機械設計基礎課程設計船舶錨傳動系統中蝸桿減速器及相關傳動舶工程 631418020309 姓名鄧羨椿 設計 指導老師張世藝 1.設計任務設計某船舶錨傳動系統中的蝸桿減速器及相關傳動。2.傳動系統參考方案(見下圖)錨鏈輸送機傳動系統簡圖3.原始數據(見下表)msdmm4.工作條件錨傳動減速器在常溫下連續工作、單向運動；空載起動，工作時有中等沖5.每個學生擬完成以下內容2P=P=w(1.739~P=2.67d果目Pw'=Fv/(1000nw)=2500×0.7/(1000×0.96)=1.83KWP=P'+0.05×P'=(1.739~1.922)KWwww滾動軸承效率(每對)n=0.76蝸5軸聯6w軸聯w蝸dwwn=37.68rw蝸桿頭數為2的傳動比i的范圍為14~27，電動機轉速的可選范圍為：w=dw=d根據計算出的電動機容量和轉速可查得所需的電動機Y系列三相異步d 電動機相應的技術參數及傳動比的比較情況如下表所示：1017.36)電動機轉速r/min方案電動機型號滿載轉總傳動比ed速ped速1Y132M-8375071018.8432Y132S-63100096025.48綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比，可能如下表及圖:A×A×B216×孔直尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×G×D475×345×10×33×383154算1)各軸的轉速0021w2P=Pη=2.679×0.99=2.652KWd聯P=Pηη=2.652×0.985×0.76=1.985KW21軸蝸P=Pηη=1.985×0.985×0.99=1.936KWw2軸聯3)各軸的輸入轉矩nNm0d0111TPn98N·m222T=9550P/n=9550×1.936/37.68=490.679N·mwww運動和動力參數的計算結果列于下表012wPKW1P=1.985KW2P=1.936KWw012w5目3.1蝸算根據參考文獻《機械設計基礎(第六版)》楊可楨程光蘊李仲HF12KA=1.2綜合彈性系數Z=160EppHF1Z=512KA=1.2Z=160EZ=2.8p611212查詢參考文獻《機械設計基礎(第六版)》楊可楨程光蘊李仲112121)蝸輪圓周速度v21V=1.02m/s23.1蝸2601000算2)導程角113)相對滑動速度vsv=d1n1=3.1490960=4.63m/s<8m/ss601000cosy601000cos12.53o4)傳動總效率η查詢參考文獻《機械設計基礎(第六版)》楊可楨程光蘊李仲軸蝸71.53K1.53KTZ=FddmcosyFa2FZ51其中當量齒數ZV=coscos3.1蝸算FF寸1d=m(q+2)=110mmf1211h=10mm1d=110mmd=66mmf11p=31.42mm8蝸輪相關幾何尺寸d0mmd=510mm22a22f22dd+1.5m=485mmdd+1.5m=545mma2d=510mm2d=530mmd=486mmf2d=545mmb=73.25mm2mmt由公式t=1000P1(1n)[t]得：aAtA=1attA=1.2m2目111222291)圓周力1)圓周力t1d901反2)軸向力2)軸向力a1t2d23)徑向力F=Ftana=718.09Nr1a1n其中a=20°t蝸輪上的軸向力、圓周力、徑向力分別與蝸桿上相應的圓周力、軸向力、徑向力大小相等，方向相反，即蝸輪上的作用F=F=586.27N；F=F=1972.933；F=F=718.09att2a1r2r15、減速器箱體的主要結構尺寸F=586.27NF=1972.93F=718.09Nr1F=586.274NF=1972.933NF=718根據參考文獻《機械設計基礎課程設計(第三版)》楊曉蘭主審韓1bb1M44M6M2MM44M6M2M0MM34、22、1828、20、16dfn40.75d1f2fL3f3f4f4dd2dfdfCcD5),D-軸承外徑(125)hl外箱壁至軸承座端面距1離s減速器零件的位置尺寸1代號代號HR+<a6Δ3軸承用脂潤滑時Δ4旋轉零件間的軸向距離Δ5齒輪頂圓至周彪面的距離Δ6大齒輪頂圓至箱體底面內L1的距離L2箱體內壁軸向間距L3軸承座孔外端面間距l件件111查詢參考文獻《機械設計基礎(第六版)》楊可楨程光查詢參考文獻《機械設計基礎(第六版)》楊可楨程光v=11=ss初步確定蝸桿軸外伸段直徑。因蝸桿軸外伸段上安裝聯軸9.55106PPnn徑蘊李仲生錢瑞明主編高等教育出版社第250頁表為了方便蝸輪軸安裝及調整，采用沿蝸輪軸線的水平面剖cA1.cA1.2)聯軸器類型的確定及軸段①的設計GBT2。113)軸段②的直徑1121楊曉蘭主審韓賢武主編華中科技大學出版社第T=11233aD=115mm，a≈27.4mma內壁的端面距箱體內壁距離取Δ=4mm，蝸桿浸油深度為3133375)軸段②的長度設計栓直徑M12，取螺栓GB/T5782M12×80,故軸承端蓋厚t1t2133t46B=25mm33mmaa373737l37246內壁距離Δ11.213=15mm和蝸桿寬b=137mm,及壁厚、1462t32軸段⑤即為蝸桿段長L=b=137mm分度圓直徑為90mm，51齒根圓直徑d=66mmf112232342465112l1d2l2l3d4l4dldldl55667710)畫出軸的結構及相應尺寸聯軸器與軸段①間采用A型普通平鍵連接，根據參考文獻《機械設計基礎課程設計(第二版)》楊曉蘭主審韓賢武型為GB/T1096鍵GBT8×408.1軸的強核面的支承反力FlAHBHl+l23面的支承反力Fl+Fd/2AVl+l23BVr1AVR=R2+R2=628.57NAAHAVBBHBV1)繪垂直面的彎矩圖1VAV22)繪水平面的彎矩圖1HAH23)蝸桿受力點截面右側為1VBV34)合成彎矩蝸桿受力點截面左側為11H1V蝸桿受力點截面右側為M'=M2+M'2=75515.322N?m5)畫轉矩圖T1=Fd1=586.2790/2=26382.15N·mt12RAH=293.135NAHRRRA=628.570NAR=B336.410NBMM1H=66098.535M'M'1=75515.322T1=26382.18.2校核軸受力點截面左側為危險截面，其抗彎截面系數為W=f1==28210.55mm33232抗扭截面系數為W=3==56421.09mm3T1616最大彎曲應力為=1==5.022MPa扭剪應力為T=1=0.468MPaT如認為軸的扭切應力時脈動循環變應力，取折合力為W=T56421.09T= e1度理論)根據參考文獻《機械設計基礎(第六版)》楊可楨程光蘊李仲生錢瑞明主編高等教育出版社第251 e所以強度足夠8.3蝸桿軸蝸桿的當量軸徑為2323轉動慣量為6464對于淬火鋼需用最大撓度[r]=0.004m=0.004×10=0.04mm所以撓度滿足d=I=I8.4校核鍵連接強度聯軸器處鍵連接的擠壓應力為pdhl38850P1所以強度符合=p件計算結果及說明計算結果傳遞的功率P=1.985KW，轉速n=37.68r/min，轉矩222b.25mm初步確定蝸桿軸外伸段直徑。因蝸桿軸外伸段上安裝聯軸9.55106PPd30.2]3nCn=43.11mm查詢參考文獻《機械設計基礎(第六版)》楊可楨程光徑蘊李仲生錢瑞明主編高等教育出版社第250頁表d=45mmmind>43.11+43.11×(0.03~0.05)d=45mmmindmin=45mm21)因為該段軸上安裝聯軸器，故此段設計與聯軸器同步設計。為了補償誤差，故采用彈性聯軸器，根據參考文獻《機械設計基礎(第六版)》楊可楨程光蘊李仲得T=CA2器符合要求，其公稱轉矩為1250N·4700r/min(鋼)，軸孔直徑范圍為40~48mm，轂孔直T1則相應的軸段直徑為d=48mm，軸段長度略小于輪轂直1徑，故取L=82mm12)軸段②的直徑1d=2155JB/ZQ4606-1986,則d=55mm2三版)》楊曉蘭主審韓賢武賈北平主編華中aD=106~111mm，a≈23.8m，故取d3=65mm。a軸承采用脂潤滑，需要設計擋油環，軸承靠近箱體內33434d=84~126mm,取其輪轂寬度H=86mm，其右端采用軸肩定位，4④長度應該比輪轂略短，故取L=84mm4m332436)軸段②的長度設計的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件的尺寸有關。軸承端蓋連接螺栓直徑為M12，取螺栓GB/T5782M12×80,故軸承端蓋厚ttccmm。221th=(0.07~0.1)d=4.9~7mm455635l=l=+L+LT+aH(Ta)122323232322556l=l=l=md1d5l1l5d2d6l2l6d3l3d4l4聯軸器與軸段①間采用A型普通平鍵連接，根據參考文獻《機械設計基礎課程設計(第三版)》楊曉蘭主審韓賢武賈北平主編華中科技大學出版社第減速器內部的傳動零件和軸承都需要有良好的潤滑，這樣不僅可以減小摩擦損失，提高傳動效率，