蝸輪蝸桿式減速器課程設(shè)計計算說明書

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1、. . . . 一、課程設(shè)計任務(wù)書 題目：帶式運輸機傳動裝置設(shè)計 1. 工作條件 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載起動；使用期10年，每年300個工作日，兩班制工作，小批量生產(chǎn)，允許運輸帶速度偏差為±5%。 帶式運輸機傳動示意圖 2. 設(shè)計數(shù)據(jù) 學(xué)號-數(shù)據(jù)編號 11-1 12-2 13-3 14-4 15-5 16-6 17-7 18-8 19-9 20-10 輸送帶工作拉力（） 2.2 2.3 2.4 2.5 2.3 2.4 2.5

2、2.3 2.4 2.5 輸送帶工作速度（） 1.0 1.0 1.0 1.1 1.1 1.1 1.1 1.2 1.2 1.2 卷筒直徑（） 380 390 400 400 410 420 390 400 410 420 3. 設(shè)計任務(wù) 1）選擇電動機，進(jìn)行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算。 2）進(jìn)行傳動裝置中的傳動零件設(shè)計計算。 3）繪制傳動裝置中減速器裝配圖和箱體、齒輪與軸的零件工作圖。 4）編寫設(shè)計計算說明書。 二、傳動方案的擬定與分析 由于本課程設(shè)計傳動方案已給：要求設(shè)計單級蝸桿上置式減速器。它與

3、蝸桿上置式減速器相比具有蝸桿的圓周速度允許高一些等優(yōu)點，但蝸桿軸承的潤滑不太方便，需采取特殊的結(jié)構(gòu)措施。這種減速器一般適用于蝸桿圓周速度V>4-5 m/s的場合,符合本課題的要求。 三、電動機的選擇 1、電動機類型的選擇 按工作要求和條件，選擇三相籠型異步電動機，閉式結(jié)構(gòu)，電壓380Ｖ，型號選擇Y系列三相異步電動機。 2、電動機功率選擇 1）傳動裝置的總效率： 2）電機所需的功率： 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 計算

4、滾筒工作轉(zhuǎn)速： 按《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》P18表2-4推薦的傳動比合理圍，取蝸桿減速器傳動比圍，則總傳動比合理圍為 。故電動機轉(zhuǎn)速的可選圍：。符合這一圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500和3000r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3方案比較適合，則選n=1500r/min。 4、確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率與同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132M2-6。 其主要性能：額定功率5.5KW；滿載轉(zhuǎn)速960r/min；額定轉(zhuǎn)

5、矩2.0,軸徑為28 mm。 四、計算總傳動比與分配各級的傳動比 1、總傳動比 2、分配各級傳動比 （1） 據(jù)指導(dǎo)書P18表2-4，取蝸桿（單級減速器合理） （2） 五、動力學(xué)參數(shù)計算 1、計算各軸轉(zhuǎn)速 2、計算各軸的功率 PI=P電機 =4.059 KW PII=PI×=3.696KW PIII=PII×η軸承×=3.622KW 3、計算各軸扭矩 TI=9.55×106PI/n1=9.55×106×4.059/960=40370

6、 N·mm TII=9.55×106PII/n2=9.55×106×3.696/50=705936N·mm TIII=9.55×106PIII/n3=9.55×106×3.622/50=691802N·mm 六、傳動零件的設(shè)計計算 ? 蝸桿傳動的設(shè)計計算 1、選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085—1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。 2、選擇材料 考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45鋼;因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為45～55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬

7、模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 3、按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則,先按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由教材P254式(11—12),傳動中心距 (1)確定作用在蝸桿上的轉(zhuǎn)矩 按，估取效率=0.75,則 (2)確定載荷系數(shù)K 因工作載荷有輕微沖擊,故由教材P253取載荷分布不均系數(shù)=1;由教材P253表11—5選取使用系數(shù)由于轉(zhuǎn)速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù);則由教材P252 (3)確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。 (4)確定接觸系數(shù)

8、 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖11—18中可查得=2.9。 (5)確定許用接觸應(yīng)力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從從教材P254表11—7查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268。由教材P254應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 則 (6)計算中心距 (6)取中心距a=200mm,因i=19.2,故從教材P245表11—2中取模數(shù)m=8mm, 蝸輪分度圓直徑=80mm這時=0.4從教材P253圖11—18中可查得接觸系數(shù)=2.74因為<,因此以上計算結(jié)果可用。 4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸

9、 (1) 蝸桿 軸向尺距mm;直徑系數(shù); 齒頂圓直徑; 齒根圓直徑 分度圓導(dǎo)程角;蝸桿軸向齒厚mm。 (2) 蝸輪 蝸輪齒數(shù) ;變位系數(shù)mm; 演算傳動比,這時傳動誤差比為,是允許的。 蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑=344mm 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 5、校核齒根彎曲疲勞強度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)從教材P255圖11—19中可查得齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù) 從教材P255知許用彎曲應(yīng)力 從教材P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力=56。 由教材P255壽命系數(shù) 可見彎曲強度是滿足的。 6、驗算效率 已知=;;

10、與相對滑動速度有關(guān)。 從教材P264表11—18中用插值法查得=0.0204,代入式中得=0.86,大于原估計值,因此不用重算。 7、精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減速器,從GB/T10089—1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度,側(cè)隙種類為f,標(biāo)注為8f GB/T10089—1988。然后由參考文獻(xiàn)[5]P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71μm, 蝸輪的齒厚公差為 =130μm;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6μm, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6μm和3.2μm。 V=πd1n1/60×1000=3.14×8

11、0×1440/60×1000=6.0288m/s 七、軸的設(shè)計計算 ? 輸入軸的設(shè)計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 根據(jù)教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A=115 d≥115 (3.36/1440)1/3mm=14.85mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=14.85×(1+5%)mm=15.59mm ∴選d=25mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在

12、箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。 （2）確定軸各段直徑和長度 I段：直徑d1=30mm 長度取L1=60mm II段：由教材P364得：h=0.08 d1=0. 08×25=2.4mm 直徑d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,長度取L2=50 mm III段：直徑d3=40mm 初選用7008AC型角接觸球軸承，其徑為40mm，寬度為15mm，并且采用套筒定位；故III段長：L3=40mm 由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×50=40mm d4=d3+2h=40+2×4=50mm長度取L4=90mm Ⅴ段：直徑d5

13、=80mm 長度L5=120mm Ⅵ段：直徑d6= d4=50mm 長度L6=90mm Ⅶ段：直徑d7=d3=40mm 長度L7=L3=40mm 初選用7008AC型角接觸球軸承，其徑為40mm，寬度為15mm外徑68mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=490mm 圖 （3）按彎矩復(fù)合強度計算 ①求小齒輪分度圓直徑：已知d1=80mm=0.08m ②求轉(zhuǎn)矩：T1=40.37N·m ③求圓周力：Ft 根據(jù)教材P198（10-3）式得：=2T1/d1=2X40.37/80X=1281.58N ④求徑向力Fr 根據(jù)教材P198（10-3）式得： Fr=·t

14、anα=1281.58×tan200=466.45N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=170mm n 繪制軸的受力簡圖 n 繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力： FAY=FBY=Fr1/2=233.22N FAZ=FBZ=/2=640.79N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為： MC1=FAyL/2=39.647N·m n 繪制水平面彎矩圖 圖7-1 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=108.93N·m n 繪制合彎矩圖 MC=(MC12+MC22)1/2=(39.6472+108.932)1/2=115.92N·m

15、n 繪制扭矩圖 轉(zhuǎn)矩：T= TI=40.37N·m n 校核危險截面C的強度 ∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力,取α=0.6, 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。 ∴該軸強度足夠。 ? 輸出軸的設(shè)計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS） 根據(jù)教材P370頁式（15-2），表（15-3）取A0=115 d≥A0(P2/n2)1/3=115(5.31/553)1/3=24.4mm 取d=58mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸上的零件定位，固定和裝配

16、單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒，右軸承和鏈輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 I段：直徑d1=58mm 長度取L1=80mm II段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.09×58=5.22mm 直徑d2=d1+2h=58+2×5.22≈66mm,長度取L2=50 mm III段：直徑d3=70mm 由GB/T297-1994初選用7014C型圓錐滾子軸承，其徑為

17、70mm，寬度為20mm。故III段長：L3=40mm Ⅳ段：直徑d4=82mm 由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×82=6.56mm d4=d3+2h=70+2×6.682=82mm長度取L4=110mm Ⅴ段：直徑d5=d3=70mm L5=40mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=150mm （3）按彎扭復(fù)合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=328mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T2= TII=91.7N·m ③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得 =2T2/d2=4304.2 N ④求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（10-3）式得 Fr=·ta

18、nα=4304.2×tan200=1566.5N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=75mm n 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ FAY=FBY=Fr/2=783.3N FAX=FBX=/2=2152.1N n 由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=787.3×75×=58.7N·m n 截面C在水平面彎矩為 MC2=FAXL/2=2152.1×75×=161.4N·m n 計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2=（58.72+161.42）1/2=181.5N·m 圖7-2 n 校核危險截面C的強度由式（15-

19、5） ∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力,取α=1, 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。 ∴此軸強度足夠 九、滾動軸承的選擇與校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：16×300×10=48000小時。 1、計算輸入軸軸承 初選兩軸承為角接觸球軸承7308C型查軸承手冊可知其基本額定動載荷=46.2KN基本額定靜載荷=30.5KN。 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指定軸線;

20、圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知: （2）求兩軸承的計算軸向力 對于7008C型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù),其值由的大小來確定,但現(xiàn)軸承軸向力未知,故先取e=0.4,因此估算 按教材P322式(13-11a) 由教材P321表13-5進(jìn)行插值計算,得。再計算 由兩次計算相差不大，所以則有e=0.225, e=0.2,=787.28N,=139.98N。 (3)求軸承當(dāng)量動載荷和 因為 由教材P321表13-5分別進(jìn)行查表或插值計算得

21、徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承1 =0.44,=1.18 對軸承2 =1,=0 因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按教材P321表13-6,,取。則由教材P320式(13-8a) (4)驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算 由教材P319式(13-5) h故所選軸承滿足壽命要求。 2、計算輸出軸軸承 初選兩軸承為7314B型圓錐滾子軸承查圓錐滾子軸承手冊可知其基本額定動載荷=115KN基本額定靜載荷=87.2KN。 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉(zhuǎn)矩

22、而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知: （2）求兩軸承的計算軸向力和軸承當(dāng)量動載荷和 由教材P321表13-5進(jìn)行插值計算,得。再計算 由兩次計算相差不大，所以則有e=0.385, e=0.28,=957.55N,=170.27N。 (3)求軸承當(dāng)量動載荷和 由教材P321表13-5分別進(jìn)行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承1 =1,=0 對軸承2 =1=0 因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按教材P321表13-6,,取。則由教材P320式(13-8a) (4

23、)驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算 由教材P319式(13-5) h故所選軸承滿足壽命要求 十、鍵連接的選擇與校核計算 1、連軸器與電機連接采用平鍵連接 軸徑d1=30mm，L電機=60mm 查參考文獻(xiàn)[5]P119選用A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50 即：鍵A10×50 GB/T1096-2003 l=L電機-b=60-8=52mm T2=705936N·m 根據(jù)教材P106式6-

24、1得 σp=4T2/dhl=4×705936/10×8×52=23.8Mpa<[σp](110Mpa) 2、輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 軸徑d2=35mm L1=60mm T=40.4N·m 查手冊P51 選A型平鍵，得：b=10 h=8 L=45 即：鍵A10×50 GB/T1096-2003 l=L1-b=60-10=50mm h=8mm σp=4T/dhl=4×40400/35×8×45=18.3Mpa<[σp](110Mpa) 3、輸出軸與渦輪連接用平鍵連接 軸徑d3=58mm L2=80mm T=91.7N.m 查手冊P51 選用A型

25、平鍵，得：b=18 h=11 L=70 即：鍵A18×70GB/T1096-2003 l=L2-b=80-18=62mm h=11mm 根據(jù)教材P106（6-1）式得 σp=4T/dhl=4×91700/58×11×62=9.8Mpa<[σp] (110Mpa) 十一、聯(lián)軸器的選擇與校核計算 聯(lián)軸器選擇的步驟： ? 連軸器的設(shè)計計算 1、類型選擇 為了隔離振動與沖擊,選用彈性套柱銷連軸器。 2、載荷計算 公稱轉(zhuǎn)矩T=N·m 3、型號選擇 從GB4323—2002中查得LX

26、3型彈性套柱銷連軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為1250N·m,許用最大轉(zhuǎn)速為5700r/min,軸徑為30～48 mm之間,故合用。 十二、減速器的潤滑與密封 1、齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以采用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油面高度約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油面高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。 2、滾動軸承的潤滑 因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V≥1.5～2m/s所以采用飛濺潤滑。 3、密封 軸承蓋上均

27、裝墊片，透蓋上裝密封圈。 十三、箱體與附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、減速器結(jié)構(gòu) 減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結(jié)構(gòu)尺寸見裝配圖與零件圖。 2、注意事項 （1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料； （2）齒輪嚙合側(cè)隙用鉛絲檢驗，高速級側(cè)隙應(yīng)不小于0.211mm，低速級側(cè)隙也不應(yīng)小于0.211mm； （3）齒輪的齒側(cè)間隙最小= 0.09mm，齒面接觸斑點高度>45%，長度>60%； （4）角接觸球軸承7008C、7014C的

28、軸向游隙均為0.10～0.15mm；用潤滑油潤滑； （5）箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片，允許涂密封膠和水玻璃，各密封處不允許漏油； （6）減速器裝置裝CKC150工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度圍； （7）減速器外表面涂灰色油漆； （8）按減速器的實驗規(guī)程進(jìn)行試驗。

29、 電動機型號： Y132M-6 PI=4.059KW PII=3.696KW PIII=3.622KW TI=40370N·mm TII=705936N·mm TIII=691802N·mm

30、 K=1.05 V=6.0288m/s

31、 d1=30mm d2=35mm d3=40mm d4=50mm d5=80mm d6=50mm d7=40mm FAY=233.22N FAZ=640.79N MC1=39.647N·m d=58mm

32、 d1=58mm d2=66mm d3=70mm d4=82mm d5=70mm =4304.2 N Fr=1566N FAY=783.3N FAX=2152.1N MC1=58.7N·m MC2=161.4N·m MC=181.5N·m

33、 =0.44 =1.18 =0 =1 =0 =0

34、 鍵A10×50 GB/T1096-2003 σp=23.8Mpa 鍵A10×50 GB/T1096-2003 σp=18.3Mpa 鍵A18×70 GB/T1096-2003 σp=9.8Mpa

35、 設(shè)計小結(jié) 經(jīng)過三個星期的實習(xí)，過程曲折可謂一語難盡。在此期間我也失落過，也曾一度熱情高漲。從開始時滿富盛激情到最后汗水背后的復(fù)雜心情，點點滴滴無不令我回味無長。 體會到作為設(shè)計人員在設(shè)計過程中必須嚴(yán)肅、認(rèn)真，并且要有極好的耐心來對待每一個設(shè)計的細(xì)節(jié)。在設(shè)計過程中，我們會碰到好多問題，這些都是平時上理論課中不會碰到，或是碰到了也因為不用而不去深究的問題，但是在設(shè)計中，這些就成了必須解決的問題，如果不問老師或是和同學(xué)討論，把它搞清楚，在設(shè)計中就會出錯，甚至整個方案都必須全部重新

36、開始。比如軸上各段直徑的確定，以與各個尺寸的確定，以前雖然做過作業(yè)，但是畢竟沒有放到非常實際的應(yīng)用環(huán)境中去，畢竟考慮的還不是很多，而且對所學(xué)的那些原理性的東西掌握的還不是很透徹。但是經(jīng)過老師的講解，和自己的更加深入的思考之后，對很多的知識，知其然還知其所以然。 剛剛開始時真的使感覺是一片空白，不知從何處下手，在畫圖的過程中，感覺似乎是每一條線都要有一定的依據(jù)，尺寸的確定并不是隨心所欲，不斷地會冒出一些細(xì)節(jié)問題，都必須通過計算查表確定。 設(shè)計實際上還是比較累的，每天在電腦前畫圖或是計算的確需要很大的毅力。從這里我才真的體會到了做工程的還是非常的不容易的，通過這次課程設(shè)計我或許提前體會到了自己以

37、后的職業(yè)生活吧。 經(jīng)過這次課程設(shè)計感覺到自己還學(xué)到了很多的其他的計算機方面的知識，經(jīng)過訓(xùn)練能夠非常熟練的使用Word和autoCAD。并且由于在前期為了選定最終使用的CAD軟件，我還學(xué)習(xí)使用了InteCAD和開目CAD，掌握了大致的用法，通過比較學(xué)習(xí)我了解了CAD軟件的大致框架，覺得受益匪淺。 所以這次課程設(shè)計，我覺得自己真的收獲非常的大。打完這行字，真的心一下子放了下來，看到自己完成的成果，真的覺得雖然很累，但覺得很欣慰，這次課程設(shè)計應(yīng)該是達(dá)到了預(yù)期的效果。 參考文獻(xiàn) [1] 濮良貴、紀(jì)名剛．機械設(shè)計（第八版）．：高等教育，2006． [2] 龔溎義、羅圣國．機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書（第二版）．：高等教育，1990． [3] 吳宗澤、羅圣國．機械設(shè)計課程設(shè)計手冊（第二版）．：高等教育，1999． [4] 鐵鳴．新編機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊．：高等教育，2003． [5] 金清肅．機械設(shè)計課程設(shè)計．:華中科技大學(xué),2007. - 24 - / 24