帶式蝸輪蝸桿減速器傳動設計呢說明書

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1、 目錄 一、設計任務書…………………………………………………………………3 1、帶式運輸機工作原理………………………………………………………3 2、已知條件……………………………………………………………………3 3、設計數據……………………………………………………………………3 4、傳動方案……………………………………………………………………3 5、設計內容……………………………………………………………………3 二、總體傳動方案的選擇與分析……………………………………………4 1、傳動方案的選擇……………………………………………………………4 2、傳動方案的分析

2、……………………………………………………………4 三、原動機的選擇………………………………………………………………4 1、原動機功率的確定…………………………………………………………4 2、原動機轉速的確定…………………………………………………………5 3、原動機的選擇………………………………………………………………5 四、傳動裝置運動及動力參數計算…………………………………………5 1、各軸轉速的計算……………………………………………………………5 2、各軸功率的計算……………………………………………………………5 3、各軸轉矩的計算……………………………………………………

3、………6 五、蝸桿的設計計算……………………………………………………………6 六、低速軸的設計計算及校核………………………………………………7 七、聯(lián)軸器的選取擇……………………………………………………………11 1、高速級聯(lián)軸器的選擇………………………………………………………111 2、低速級聯(lián)軸器的選擇………………………………………………………111 八、低速級滾動軸承和鍵的校核……………………………………………12 九、潤滑方式的選擇……………………………………………………………13 一、課程設計任務書 1．帶度運輸機的工作原理 帶式動輸機傳動示意圖如下所示：

4、 圖1.1 帶式運輸機傳動示意圖 2．設計已知條件 1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度為35℃； 2）使用折舊期：8年； 3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； 4）動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V； 5）運輸帶速度允許誤差：5%； 6）制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。 3．設計數據 運輸帶工作接力F/N 運輸帶工作速度n/（m/s） 卷筒直徑D/mm 1500 1.1 220 4．傳動方案 本課題采用的是蝸輪蝸桿封閉式減速器

5、傳動。 5．課程設計內容 1）按照給定的數據及傳動方案設計減速器裝置； 2）完成減速器裝配圖1張（A0或A1）； 3）零件工作圖1 ~ 3張； 4）編寫設計計算說明書一份； 二、總體傳動方案的選擇與分析 1．傳動方案的選擇 該傳動方案在任務書中已確定，采用一個一級蝸輪蝸桿封閉式減速器傳動裝置傳動，如下圖所示： 2．傳動方案的分析 該工作機采用的是原動機為Y系列的三相異步電動機，三相異步電動機在室內比較實用，傳動功率大，傳動轉矩也比較大，噪聲小；另外價格相對于其它種類的各種原動機稍微便宜，在室內使用比較環(huán)保。傳動裝置采用一級蝸輪蝸桿減速器組

6、成的封閉式減速器，采用蝸桿傳動能實現(xiàn)較大的傳動比，結構緊湊,傳動平穩(wěn)，但效率低，多用于中、小功率間歇運動的場合。工作時有一定的軸向力，但采用圓錐滾子軸承可以減小這缺點帶來的影響，但它常用于高速重載荷傳動，所以將它安放在高速級上。并且在電動機心軸與減速器輸入軸及減速器輸出軸與卷筒軸之間采用彈性聯(lián)軸器聯(lián)接，因為三相電動機及輸送帶工作時都有輕微振動，所以采用彈性聯(lián)軸器能緩沖各吸振作用，以減少振動帶來的不必要的機械損耗。 總而言之，此工作機屬于小功率、載荷變化不大的工作機，其各部分零件的標準化程度高，設計與維護及維修成本低；結構較為簡單，傳動的效率比較高，適應工作條件能力強，可靠性高，能滿足設計任務

7、中要求的設計條件及環(huán)境。 三、原動機的選擇 1．原動機的功率的確定 1）工作機各傳動部件的傳動效率及總效率： 查《機械設計課程設計手冊》書中表1- 7得各傳動部件的效率分別為： ； ； ； 工作機的總效率為： 2）原動機的功率： 2．原動機的轉速的確定 1）傳動裝置的傳動比的確定： 查《機械設計課程設計手冊》書中表13 – 2得各級齒輪傳動比如下： 理論總傳動比： 2）原動機的轉速： 3．原動機的選擇 根據上面所算得的原動機的功率與轉速范圍，

8、可由《機械設計課程設計手冊》書中表12 – 1可選擇合適的電動機。本設計選擇的電動機的型號及參數如下表： 型號 額定功率 滿載轉速 最大轉矩 質量 軸的直徑 Y100L2 – 4 3kw 1430r/min 2.3 38 kg 24mm 四、傳動裝置運動及動力參數計算 1．各軸的轉速的計算 1）實際總傳動比及各級傳動比的他配： 由于是蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。 則總傳動比=1430/95.5=14.9 所以取=15 2）各軸的轉速： 第一軸轉速： 第二軸轉速： 2．各軸的功率 第一軸功率： 第二軸功率： 第三軸

9、功率： 3．各軸的轉矩 第一軸轉矩： 第二軸轉矩： 第三軸轉矩： 五、蝸輪蝸桿的設計及其參數計算(用機械設計手冊V3.0設計的) 1．傳動參數 蝸桿輸入功率：2.32kW 蝸桿類型：阿基米德蝸桿(ZA型) 蝸桿轉速n1：1430r/min 蝸輪轉速n2：95.5r/min 使用壽命：46080小時 理論傳動比：14.974 蝸桿頭數z1：2 蝸輪齒數z2：30 實際傳動比i：15 2．蝸桿蝸輪材料 蝸桿材料：45 蝸桿熱處理類型：調質 蝸輪材料：ZCuSn10P1 蝸輪鑄造方法：離心鑄造 疲勞接觸強度最小安全系數SHmin；1.1 彎曲疲勞強度最

10、小安全系數SFmin；1.2 轉速系數Zn：0.726 壽命系數Zh；0.903 材料彈性系數Ze：147N^0.5/mm 蝸輪材料接觸疲勞極限應力σHlim：340N/mm^2 蝸輪材料許用接觸應力[σH]：202.654N/mm^2 蝸輪材料彎曲疲勞極限應力σFlim：190N/mm^2 蝸輪材料許用彎曲應力[σF]：158.333N/mm^2 3．蝸輪材料強度計算 蝸輪軸轉矩T2:185.6N.m 蝸輪軸接觸強度要求:m^2d1≥1355.784mm^3 模數m:5mm 蝸桿分度圓直徑d1:50mm 4．蝸輪材料強度校核 蝸輪使用環(huán)境：平穩(wěn) 蝸輪載荷分布情況

11、：平穩(wěn)載荷 蝸輪使用系數Ka：1 蝸輪動載系數Kv：1.2 蝸輪動載系數Kv：1.2 導程角系數Yβ：0.906 蝸輪齒面接觸強度σH:200.532N/mm^2，通過接觸強度驗算！ 蝸輪齒根彎曲強度σF:15.262N/mm^2，通過彎曲強度計算！ 5．幾何尺寸計算結果 實際中心距a：100mm 齒根高系數ha*:1 齒根高系數c*:0.2 蝸桿分度圓直徑d1：50mm 蝸桿齒頂圓直徑da1：60mm 蝸桿齒根圓直徑df1：38mm 蝸輪分度圓直徑d2：150mm 蝸輪變位系數x2：0 法面模數mn：4.903mm 蝸輪喉圓直徑da2：160mm 蝸輪齒根

12、圓直徑df2：138mm 蝸輪齒頂圓弧半徑Ra2：20mm 蝸輪齒根圓弧半徑Rf2：31mm 蝸輪頂圓直徑de2：161mm 蝸桿導程角γ：11.31 軸向齒形角αx：20 法向齒形角αn：19.642 蝸桿軸向齒厚sx1：7.854mm 蝸桿法向齒厚sn1：7.701mm 蝸桿分度圓齒厚s2：7.854mm 蝸桿螺紋長b1≥：64mm 蝸輪齒寬b2≤：45mm 齒面滑動速度vs：3.818m/s 六、低速軸的設計計算及校核 1、低速軸的設計計算 １)選擇軸的材料及熱處理 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理.

13、 2 )初估軸的最小直徑 已知功率為1.806kw ， 轉速為95.5r/min 。 按扭矩初估軸的直徑,查參考文獻[2]中的表15-3,得Ao=106至118,考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用.取Ao=115則: 又軸上有二個鍵槽 則取 3 )軸的設計參數及校核 (用機械設計手冊V3.0設計的): 1、軸的總體設計信息如下： 軸的編號：001 軸的名稱：階梯軸 軸的轉向方式：單向恒定 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉速：95.5r/min 功率:1.806kW

14、 轉矩：180600Nmm 所設計的軸是實心軸 材料牌號：45調質 硬度(HB)：230 抗拉強度：650MPa 屈服點：360MPa 彎曲疲勞極限：270MPa 扭轉疲勞極限：155MPa 許用靜應力：260MPa 許用疲勞應力：180Mpa 2、確定軸的最小直徑如下： 所設計的軸是實心軸 A值為：118 許用剪應力范圍：30～40MPa 最小直徑的理論計算值：31.44mm 滿足設計的最小軸徑：40mm 3、

15、軸的結構造型如下： 軸各段直徑長度： 長度 直徑 左起第一段 25mm 50mm 二 10mm 60mm 三 58mm 54mm 四 37mm 50mm 五

16、 47mm 46mm 六 45mm 40mm 軸的總長度：222mm 軸的段數：6 軸段的載荷信息： 直徑 距左端距離 垂直面彎矩 水平面彎矩 軸向扭矩 54mm 64mm 180600Nmm 65733Nmm 180600Nmm 40mm 199.5mm 0Nmm -165000Nmm 0Nmm 軸

17、所受支撐的信息： 直徑 距左端距離 50mm 12.5mm 50mm 111.5mm 4、支反力計算 距左端距離 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 12.5mm -751.13N -2979.58N 距左端距離 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 111.5mm

18、1374.71N 571.6N 5、內力 x/mm d/mm m1/Nmm m2/Nmm 12.5 50 0 0 64 54 158249.12 38326.28 111.5 50 33002.04 33002.04 199.5 40 165003.8 5.07 6、彎曲應力校核如下： 危險截面的x坐標：111.5mm

19、 直徑：50mm 危險截面的彎矩M：33002.04Nmm 扭矩T：180600Nmm 截面的計算工作應力：9.76MPa 許用疲勞應力：180MPa 111.5mm處彎曲應力校核通過 結論：彎曲應力校核通過 7、安全系數校核如下： 疲勞強度校核如下： 危險截面的x坐標：111.5mm 直徑：50mm 危險截面的彎矩M：33002.04Nmm 扭矩T：180600Nmm 有效應力集中系數（彎曲作用）：2.62

20、 （扭轉作用）：1.89 截面的疲勞強度安全系數S：7.89 許用安全系數[S]：2.0 111.5mm處疲勞強度校核通過 結論：疲勞強度校核通過 靜校核計算： 危險截面的x坐標：111.5mm 直徑：50mm 危險截面的彎矩M：33002.04Nmm 扭矩T：180600Nmm 截面的靜強度安全系數：29.21 許用安全系數[Ss]：1.8 111.5mm處靜強度校核通過 結論：靜強度校核通過 8、扭轉剛度校核如下：

21、 圓軸的扭轉角：0.059() 許用扭轉變形：0.9/m 扭轉剛度校核通過 9、彎曲剛度校核如下： 撓度計算如下： x/mm νi/mm 1 3.125 0.003108 2 6.25 0.002072 3 9.375 0.001036 4 12.5 0 5 37.25 -0.001036

22、 6 62 -0.001513 7 86.75 -0.000875 8 111.5 0 9 125.3125 0.000978 10 139.125 0.002123 11 152.9375 0.003591 許用撓度系數：0.003 最大撓度：0.003591mm 彎曲剛度校核通過 10、臨界轉速計算如下： 當

23、量直徑dv：53.19mm 軸截面的慣性距I：392906.75mm^4 支承距離與L的比值：0.45 軸所受的重力：400N 支座形式系數λ1：9.0 軸的一階臨界轉速ncr1：36614.45r/min 5 )低速軸的受力分析： 蝸輪軸上的力： 圓周力 　　 徑向力　 軸向力 6 )低速軸零件圖及各彎矩圖和扭矩圖(用機械設計手冊V3.0設計的)： 零件圖 垂直面彎矩： 水平面彎矩： 合成彎矩

24、： 扭矩： 七、聯(lián)軸器的選擇 1、高速級聯(lián)軸器的選擇 1.1、選擇軸的材料及熱處理 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理. 1.2、初估軸的最小直徑 已知扭矩為2.303kw ， 轉速為1430r/min 。 按扭矩初估軸的直徑,查參考文獻[2]中的表15-3,得Ao=106至118,考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用.取Ao=115則: 又軸上有1個鍵槽 則取 1.3、載荷計算 已知轉矩為15.380N.m , 查文獻[2]中的表14-1得 = 1.5 1.4、選擇聯(lián)軸器 而所選的聯(lián)軸器為彈

25、性套柱銷聯(lián)軸器，查文獻[1]中的表8-5選用其型號為LT3。它的公稱扭矩為31.5Nm，故滿足要求。 2、低速級聯(lián)軸器的選擇 2.1、載荷計算 已知轉矩為376.476N.m , 查文獻[2]中的表14-1得 = 1.5 2.2、選擇聯(lián)軸器 而所選的聯(lián)軸器為彈性套柱銷聯(lián)軸器，查文獻[1]中的表8-5選用其型號為LT7。它的公稱扭矩為500Nm，故滿足要求。 八、低速級滾動軸承和鍵的校核 1、低速級軸鍵的校核 1, 低速級軸蝸輪軸上鍵的校核(用機械設計手冊V3.0設計的) 平鍵連接（靜連接）校核計算結果 傳遞的轉矩 T =180600Nmm 軸的直徑 d=54

26、 mm 鍵的類型　sType =A型 　鍵的截面尺寸bh =16x10mm 鍵的長度L=50mm 鍵的有效長度L0 =34.000 mm 　接觸高度k =4.000 mm 最弱的材料　Met =鋼 載荷類型PType =靜載荷 　許用應力[σp] =135 Mpa 計算應力σp =49.183 MPa 校核計算結果： σ≤[σ] 滿足 2, 低速級軸聯(lián)軸器上鍵的校核(用機械設計手冊V3.0設計的) 平鍵連接（靜連接）校核計算結果 傳遞的轉矩 T =180600 Nmm 軸的直徑 d =40 mm 鍵的類型　sType =A型 　鍵的截面尺寸

27、bh=10x8 mm 鍵的長度L=32 mm 鍵的有效長度L0=22.000 mm 　接觸高度k=3.200mm 最弱的材料Met=鋼 載荷類型PType =靜載荷 　許用應力[σp] =135 Mpa 計算應力σp =128.267 MPa 校核計算結果： σ≤[σ] 滿足 2、低速級滾動軸承的選用及校核 1、設計參數(用機械設計手冊V3.0設計的) 徑向力 Fr=876.44 (N) 　　軸向力 Fa=615.2 (N) 　　圓周力 Ft=2408 (N) 　　軸頸直徑 d1=50 (mm) 　　轉速 n=95.5 (r/min)

28、 　　要求壽命 Lh=46080 (h) 　　作用點距離 L=99 (mm) 　　Fr與軸承1距離 L1=47.5 (mm) 　　Fr與軸心線距離 La=75 (mm) 　　溫度系數 ft=1 　　潤滑方式 Grease=脂潤滑 2、選擇軸承型號 　　軸承類型 BType=圓錐滾子軸承 　　軸承型號 BCode=30210 　　軸承內徑 d=50 (mm) 　　軸承外徑 D=90 (mm) 　　軸承寬度 B=22 (mm) 　　基本額定動載荷 C=73200 (N) 　　基本額定靜載荷 Co=92000 (N) 　　極限轉速(脂) nlimz=4300 (r/min

29、) 3、計算軸承受力 　　軸承1徑向支反力 Fr1=1252.69 (N) 　　軸承1軸向支反力 Fa1=1015.24 (N) 　　軸承2徑向支反力 Fr2=1456.31 (N) 　　軸承2軸向支反力 Fa2=1630.44 (N) 4、計算當量動載荷 　　當量動載荷 P1=1503.23 (N) 　　當量動載荷 P2=1906.21 (N) 5、校核軸承壽命 　　軸承工作溫度 T=<=120 (℃) 　　軸承壽命 L10=190812 (10^6 轉) 　　軸承壽命 Lh=33300574 (h) 　　驗算結果 Test=合格 九、潤滑方式的選擇 1．齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度為3.818m/s<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。 2．滾動軸承的潤滑 因在減速器中各軸的軸頸圓周速度v=0.29m/s所以采用脂潤滑。 12