蝸輪蝸桿減速器課程設計模板

1、 一、課程設計任務書題目：設計某帶式傳輸機中的蝸桿減速器工作條件：工作時不逆轉，載荷有輕微沖擊；工作年限為10年，二班制。已知條件：滾筒圓周力F=4400N；帶速V=0.75m/s；滾筒直徑D=450mm。二、傳動方案的擬定與分析由于本課程設計傳動方案已給：要求設計單級蝸桿下置式減速器。它與蝸桿上置式減速器相比具有攪油損失小，潤滑條件好等優(yōu)點，適用于傳動V4-5 m/s,這正符合本課題的要求。三、電動機的選擇1、電動機類型的選擇按工作要求和條件，選擇全封閉自散冷式籠型三相異步電動機，電壓380，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

2、電動機轉速計算滾筒工作轉速：按機械設計教材推薦的傳動比合理范圍，取一級蝸桿減速器傳動比范圍，則總傳動比合理范圍為I總=580。故電動機轉速的可選范圍為： 。符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500和3000r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關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4方案比較適合，則選n=3000r/min。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S1-2。其主要性能：額定功率5.5KW；滿載轉速2920r/min；額定轉矩2.2。

3、四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比五、動力學參數(shù)計算1、計算各軸轉速2、計算各軸的功率P0=P電機 =4.38 KWP=P0×聯(lián)=4.336KWP=P×軸承×蝸桿=3.09KWP=P×軸承×聯(lián)=3.03KW 3、計算各軸扭矩T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×4.38/2920=14.325 N·mT=9.55×106PII/n=9.55×106×4.3362/2920=14.1818N·mT=9.55×106PIII/n=9.

4、55×106×3.09/63.69=463.33 N·mT=9.55×106PIII/n=9.55×106×3.03/63.69=454.33N·m六、傳動零件的設計計算Ø 蝸桿傳動的設計計算1、選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T100851988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4555HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。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

5、鑄鐵HT100制造。3、按齒面接觸疲勞強度進行設計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由教材P254式(1112),傳動中心距(1)確定作用在蝸桿上的轉矩按，估取效率=0.72,則= =468667N.mm(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115選取使用系數(shù)由于轉速不高,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)先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖1118中可查得=2.9

6、。(5)確定許用接觸應力根據(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117查得蝸輪的基本許用應力=268。由教材P254應力循環(huán)次數(shù)壽命系數(shù)則(6)計算中心距(6)取中心距a=180mm,因i=45.85,故從教材P245表112中取模數(shù)m=6.3mm, 蝸輪分度圓直徑=63mm這時=0.35從教材P253圖1118中可查得接觸系數(shù)=2.9因為=,因此以上計算結果可用。4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸(1) 蝸桿軸向尺距mm;直徑系數(shù);齒頂圓直徑;齒根圓直徑;分度圓導程角;蝸桿軸向齒厚mm。(2) 蝸輪蝸輪齒數(shù)48;變位系

7、數(shù)mm;演算傳動比mm,這時傳動誤差比為,是允許的。蝸輪分度圓直徑mm蝸輪喉圓直徑=315mm蝸輪齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓半徑mm5、校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù)根據(jù)從教材P255圖1119中可查得齒形系數(shù)螺旋角系數(shù)從教材P255知許用彎曲應力從教材P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=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=;與相對滑動速度有關。從教材P264表1118中用插值法查得=0.01632, 代入式中得=0.824,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計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減

8、速器,從GB/T100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇9級精度,側隙種類為f,標注為8f GB/T100891988。然后由參考文獻5P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71m, 蝸輪的齒厚公差為 =130m;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6m, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6m和3.2m。8.熱平衡核算初步估計散熱面積：取(周圍空氣的溫度)為。七、軸的設計計算Ø 輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45調質，硬度217255HBS根據(jù)教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d115 (5.9/1500)1/3mm=18.1mm考慮有鍵槽，將直徑增大5

9、%，則：d=18.1×(1+5%)mm=19.1mm選d=30mm2、軸的結構設計（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=60mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0. 08×30=2.4mm直徑d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,長度取L2=50 mmIII段：直徑d3= 40mm 初選用7008C型角接觸球軸承，其內徑為40mm，寬度為15mm，并且采用套筒定位；故III段長：L3=40mm

10、由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×50=4mmd4=d3+2h=40+2×4=50mm長度取L4=90mm段：直徑d5=80mm 長度L5=120mm段：直徑d6= d4=50mm 長度L6=90mm段：直徑d7=d3=40mm 長度L7=L3=40mm初選用7008C型角接觸球軸承，其內徑為40mm，寬度為15mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=490mm（3）按彎矩復合強度計算求小齒輪分度圓直徑：已知d1=80mm=0.08m求轉矩：已知T2=91.7N·m、T1=54.8N·m求圓周力：Ft根據(jù)教材P198（10-3）式得：=

11、2T1/d1=2X54.8/80X=1370N=2T2/d2=590N求徑向力Fr根據(jù)教材P198（10-3）式得：Fr=·tan=590×tan200=214.7N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=182.5mmn 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=107.35NFAZ=FBZ=/2=685N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=19.6N·mn 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=685×182.5×=125N

12、83;mn 繪制合彎矩圖MC=(MC12+MC22)1/2=(19.62+1252)1/2=126.5N·mn 繪制扭矩圖轉矩：T= TI=54.8N·mn 校核危險截面C的強度由教材P373式（15-5）經判斷軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)應力,取=0.6, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。該軸強度足夠。Ø 輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度（217255HBS）根據(jù)教材P370頁式（15-2），表（15-3）取A0=115dA0(P2/n2)1/3=115(5.31/553)1/3=24

13、.4mm取d=58mm2、軸的結構設計（1）軸上的零件定位，固定和裝配 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=80mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.09×58=5.22mm直徑d2=d1+2h=58+2×5.2266mm,長度取L2=50 mmIII段：直徑d3=70mm 由

14、GB/T297-1994初選用7014C型圓錐滾子軸承，其內徑為70mm，寬度為20mm。故III段長：L3=40mm段：直徑d4=82mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×82=6.56mmd4=d3+2h=70+2×6.682=82mm長度取L4=110mm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）按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=82mm求轉矩：已知T2= TII=91.7N·m求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得=2T2/d2=590 N求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（1

15、0-3）式得Fr=·tan=3586.4×tan200=1370N兩軸承對稱LA=LB=75mmn 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=107.35NFAX=FBX=/2=295Nn 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=107.35×75×=8N·mn 截面C在水平面彎矩為MC2=FAXL/2=295×75×=22.125N·mn 計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N·m 圖7-2n

16、校核危險截面C的強度由式（15-5）由教材P373式（15-5）經判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力,取=1, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。此軸強度足夠八、鏈及鏈輪的選擇1、選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪尺數(shù)=19,由前面計算知則大鏈輪齒數(shù)2、確定計算功率由教材P178表96查得,由教材P179圖913查得,單排鏈,則由教材P178式(9-15)得計算功率為3、選擇鏈條型號和齒距根據(jù)及查教材P176圖9-11,可選20A-1。查教材P167表9-1得鏈條節(jié)距為P=25.4 mm。4、計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距取1000mm由教材P180式9

17、16相應鏈節(jié)數(shù)為查得取鏈長節(jié)數(shù)=104節(jié),此時查教材P180表9-7得到中心距計算系數(shù)=0.24925,則由教材P180式917得鏈傳動的最大中心距。5、計算鏈速v,確定潤滑方式由教材P172式91 m/s由v=4.4m/s和鏈號20A-1查教材P181圖9-14可知采用油池潤滑6、計算壓軸力有效圓周力為鏈輪水平布置時的壓軸力，則壓軸力為。九、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命：16×365×10=58400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

18、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)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;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,=669N,=140.77N。(3)求軸承當量動載荷和因為由教材P321表13-

19、5分別進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 =0.44, =1.18對軸承2 =1, =0因軸承運轉中有輕微沖擊,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)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖(1)中

20、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量動載荷和由教材P321表13-5進行插值計算,得。再計算由兩次計算相差不大，所以則有e=0.385, e=0.28,=1526.7N,=223.24N。(3)求軸承當量動載荷和由教材P321表13-5分別進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十、鍵連接的選擇及校核計算1

21、、連軸器與電機連接采用平鍵連接軸徑d1=38mm，L電機=50mm查參考文獻5P119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=50-8=42mm T2=20000N·m 根據(jù)教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4×20000/10×8×42=23.8Mpa<p(110Mpa)2、輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接軸徑d2=30mm L1=60mm T=54.8N·m查手冊P51 選A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50即：鍵A10×50 GB/T1

22、096-2003l=L1-b=60-10=50mm h=8mmp=4T/dhl=4×54800/30×8×50=18.3Mpa<p(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型平鍵，得：b=18 h=11 L=70即：鍵A18×70GB/T1096-2003l=L2-b=80-18=62mm h=11mm根據(jù)教材P106（6-1）式得p=4T/dhl=4×91700/58×11×62=9.8Mpa<p (110Mpa)十一、聯(lián)軸器的選擇及

23、校核計算聯(lián)軸器選擇的步驟：Ø 連軸器的設計計算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、載荷計算公稱轉矩T= N·m3、型號選擇從GB43232002中查得LX3型彈性套柱銷連軸器的公稱轉矩為1250N·m,許用最大轉速為5700r/min,軸徑為3048 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

24、度V1.52m/s所以采用飛濺潤滑。3、密封軸承蓋上均裝墊片，透蓋上裝密封圈。十三、箱體及附件的結構設計1、減速器結構減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結構尺寸見裝配圖及零件圖。2、注意事項（1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料；（2）齒輪嚙合側隙用鉛絲檢驗，高速級側隙應不小于0.211mm，低速級側隙也不應小于0.211mm；（3）齒輪的齒側間隙最小= 0.09mm，齒面接觸斑點高度>45%，長度>60%；（4）角接觸球軸承7008C、7014C的軸向游隙均為0.100.15mm；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

25、膠和水玻璃，各密封處不允許漏油；（6）減速器裝置內裝CKC150工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍；（7）減速器外表面涂灰色油漆；（8）按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。 電動機型號：Y132S1-2P0=4.38KWPI=4.336KWPII=3.09KWPIII=3.03KWT0=14.325N·mTI=14.1818N·mTII=463.33N·mTIII=454.33N·mK=1.21 = = d=30mmd1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=50mmd5=80mmd6=50mmd7=40mmFAY=107.35NFAZ=685NMC1=19.6N

26、·md=58mmd1=58mmd2=66mmd3=70mmd4=110mmd5=70mm=590 NFr=1370NFAY=107.35NFAX=295NMC1=8N·mMC2=22.125N·mMC=23.54N·m1000mm=0.44=1.18 =0=1=0 =0鍵A10×50 GB/T1096-2003 p=23.8Mpa鍵A10×50GB/T1096-2003p=18.3Mpa鍵A18×70GB/T1096-2003p=9.8Mpa設計小結經過幾周的課程設計，我終于完成了自己的設計，在整個設計過程中，感覺學到了很多的關于機械設計的知識，這些都是在平時的理論課中不能學到的。還將過去所學的一些機械方面的知識系統(tǒng)化，使自己在機械設計方面的應用能力得到了很大的加強。除了知識