《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=0.6 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 (1)2、传动件的设计计算 (5)3、蜗杆副上作用力的计算 (8)4、减速器箱体的主要结构尺寸 (9)5、蜗杆轴的设计计算 (11)6 、键连接的设计 (14)7、轴及键连接校核计算 (15)8、滚动轴承的寿命校核 (18)9、低速轴的设计与计算 (19)10、键连接的设计 (22)11、润滑油的选择 (22)12、附件设计 (23)13、减速器附件的选择 (24)参考文献： (26)1、运动学和动力学的计算速速Y132S-6 3 1000 960 23.44Y100L2-4 3 1500 1430 34.92Y132M-8 3 750 710 17.39综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及涡轮传动的传动比，选择Y132S-6型电动机较为合适，即电动机的额定功率edp=4kW，满载转速m n=960r/min 总传动比适中，传动装置较紧凑。

Y132S-6型电动机的主要尺寸和安装尺寸见下表：中心高H外形尺寸L×（AC/2＋AD）×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴身尺寸D×E装键部位尺寸F×G×D 132475×345×315216×1401238×8010×33×38参数电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴滚筒轴2、传动件的设计计算2.1蜗杆副的设计计算 2.1.1选择材料蜗杆：45钢，表面淬火45-55HRC ；蜗轮：10-3铝青铜ZCuAl10Fe3，砂模铸造，假设相对滑动速度vs<6m/s2.1.2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 2.1.3参数的选择蜗杆头数 Z1=2蜗轮齿数 Z2=i •Z1=23.44×2=46.88 则Z2取47 使用系数 KA=1.3 综合弹性系数 ZE=150接触系数Z ρ 取d1/a=0.4 由图12-11得，ZP=2.8 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 2.1.4确定中心距a转速n （r/min ） 输入功率P/KW 输入转矩T(N •m)960 2.5 24.87960 2.4552 24.4240.96 1.92 447.6640.96 1.867 435.30传动比23.44mm Z Z T K a H P E A 144)2008.2150(5245973.1)][(32322=⨯⨯⨯=≥σ 取整：a=145mm5314568.068.0875.0875.01=⨯=≈a d04.547531452221=-⨯=-=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=6.3,d1=63mm 则31247.2500mm d m = d2=mZ2=6.3X4.7=296.1mm 则中心距a 为mm d d a 55.178)1.29661(21)(2121=+=+=2.1.4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v2s m n d v /635.010006096.401.29614.3100060222=⨯⨯⨯=⨯=π2）导程角 由︒==⇒=31.11arctan tan 1111d mzd mz γγ 3）相对滑动速度vs s m s m n d v s /6/23.331.11cos 1000609606314.3cos 10006011<=︒⨯⨯⨯=⨯=γπ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'ρ85.0~82.0)6.131.11tan(31.11tan )97.0~95.0()tan(tan )97.0~95.0('=︒+︒︒=+=ργγη 原估计效率0.75与总效率相差较大，需要重新验算。

2.1.5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 53.12212σγσ≤=其中当量齿数85.4931.11cos 47cos 332=︒==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 YMPa MPa F F 80][73.74.231.11cos 3.61.296634476603.153.1=<=⨯︒⨯⨯⨯⨯⨯=σσ所以强度足够2.2计算蜗杆传动等其他几何尺寸 2.2.1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）d1=63mm ha1=6.3mm h1=14.20mm da1=75.60mm df1=47.88mmb1=110mmPa1=19.78mm蜗杆轴向齿距 mm m P a 78.193.614.31=⨯==π 2.2.2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=296.10mm da2=308.70m mdf2=280.98m mde2=318.20m mb2=48.09mm 取B=56.70mm2.2.3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0.75； 由公式 ][)1(10001t AP t t ∆≤-=∆αη 得：2111.1)1(1000m tP A t =∆-=αη 其中1p =3kw t ∆=45℃3、蜗杆副上作用力的计算3.1.1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=63mm2)低速轴传递的转矩 T2=447660N ·mm 转速 n2=40.96r/min 分度圆直径 d2=296.1mm 3.1.2蜗杆上的作用力 1）圆周力 N d T F t 238.775632442022111=⨯==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 71.30231.29644766022221=⨯==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 3.1.3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=Fr14、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 δ 0.04α+3≥8 10 箱盖壁厚 δ1 δ1=0.085δ≥89 箱盖凸缘厚度b11.5δ113箱座凸缘厚度 b 1.5δ16 箱座底凸缘厚度b2 2.5δ26 地角螺钉直径df 0.036α+12 M20 地角螺钉数目n 4 4 轴承旁连接螺栓直径d1 0.75 df M16 盖与座连接螺栓直径d2 (0.5~0.6) df M10 连接螺栓Md2的间距l 150~200 170 轴承端盖螺钉直径d3 (0.4~0.5) df M10 视孔盖螺钉直径d4 (0.3~0.64) df M8 定位销直径 d (0.7~0.8) d2 M8Mdf、Md1、Md至外箱壁距离C1见表4-3 26,22,16Mdf、Md1、Md至凸缘边缘距离C2见表4-3 24,20,14轴承旁凸台半径R1 C2 14 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离l1 C1+C2+(5~10) 55~60 箱盖、箱座肋骨m1、m2m1≈0.85δ1、m2≈0.85δ7.4、8.7轴承端盖外径D2 D+(5~5.5),D-轴承外径(125) 125 轴承旁螺栓距离s s≈D2 125减速器零件的位置尺寸单位：mm代号名称荐用值代号名称荐用值/mm/mmΔ1 齿顶圆至箱体内壁距离 15 Δ7 箱底至箱底内壁的距离20 Δ2 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4 L1 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 12 L2 箱体内壁轴向间距 Δ5 齿轮顶圆至周彪面的距离 13 L3 轴承座孔外端面间距 Δ6大齿轮顶圆至箱体底面内壁间距35 e轴承端盖凸缘厚度125、蜗杆轴的设计计算5.1.1已知条件 1)参数传递的功率 P1=2.455KW ，转速n1=960r/min ，转矩T1=24.42N •m ，分度圆直径63mm ，df1=47.88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。