向载荷系数为对轴承1 =0.44, 对轴承2 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1受力大小验算由教材P319式(13-5)h故所选轴承满足寿命要求。2、计算输出轴轴承初选两轴承为7314B型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=115KN基本额定静载荷=87.2KN。(1)求两轴承受到径向载荷与将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面图(2)与水平
17、面图(3)两个平面力系。其中图(3)中为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:（2）求两轴承计算轴向力与轴承当量动载荷与由教材P321表13-5进行插值计算,得。再计算由两次计算相差不大，所以则有e=0.385, e=0.28,=1526.7N,=223.24N。(3)求轴承当量动载荷与由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数与轴向载荷系数为对轴承1 =1, =0对轴承2 =1 =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1受力大小验算由教材
18、P319式(13-5)h故所选轴承满足寿命要求十、键连接选择及校核计算1、连轴器及电机连接采用平键连接轴径d1=38mm，L电机=50mm查参考文献5P119选用A型平键，得：b=10 h=8 L=50即：键A1050 GB/T1096-2003 l=L电机-b=50-8=42mm T2=20000Nm 根据教材P106式6-1得p=4T2/dhl=420000/10842=23.8Mpap(110Mpa)2、输入轴及联轴器连接采用平键连接轴径d2=30mm L1=60mmm查手册P51 选A型平键，得：b=10 h=8 L=50即：键A1050 GB/T1096-2003l=L1-b=60-
19、10=50mm h=8mmp=4T/dhl=454800/30850=18.3Mpap(110Mpa)3、输出轴及涡轮连接用平键连接轴径d3=58mm L2=80mm查手册P51 选用A型平键，得：b=18 h=11 L=70即：键A1870GB/T1096-2003l=L2-b=80-18=62mm h=11mm根据教材P106（6-1）式得p=4T/dhl=491700/581162=9.8Mpap (110Mpa)十一、联轴器选择及校核计算联轴器选择步骤： 连轴器设计计算1、类型选择为了隔离振动及冲击,选用弹性套柱销连轴器。2、载荷计算公称转矩T= Nm3、型号选择从GB43232002
20、中查得LX3型弹性套柱销连轴器公称转矩为1250Nm,许用最大转速为5700r/min,轴径为3048 mm之间,故合用。十二、减速器润滑及密封1、齿轮润滑因齿轮圆周速度45%，长度60%；（4）角接触球轴承7008C、7014C轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑油润滑；（5）箱盖及接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶与水玻璃，各密封处不允许漏油；（6）减速器装置内装CKC150工业用油至规定油面高度范围；（7）减速器外表面涂灰色油漆；（8）按减速器实验规程进行试验。 电动机型号：Y132S1-2P0KWPIKWPII=KWPIII=KWT0=NmTI=NmTII=NmTIII=Nm
21、= = d=30mmd1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=50mmd5=80mmd6=50mmd7=40mmFAYFAZ=685NMC1md=58mmd1=58mmd2=66mmd3=70mmd4=110mmd5=70mm=590 NFr=1370NFAYFAX=295NMC1=8NmMC2mMCm1000mm =0=1=0 =0键A1050 GB/T1096-2003 p键A1050GB/T1096-2003p键A1870GB/T1096-2003p设计小结经过几周课程设计，我终于完成了自己设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多关于机械设计知识，这些都是在平时理论课中不能学到。还将
22、过去所学一些机械方面知识系统化，使自己在机械设计方面应用能力得到了很大加强。除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好耐心来对待每一个设计细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究问题，但是在设计中，这些就成了必须解决问题，如果不问教师或是与同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径确定，以及各个尺寸确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际应用环境中去，毕竟考虑还不是很多，而且对所学那些原理性东西掌握还不是很透彻。但是经过教师讲解，与自己更加深入思考之
23、后，对很多知识，知其然还知其所以然。刚刚开始时真使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定依据，尺寸确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累，每天在电脑前画图或是计算确需要很大毅力。从这里我才真体会到了做工程还是非常不容易，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后职业生活吧。经过这次课程设计感觉到自己还学到了很多其他计算机方面知识，经过训练能够非常熟练使用Word与天喻CAD。并且由于在前期为了选定最终使用CAD软件，我还学习使用了InteCAD与开目CAD，掌握了大致用法，通过比较学习我了解了CAD软件大致框架，觉得受益匪浅。所以这次课程设计，我觉得自己真收获非常大。打完这行字，真心一下子放了下来，看到自己完成成果，真觉得虽然很累，但觉得很欣慰，这次课程设计应该是达到了预期效果。参考文献1 濮良贵、纪名刚机械设计（第八版）北京：高等教育出版社，20062 龚溎义、罗圣国机械设计课程设计指导书（第二版）北京：高等教育出版社，19903 吴宗泽、罗圣国机械设计课程设计手册（第二版）北京：高等教育出版社，19994 陈铁鸣新编机械设计课程设计图册北京：高等教育出版社，20035 金清肃机械设计课程设计武汉:华中科技大学出版社,2007.第 - 33 - 页