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机械设计基础课程设计说明书

《机械设计基础》

课程设计

船舶与海洋工程2013级1班第3组

组长:xxx 组员:xxx xxx xxx

二〇一五年六月二十七日

《机械设计基础》课程设计

说明书

设计题目:单级蜗轮蜗杆减速器

学院:航运与船舶工程学院

专业班级:船舶与海洋工程专业一班学生姓名: xxx

指导老师: xxx

设计时间: 2015-6-27

重庆交通大学航运与船舶工程学院2013级船舶与海洋工程

《机械设计基础》课程设计任务书

1. 设计任务

设计某船舶锚传动系统中的蜗杆减速器及相关传动。

2. 传动系统参考方案(见下图)

锚链输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入单级蜗杆减速器3,再通过联轴器4,将动力传至输送锚机滚筒5,带动锚链6工作。

锚链输送机传动系统简图

1——电动机;2——联轴器;3——单级蜗杆减速器;

4——联轴器;5——锚机滚筒;6——锚链

3. 原始数据

设锚链最大有效拉力为F(N)=3000 N,锚链工作速度为v= m/s,锚链滚筒直径为d=280 mm。

4. 工作条件

锚传动减速器在常温下连续工作、单向运动;空载起动,工作时有中等冲击;锚链工

作速度v的允许误差为5%;单班制(每班工作8h),要求减速器设计寿命8年,大修期为3年,小批量生产;三相交流电源的电压为380/220V。

5. 每个学生拟完成以下内容

(1)减速器装配图1张(A1号或A0号图纸)。

(2)零件工作图2~3张(如齿轮、轴或蜗杆等)。

(3)设计计算说明书1份(约6000~8000字)。

目录

1、运动学和动力学的计算 0

2、传动件的设计计算 (3)

3、蜗杆副上作用力的计算 (7)

4、减速器箱体的主要结构尺寸 (8)

5、蜗杆轴的设计计算 (9)

6 、键连接的设计 (13)

7、轴及键连接校核计算 (13)

8、滚动轴承的寿命校核 (16)

9、低速轴的设计与计算 (17)

10、键连接的设计 (20)

11、润滑油的选择 (20)

12、附件设计 (21)

13、减速器附件的选择 (22)

参考文献: (24)

1、运动学和动力学的计算

机械设计基础课程设计说明书

机械设计基础课程设计说明书

机械设计基础课程设计说明书

2、传动件的设计计算

蜗杆副的设计计算 选择材料

蜗杆:45钢,表面淬火45-55HRC ;

力参数

机械设计基础课程设计说明书

参数 电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 滚筒轴 转速n (r/min ) 输入功率P/KW 输入转矩T(N?m)

960

960

传动比

蜗轮:10-3铝青铜ZCuAl10Fe3,砂模铸造,假设相对滑动速度

vs<6m/s

确定许用应力

根据参考文献《机械设计基础(第六版)》杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第201-202页表12-5和表12-6 许用接触应力 [σH]=200MPa 许用弯曲应力 [σF]=80MPa 参数的选择

蜗杆头数 Z1=2

蜗轮齿数 Z2=i?Z1=×2= 则Z2取47 使用系数 KA= 综合弹性系数 ZE=150

接触系数Z ρ 取d1/a= 由图12-11得,ZP=

见参考文献《机械设计基础(第六版)》杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第201页图12-11 确定中心距a

mm Z Z T K a H P E A 144)200

8.2150(5245973.1)][(

32

322=???=≥σ 取整:a=145mm

5314568.068.0875.0875.01=?=≈a d

04.547

531452221=-?=-=

z d a m 查询参考文献《机械设计基础(第六版)》杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第195页表12-1可得 若取m=,d1=63mm 则31247.2500mm d m = d2=mZ2=则中心距a 为

mm d d a 55.178)1.29661(2

1

)(2121=+=+=

验算蜗轮圆周速度v2、相对滑动速度vs 、及传动总效率η 1)蜗轮圆周速度v2

s m n d v /635.01000

6096

.401.29614.31000

602

22=???=

?=

π

2)导程角 由?==?=

31.11arctan tan 1

111d mz

d mz γγ 3)相对滑动速度vs s m s m n d v s /6/23.331.11cos 100060960

6314.3cos 1000601

1<=?

???=

?=

γ

π

与初选值相符,选用材料合适 4)传动总效率η

查询参考文献《机械设计基础(第六版)》杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第204页表12-7及公式(12-13)可知

当量摩擦角 ?=6.1'ρ

85.0~82.0)

6.131.11tan(31.11tan )9

7.0~95.0()tan(tan )

97.0~95.0('=?+??

=+=ργγη

原估计效率与总效率相差较大,需要重新验算。 验算蜗轮抗弯强度

蜗轮齿根抗弯强度验算公式为

F F A F a Y m d d T K ][cos 53.12212

σγ

σ≤=

其中当量齿数85.4931.11cos 47

cos 3

32=?

==

γZ Z V 查询参考文献《机械设计基础(第六版)》杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社 第177页图11-8可得

4.22=a F Y

MPa MPa F F 80][73.74.231.11cos 3.61.29663447660

3.153.1=<=??

?????=

σσ

所以强度足够

计算蜗杆传动等其他几何尺寸 蜗杆相关几何尺寸

计算及其说明

计算结果 分度圆直径 mm mq d 631== 齿顶高 mm m h a 3.61== 全

齿

高 mm c h m m h h a a 2.143.625.13.61)(1=?+?=++=*

*

*

齿顶圆直径 mm q m d a 6.75)210(3.6)2(1=+?=+= 齿根圆直径 mm q m d f 88.47)4.210(3.6)4.2(1=-?=-= 蜗杆螺旋部分长度

066.873.6)4706.011()06.011(21=??+=+≥m z b

(因为当m<10时,b1加长15~25mm ,故取b1=110mm;

参见参考文献《机械设计常用公式速查手册》张继东 编 机械工业出版社 第103页)

蜗杆轴向齿距 mm m P a 78.193.614.31=?==π d1=63mm ha1= h1=

da1= df1= b1=110mm

Pa1=

蜗轮相关几何尺寸 计算及其说明

计算结果 分度圆直径 mm d 1.2962=

齿顶圆直径 mm z m d a 7.308)247(3.6)2(22=+?=+= 齿根圆直径mm z m d f 98.280)4.247(3.6)4.2(22=-?=-= 外圆直径 mm m d d a e 2.3185.122=+≤ 蜗轮齿宽 mm q m b 09.48)15.0(22=++= 轮缘宽度 mm d B a 70.5675.01=≤ d2= da2= df2= de2= b2= 取B=

热平衡计算

取油温t=65℃,空气温度t=20℃,通风良好,t α取15W/(m 2·℃),

传动效率η为; 由公式 ][)1(10001t A

P t t ?≤-=

?αη 得:

2111.1)1(1000m t

P A t =?-=

αη 其中1p =3kw =45℃

3、蜗杆副上作用力的计算

已知条件 1)高速轴

传递的转矩 T1=24870N ·mm 转速 n1=960r/min 分度圆直径 d1=63mm 2)低速轴

传递的转矩 T2=447660N ·mm 转速 n2=min 分度圆直径 d2= 蜗杆上的作用力 1)圆周力 N d T F t 238.77563

24420

22111=?==

其方向与力作用点圆周速度方向相反 2)轴向力 N d T F a 71.30231

.296447660

22221=?==

其方向与蜗轮的转动方向相反

3)径向力 N F F n a r 54.110020tan 71.3023tan 11=??==α 其中αn=20°

其方向力由力的作用点指向轮1的转动中心

蜗轮上的作用力

蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、

轴向力、径向力大小相等,方向相反,即蜗轮上的作用力为:

Fa2=Ft1;Ft2=Fa1;Fr2=Fr1

4、减速器箱体的主要结构尺寸

根据参考文献《机械设计课程设计手册》贾北平韩贤武主编华中科技出版社第18-20页表4-1和表4-3得

单位: mm 名称符号尺寸关系尺寸大小箱座壁厚δα+3≥810

箱盖壁厚δ1δ1=δ≥89箱盖凸缘厚度b1δ113箱座凸缘厚度bδ16箱座底凸缘厚度b2δ26地角螺钉直径dfα+12M20地角螺钉数目n44

轴承旁连接螺栓直径d1 df M16

盖与座连接螺栓直径d2~ df M10

连接螺栓Md2的间距l150~200170

轴承端盖螺钉直径d3~ df M10视孔盖螺钉直径d4~ df M8定位销直径d~ d2M8

Mdf、Md1、Md至外箱壁

距离C1

见表4-326,22,16

Mdf、Md1、Md至凸缘边C2见表4-324,20,14

缘距离

轴承旁凸台半径R1C214凸台高度h根据低速轴轴承座外径确定

外箱壁至轴承座端面距

l1C1+C2+(5~10)55~60箱盖、箱座肋骨m1、m2m1≈δ1、m2≈δ、

轴承端盖外径D2D+(5~,D-轴承外径(125)125轴承旁螺栓距离s s≈D2125

减速器零件的位置尺寸

单位:mm

代号名称荐用

值/mm

名称荐用值

/mm

Δ1齿顶圆至箱体内壁距离15Δ7箱底至箱底内壁的距离20Δ2齿轮端面至箱体内壁距离10H减速器中心高

Δ3轴承端面至箱体内壁距离

轴承用脂润滑时

轴承用油润滑时

4L1

箱体内壁至轴承座孔外端面

的距离

Δ4旋转零件间的轴向距离12L2箱体内壁轴向间距

Δ5齿轮顶圆至周彪面的距离13L3轴承座孔外端面间距

Δ6大齿轮顶圆至箱体底面内壁

间距

35e轴承端盖凸缘厚度12

5、蜗杆轴的设计计算

已知条件

1)参数

传递的功率 P1=,转速n1=960r/min,转矩T1=?m,分度圆直径

63mm ,df1=宽度b1=110mm 2)材料的选择

因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,所以选用常用的45号钢,考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动,因此蜗杆表面采用淬火处理。 初算轴径

初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器,故轴径可由下式求得:

mm mm n P C n P d 14.16960

455.2118][2.01055.933336=?=≥?≥τ

查询参考文献《机械设计基础(第六版)》杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社 第250页表14-2可得 45钢的C 值为118~107,故取118 结构设计 轴承部件结构设计

蜗杆的速度为

s m s m n d v s /6/23.331.11cos 100060960

6314.3cos 1000601

1<=?

???=

?=

γ

π

根据参考文献《机械设计课程设计手册》贾北平 韩贤武 主编 华中科技出版社 第16页得

因为当蜗杆圆周速度v ≦4~5m/s 时,采用蜗杆下置式 当蜗杆圆周速度v >4~5m/s 时,采用蜗杆上置式 蜗杆下置时,润滑和冷却的条件比较好;

所以 结构采用蜗轮在上、蜗杆在下的结构。

为了方便蜗轮轴安装及调整,采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结构,对于蜗杆轴,可按轴上零件的安装顺序进行设计。 轴段①的设计

1)因为该段轴上安装联轴器,故此段设计与联轴器同步设计。为

了补偿误差,故采用弹性联轴器,查询参考文献《机械设计基础(第六版)》杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第296页表17-1可得

工作情况系数KA 为

m N T K T A C ?=?==17.5642.243.21

2)联轴器类型的确定及轴段①的设计 电动机的轴伸尺寸D ×E=38×80

所以联轴器取型号为LT6弹性套住销联轴器,其公称转矩为250N ·m,许用转速为3800r/min (钢),轴孔直径范围为32~42mm ,毂孔直径取38mm ,轴孔长度去60mm ,J 型轴孔,联轴器从动端代号为LT6 38×60 GB/T4323-2002。

则相应的轴段直径为d1=38mm ,轴段长度略小于轮毂直径,故取L1=58mm 3)轴段②的直径 轴肩高度为

mm d d h 8.8~66.55381.0~33807.051.0~307.011=+?+?=++=

故,轴段②的直径为

mm d d 6.55~32.49)8.8~66.5(212=?+=

该处选用密封毡圈油封,使用的毡圈类型为 65 F2/T902010-91,则d2=55mm 4)轴段③及轴段⑦的设计

因为轴段③及轴段⑦上安装轴承,考虑其受力情况,所以选用圆

锥滚子轴承,轴段③上安装轴承,现取轴承为30214,根据参考文献《机械设计基础课程设计》杨晓兰 主审 唐一科 贾北平主编 华中科技大学出版社 第120页得其详细参数为

轴承内径d=60mm ,外径D=110mm,宽B=22mm ,T=,内圈定位轴肩

直径da=69mm ,外圈定位轴肩直径Da=96mm ,a ≈

蜗杆采用油润滑,轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取Δ

3=4mm ,蜗杆浸油深度为

mm h )2.14~65.10(2.14)1~75.0()1~75.0(1≈?≈

蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为 mm d D a 7.242/)6.75125(2/)(1=-=- 故取d3=70mm,

即d3=d7=60mm ,l3=l7=B=22mm

5)轴段②的长度设计

因为轴段②的长度除与轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件的尺寸有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离Δ=12mm (可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和向力内壁的位置)

由减速器箱体的主要结构尺寸可查轴承旁连接螺栓直径、箱体凸缘连接螺栓直径和地脚螺栓直径。轴承端盖连接螺栓直径M10,取螺栓GB/T5782 M10×35,故轴承端盖厚e=×d 端螺=×10mm=12mm ,取e=12mm 。调整垫片厚度Δt=3mm ,联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K1=16mm 。轴承座外伸凸台高Δt=5mm ,轴承座长度为L ′55mm 。则:

L2=K1+e+Δt+L ′ -Δ3- L3=16+12+3+55-4-24=58mm 6)轴段④和轴段⑥的设计

该轴段直径可以取轴承定位轴肩的直径: d4=d6=69mm

轴段④和⑥的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与

内壁距离Δ1=15mm 和蜗杆宽b1=130mm,及壁厚、凸台高、 轴承座长等确定:

L4=L6=

2

2de +Δ1+δ+Δt ′-L ′+Δ3-21b

=83mm

7)轴段⑤的设计

轴段⑤即为蜗杆段长 L5=b1=110mm 分度圆直径为63mm ,齿根圆直径df1= 8)轴上力作用点间距

轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距a=,则 可得轴的支点及受力点间的距离为 mm a T L L l 55.110)3.2275.23245830(2

60

321=+-++=+-++=

mm mm L L a T l l 25.122)26.75833.2275.23(2

5

432=÷++-=+

+-== 9)蜗杆的基本尺寸

单位:mm

机械设计基础课程设计说明书

10)画出轴的结构及相应尺寸

6 、键连接的设计

联轴器与轴段①间采用A 型普通平键连接,根据参考文献《机械设计基础课程设计》杨晓兰 主审 唐一科 贾北平主编 华中科技大学出版社第114页得,键的类型为:

GB/T 1096 键 10×8×32

7、轴及键连接校核计算

轴的强度校核

求出水平面的支承反力

N l l l F R R t BH

AH 936.37425.122225.118238.7753

231=??='+''== 求出垂直面的支承反力 N l l d F l F R a r AV

62.97125.12222/6375.302325.12254.11002/3

21131=??+?='+'+'

= N R F R AV r BV 92.12862.97154.11001=-=-=

轴承A 的总支承反力

N R R R AV AH A 45.104162.971936.374222

2

=+=+=

轴承B 的总支承反力

N R R R BV BH B 48.39692.128936.374222

2

=+=+=

绘弯矩图

1)绘垂直面的弯矩图

mm N l R M AV V ?=?='=55.11878025.12262.97121 2)绘水平面的弯矩图

mm N l R M H H ?=?='=926.4583525.122936.37421 3)蜗杆受力点截面右侧为

mm N l R M BV V ?=?='

=42.1744525.122084.149'31

4)合成弯矩

蜗杆受力点截面左侧为

mm N M M M V H ?=+=+=31.12165855.118780926.458351222

12

1

蜗杆受力点截面右侧为

mm N M M M V H ?=+=+=62.4904342.17445926.45835''22212

11

5)画转矩图

T1=24157N ·mm 校核轴的强度

由弯矩图可知,蜗杆受力点截面左侧为危险截面,其