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1、课程设计说明书一 前言3二设计题目5三电动机的选择4四传动装置动力和运动参数 8五蜗轮蜗杆的设计9六轴的设计13七滚动轴承的确定和验算 21八 键的选择及校核 22九 联轴器的选择及校核 23十润滑与密封的设计24十一铸铁减速器结构主要尺寸 25十二感谢26十三参考文献27一、课程设计的目的和意义机械设计基础课程设计是相关工科专业第一次较全面的机械设计练习，是机械设计基础课程的最后一个教学环节。其目的是：1、培养学生综合运用所学的机械系统课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。2、学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。3、进行机械设计基本技能的训练，如计算
2、、绘图和学习使用设计资料、手册、标准和规范。1.53KT x/ 、/F 2YFa2Y f =12Mpadi d 2m由此可见弯曲强度是可以满足的。5.6 验算效率nn= (0.95-0.97)tan /tan ( +p,)Vs= n Dn2/60 X1000XCOS =3.983.74m/sn -86%n -86%符合要求查表12-7得p , =1.35 0n =0.96tan /tan ( +p,)7 86%5.7 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
3、 证油温稳处于规定的范围内。在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为取 a (=15a t=60-70 A1000P(1-n)/ at At =0.62-0.53m 33m3六减速器轴的设计计算蜗杆轴的设计由于蜗杆直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体, 即做成蜗杆轴。Fti=3576NFa2=973.3N5.1.1 蜗杆上的转矩T1=38.93N - m求作用在蜗杆及蜗轮上的力圆周力 Fti=Fa2=2Ti/di=3576N轴向力Fa2=Fti=2T2/d2=973.3N径向力 Fri Fr2 Ft 2 tan 3576 tan 201301.5 N圆周力径向力以及轴向力的作用方向如图所示初
4、步确定轴的最小直径先按文献1中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径， 选取的材料为45#钢，调质处理，根据文献1中的表15-3, mc=no,也 (贝U,p2_1 1 1 0 j 3.913 17.6 mmd minn* 96017.6X 1.07=18.8mm 取 d=20mm已知选取电动机为Y132M1 6其输出轴直径38mm,为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔相适应， 故需同时选取联轴器型号.O联轴器的计算转矩Tea KaTd考虑到转矩变化很小， 故取Ka =1.5,则有：Tea KaT d 1.3 38930 50.609 N ? m m按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查
5、标准GBT5014-1985,选用TL Z6型弹性套柱销联轴器, 其公称转矩为250 N?m o联轴器的尺寸为d=38mm,L=82mmo5.1.4 蜗杆轴的结构设计拟定蜗杆上零件的装配方案蜗杆是直接和轴做成一体的，根据轴向和周向定位要求，确定各段直径和长度， 第一段 d=32mm, L=82mm ,第二段 d=44mmL=50mm, 第三段d=45选用圆锥滚子轴承30209 ,dmin =17.6mmTca=50.609N/m选用TL Z6型弹性套柱销联轴d=45mmD=85mmB=19mm5L=3+19=22mm,第四段d=45mm, L=10+30=40mmX25g d=80 蜗杆齿宽B
6、=77.92, L计算选为120mm。第六段L=19mm。第七段，与减速器连接部分21mmL 蜗杆=394mm“Hl狂痛5.1.5 轴的校核（1）垂直面的支承反力（图b）Fr=tan20 Fa=1301.5NL=244mmrVbrVbFr I2 - Fa di / 2Rvb=64.3NRva Fr Fva 1237.2 NRva Fr Fva 1237.2 N(2)(2)RHa水平面的支承反力（图Fr 97303Hb 22486.7Nc)(3)绘垂直面的弯矩图（图b)Rva=1273.2NRha=486.7NMVCR ?l F 以 1237.2vaa 2224 973.3 40 279.854
7、NmnM R IN mm85 vc vb ?264.3 126 8101.8(4)绘水平面的弯矩图(图c)M He RHa ? h 486.7 244 118754.8 N mm(5)求合成弯矩(图d)vM M9Me vc HC 279854 2 118754.8 2 304 N mK2 jfVM M d 99M c vc HC 8101.82 118754.8 2 119030.84 N mrT=38932N.m mT=38932N.m m(6)该轴所受扭矩为T=38932N.mm(7)按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式(15-5)及以上数据，并取a =0.6,轴 的计算应力前已选定轴的
8、材料为45钢，调质处理1 60MPaMe=197.276N/m d=15.6mm 因此安全Jm c 2 ( T2)2 J 3040082 (0.6 38932) 2Me=305N/md3 V Me/0.1 1 =17.2mm3 V Me/0.1 1 =21.9mme 则 X=0.4Y=1.10已知P=(XFr+YFa )X=0.4 Y=1.10P=0.4 X 325.4+1.1 OX 973.3=1201NFr3=Fr2/2=650.8N贝U P2=650.8N计算轴承寿命Ln -60n P已知为滚子轴承 =10/3 Ln=10200000h48000h远远满足要求7.1 蜗轮轴上轴承的选择和
9、计算蜗轮轴；已知次此处轴径为d=55mm,所以选内径为55mm的轴承，选择圆锥滚子轴承；选择型号为 30213的轴承，D=120mm,B=23mm, a =23.8,基本额定动载荷 C=120kw,极限转速 3200r/min.Fae=650.8N Fr=1301N Fdi=0.66Fr1 =858.7N30209的轴承，30209的轴承，Fti Fa 2 973.3 NFr=325.4NX=0.4Y=1.10Ln=1020000Oh满足要求选择型号为30213的轴承Fai=1509.46Fd2=0.66Fr2=858.7N Fai=1509.46NFa2=858.7Nf =1.5eLn=48
10、0000Oh满足要求Fa2=858.7Nf =1.5eLn=480000Oh满足要求Fa2=858.7N Fai/Fr1=1,160.66则 X1=0.4 Y1=0.91 Fa2 /Fr2=0.6610.66 则 X2=0.4Y2=0,91 已知 P=fe（XFr+YFa ）轴承有中等冲击载荷，f =1.5eP =2841N P=1952.7NP P取 P1 2122r）6 pLn - -Ln=4800000h48000h60n P满足要求八键联接的选择与验算8.1 选择键联接的类型和尺寸本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处
11、。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接。一般 8级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用圆头普通平键（A）型。而键3的蜗轮在轴的中间，所以也选择圆头普通平键（A）型。8.2 校核键联接的强度蜗杆上的键，轴径di=32mm, L=82mm且属于静联接p=110MPa可以正常工作由P156的表10-9查得许用挤压应力为o P=100-120MPa, 取其平均值，op=110MPa。3键的 L=70mm,b=10mmh=8mm, p 4T 10 p klh。p=8.78Mpa。P可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。p=110MPa。P=24.2Mpao p该键
12、可以正常工作。o P=43.1 Mpa。P 该键可以正常工作Tca=58.98N/m选用LTZ6弹性套柱销联轴器选用LTZ8弹 性套柱销联轴器蜗轮上键键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由 文查得许用挤压应力为。川=100-120MPa,取其平均值，。p=110MPao 键的 L=80mm,b=20mm,h=12mm3 4T 10 p klh p。p=24.2Mpa。P可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。蜗轮上另一处键，L=70mm,b=16mm,h=10mm3o p=110MPap,_皿40pklh。P=43.1 MpaTca许用转速 n=3300r/min960r/min合
13、格蜗轮轴上联轴器，已知d=55mm,选用LTZ8弹性套柱销联轴 器。Tca=1.5 X 414.8=622.2N/mv710N/m,许 用转速n=2400r/min66.2r/min,合格十密封和润滑4、机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。二、课程设计的内容和份量1、题目拟订一般选择通用机械的传动装置作为设计的课程，传动装置中包括齿轮减速 器、带传动、链传动、蜗杆传动及联轴器等零、部件。传动装置是一般机械不可缺少的组成部分，其设计内容既包括课程中学过的 主要零件，又涉及到机械设计中常遇到的一般问题，能达到课程设计的目的。（具体 题目附在任务书的后面）2、内容总体设计、主
14、要零件的设计计算、减速器装配图和零件工作图的绘制 及设计计算说明书的编写等。3、份量减速器装配图一张（A0或A1图纸），零件工作图二张（齿轮减速器为输 入或输出轴、蜗杆减速器为蜗杆轴一张，齿轮或蜗轮一张。）设计计算说明书一 份。三、课程设计的步骤和进度课程设计的具体步骤为：1、设计准备认真阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、内容和步骤；通过阅 读有关资料、图纸；参观实物和模型，了解设计对象；准备好设计需要的图 书、资料和用具；拟定设计计划等。2、传动装置的总体设计确定传动装置的传动方案；计算电动机的功率、转速，选择电动机的型号；计算传动装置的运动和动力参数（确定总传动比；分配各级传动比，计
15、算各轴的转速、功率和转矩等 ）；3、传动零件的设计计算减速器以外的传动零件设计计算（带传动、链传动）；减速器内部的传动零件设 计计算（如齿轮传动等）。选 择L-AN32 型号全损耗系统用油1 .由于本设计蜗杆减速器用的是钢蜗杆配青铜蜗轮，参考文献，选择L-AN32型号全损耗系统用油，对于蜗杆 的给油方式，根据蜗杆的相对滑动速度以及载荷类型选择，本设计的蜗杆减速器蜗杆的相对滑动速度为 4.m/s内，且采 用的是闭式传动，传动载荷中等，选择油浴润滑。关于蜗 杆传动的润滑油量，由于采用的是闭式蜗杆传动，搅油损 耗不是太大，且采用的是蜗杆下置式的传动，所以浸油深 度应为蜗杆的一个齿高。蜗轮的润滑主要凭
16、借蜗杆的带油 作用来进行润滑。2 .对于轴承的润滑，蜗杆轴承采用浸油润滑。同时蜗 轮轴承润滑采用刮油板刮蜗轮上的油通过箱体上的油槽润 滑。另外在安装的时候，也应该对轴承的润滑进行良好处 理，应该用润滑油脂进行充分的润滑。对于轴承的密封设计采用了轴承端盖还在其中加入了密 封圈。整个箱体是密封的。十一 铸铁减速器箱主要结构尺寸名称符号蜗轮蜗杆减速器选用箱座壁厚0.02a+1815.5箱盖壁厚10.02a+1813.5箱盖凸缘厚度Bi1.5 120.5箱座凸缘厚度b1.523.5箱座底凸缘厚度B22.539地脚螺钉直径df0.036a+12=19M24.2壁距离地脚螺钉数目n=250 时，n=44轴
17、承旁联结螺栓直径di0.75 d fM18盖与座联结螺栓直径d2(0.5-0.6) d fM12联结螺栓d2间距150-200160轴承端盖螺钉直 径3D(0.4-0.5)d fM10视孔盖螺钉直径4D(0.3-0.4) d fM8定位销直径d(0.7-0.8) d f10d f, di ,d 2至外箱壁距离Cl8d t ,d2至凸缘边缘距离c26轴承旁凸台半径Ri28凸台高度hc250外箱壁至轴承座端面距离hCi +C2 +(8-12)70铸造过渡尺寸x,yx=3, y=15 r=5蜗轮顶圆与内箱11.220蜗轮轮毂端面与内壁距离216箱盖、箱座肋厚1711,mi 0.85 ,1711=14
18、,mm=0.85 1m=12轴承端盖外径D2D+5d3160轴承旁联结螺栓距离SSD2160十三致谢对于这次设计的完成，首先感谢母校一一塔里木大学的辛勤培育，感谢学校给我提供了如此难得的学习环 境和机会，使我学到了许多新的知识、知道了知识的可贵与获取知识的辛劳。承蒙李宜峰老师的耐心指导，我顺利地完成了我的课程设计。在此深深感谢我的老师李宜峰给予我的耐心指导 和帮助，这也体现了他对工作高度认真负责的精神，同时也感谢给我带互换性与测量技术的张宏老师、机械工程材料的张有强老师，机械制图的李平老师，材料力学的周岭老师，没有这些课程做基础，是 无法完成机械课程设计的，感谢你们！在我的设计过程中，还得到了
19、众多同学的支持和帮助，在此，我对这些同学表示我衷心的感谢和永远的祝 福！对于这次的课程设计， 还有许多美好的设想由于时间和自身因素无法得以实现，这不能不说是本次设计的遗憾之处。不过，至少它启发了我的思维，提高了我的动手能力，丰富了我为人处世的经验，进一步巩固了所学知识，这为我在以后的学习过程当中奠定了坚实的基础。也为以后在自己的工作岗位上发挥才能奠定了坚实的基础。我会继续努力的。十四参考文献1杨可桢主编机械设计基础第五版高等教育出版社2001年5月2 龚桂义主编机械设计课程设计图册第三版高等教育出版社2006年5月3 吴宗泽主编机械设计课程设计指导书第三版高等教育出版社1990年4月4、减速器
20、装配草图设计绘制减速器装配草图，选择联轴器，初定轴径；选择轴承类型并设计轴 承组合的结构；定出轴上受力点的位置和轴承支点间的跨距；校核轴及轮毂 联接的强度；校核轴承寿命；箱体和附件的结构设计。5、工作图设计零件工作图设计；装配工作图设计。6、整理编写设计计算说明书整理编写设计计算说明书，总结设计的收获和经验教训二课程设计题目设计一用于带式运输机上的蜗轮蜗杆减速器，运输机 连续工作，空载启动，载荷 变化不大，单向运转使用期限10年，工作环境清洁，每天工作16小时，每年工作300 天。运输链允许速度误差5%原始数据运输带拉力：F=2100N,运输带速度 v=1.25m/s 卷筒直径D =350mI
21、IIIII选择电动机备注选择电动机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选择电动机的容量电动机所需工作功率按设计指导书式（1）为 Pw kwPd a由设计指导书公式（2）FvPw kw1000Fv 因此Pd kw1000 a估算由电动机至运输带的传动的总效率为n为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选0.992为蜗杆传动的传动效率0.751 为轴承的传动效率出选0.983为卷筒的传动效率出选0.964n =0.664Pd=3.953n=68.21 r / minn=o.99 2X 0.75 X 0.98 3X0.96=0.6
22、64Pd=Fv / 1000 n =2100 X1.25 4- （ 1000X0.664 ） =3.953kw3.3 确定电动机的转速由已知可以计算出卷筒的转速为N=60X 1000v4-（ ji D）=60X1000X 1.25 4- ji 4- 350=68.21 r / min按设计指导书表1推荐的合理范围，蜗杆传动选择为闭式（闭式为减速器的结构形式），且选择采用双头传动，同时可以在此表中查得这样的传动机构的传动比是 10-40o故可推算出电动机的转速的可选范围为:nd= (10-40 ) X 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格以及传动选定电动机比，选定电动机的型号是 Y-132
23、Ml-6。Y-132M1-6其主要性能如下表型号额定功率44- 酒载转速满载电流最大转矩Y1324kw380V2.0N/M1-6960mr /min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可得传动装置的总的传动比是:I =nm/n=960/68.21 =14.07i=14.07i在1427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n为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转 1速等于电动机的转速。n为蜗轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工 2作主轴的转速。rii= 960r/min02=68.21 r/min4.2 计算各轴的
24、输入功率P为电动机的功率P=3.953kwPi为蜗杆轴的功率Pi=PX 0.99=3.913kwP2为蜗轮轴的功率P2 =3.913 X0.98 X0.75=2.876kwP3为卷筒的功率P3=2.876 X0.98 X0.99 X0.96=2.679kw计算各轴的转矩T为电动机轴上的转矩T=P/n X 9550=3.953/960 X9550=39.32N/mTi为蜗杆轴上的转矩Ti=Pi/riiX9550=38.93N/mT2为蜗轮轴上的转矩T2=P2/ n2X9550=402.67N/m五确定蜗轮蜗杆的尺寸5.1选择蜗杆的传动类型滑动速度 v=0.025 3 V Pn3=3.74m/sP
25、=3.953kwPi=3.913kwP2 =2.876kwPa=2.679kwT=39.32N/mTi=38.93 N/mT2=402.67 N/ m根据GBT 10087-88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，采用双头蜗杆。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。由文献1式(11-12)计算传动中心距；ZeZ 2a2t2确定载荷系数KK A =1 .1K A =1 .1Ze 150载荷系数K A =1 .1 o确定弹性影
26、响系数ZE,选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，取Ze 150确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径和传动中心比di/a=0.3由文献1图11-18中可查得Z =2.8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,可以从文献1表11-7中查得蜗轮的许用应力H =220Mpa(6)计算中心距Nh=1 0 X 300 X 16 X 60 X 66.21 190000000右所示双 H 8 VHK= 10000000/N =0.69hi=0.69 X220=151.8N/m( 2T ZeZa、卜 | 2=151.7mmHdi 仁0.68 a0 875=0.68 X151.70
27、 87580 mmi=14.07 查 p192 表 12-2 Z 1=2 Z 2=2 X 14.07 弋29则 i=29/2=14.5m=2 a -di/Z 2=7.7经查表取模数 m=8,q 10 ,验证 Q =m(q+Z2)/2=156mmdi =mq=80mm di / a =0.5 Z =2.42.8I一 一2ZeZa 3kT 2=136.9mm 满足设计条件5.4计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸蜗杆分度圆直径di =mq=80mm轴向齿距Pa m 825.12mm直径系数q 10d 齿顶圆直径ai di 2hai 80 2 8 96mm齿根圆直径-2m(h +C )=80-28 1
28、+0.25 =60mmd =dla1 a1X ()Kh=U.69Zi=2Z2 心 29 i=14.5m=8 q 10di =80mm Pa=25.12mm q 10 dai =96mmdfi =60mm分度圆导程角=11.0399=11.0399蜗杆轴向齿厚蜗轮Sa212.56mmSa2712.56mm蜗轮齿数Z2 =29,变位系数X2 =-0.5验算传动比i=14.5这时传动比误差为i=(14.5-14.07)/14.07=3.06% 5%符合要求i=14.5蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径 dd =mZ=8 X 29=232mm 22=232+2X8 (1-0.5 ) =240mma2d 232
29、mm2=d =240mma2蜗轮齿根圆直径d f2=232-2X8 (1+0.25-0.5 ) = 220mmdf2 =220mm蜗轮咽喉母圆半径 蜗轮齿宽b =8mX 2r g2=240+8=248mm(m+0.06Z )=77.92mm25.5校核齿根弯曲疲劳强度F 2yFa2ydi d 2m选取当量系数Zr=Z2/COS3 =30.76根据变位系数2x =-05 zv 2 =30.76从图11-8中查得齿形系数为螺旋角系数Y=1YFa2 =2.6一 1 11,310.9192140140许用弯曲应力FNF ?KfNzcusmoPi铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为 f =60Mpao寿命系数为Kh=0.69fn = f ? K fn =60 X 0.69=41.4Mpar g2=248mm b =77.92mm2Z =30.7V2y =2.6Fa 2fn =41.4Mpa