帶式蝸輪蝸桿減速器傳動設計說明書

1、.目錄一、設計任務書31、帶式運輸機工作原理32、已知條件33、設計數(shù)據(jù)34、傳動方案35、設計內(nèi)容3二、總體傳動方案的選擇與分析41、傳動方案的選擇42、傳動方案的分析4三、原動機的選擇41、原動機功率的確定42、原動機轉速的確定53、原動機的選擇5四、傳動裝置運動及動力參數(shù)計算51、各軸轉速的計算52、各軸功率的計算53、各軸轉矩的計算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111、高速級聯(lián)軸器的選擇1112、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：圖1.

2、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(nèi)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(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。3設計數(shù)據(jù)運輸帶工作接力F/N運輸帶工作速度n/（m/s）卷筒直徑D/mm15001.12204傳動方案本課題采用的是蝸輪蝸桿封閉式減速器傳動。5課程設計內(nèi)容 1）按照給定的數(shù)據(jù)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

3、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(nèi)比較實用，傳動功率大，傳動轉矩也比較大，噪聲??；另外價格相對于其它種類的各種原動機稍微便宜，在室內(nèi)使用比較環(huán)保。傳動裝置采用一級蝸輪蝸桿減速器組成的封閉式減速器，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，

4、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?？偠灾斯ぷ鳈C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

5、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(jù)上面所算得的原動機的功率與轉速范圍，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(shù)如下表：型號額定功率滿載轉速最大轉矩 質量軸的直徑Y100L2 43kw1430r/min2.338 kg24mm四、傳動裝置運動及動力參數(shù)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/

6、95.5=14.9所以取=152）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(shù)計算(用機械設計手冊V3.0設計的)1傳動參數(shù)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(shù)z1：2蝸輪齒數(shù)z2：30實際傳動比i：152蝸桿蝸輪材料蝸桿材料：45蝸桿熱處理類型：調(diào)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(shù)SHmin；1.1

7、彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)SFmin；1.2轉速系數(shù)Zn：0.726壽命系數(shù)Zh；0.903材料彈性系數(shù)Ze：147N0.5/mm蝸輪材料接觸疲勞極限應力Hlim：340N/mm2蝸輪材料許用接觸應力H：202.654N/mm2蝸輪材料彎曲疲勞極限應力Flim：190N/mm2蝸輪材料許用彎曲應力F：158.333N/mm23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:m2d11355.784mm3模數(shù)m:5mm蝸桿分度圓直徑d1:50mm4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：平穩(wěn)載荷蝸輪使用系數(shù)Ka：1蝸輪動載系數(shù)Kv：1.2蝸輪動載系數(shù)Kv：1.2導程

8、角系數(shù)Y：0.906蝸輪齒面接觸強度H:200.532N/mm2，通過接觸強度驗算！蝸輪齒根彎曲強度F:15.262N/mm2，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(shù)ha*:1齒根高系數(shù)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(shù)x2：0法面模數(shù)mn：4.903mm蝸輪喉圓直徑da2：160mm蝸輪齒根圓直徑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：11.31°軸向齒形角x：

9、20°法向齒形角n：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)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(diào)質處理.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

10、上有二個鍵槽 則取3 )軸的設計參數(shù)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 轉矩：180600N·mm 所設計的軸是實心軸 材料牌號：45調(diào)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：180Mpa2、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：3040MPa 最小直

11、徑的理論計算值：31.44mm 滿足設計的最小軸徑：40mm3、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 47mm 46mm 六 45mm 40mm 軸的總長度：222mm 軸的段數(shù)：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 180600N·mm 65733N·mm 180600N·mm 40mm 199.5mm 0N·mm -165000N·mm 0N·mm 軸所受支

12、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 1374.71N 571.6N 5、內(nèi)力 x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm 12.5 50 0 0 64 54 158249.12 38326.28 111.5 50 33002.04 33002.04 199.5 40 165003.8 5.076、彎曲應力校核如下： 危險截面的x坐標：111.5m

13、m 直徑：50mm 危險截面的彎矩M：33002.04N·mm 扭矩T：180600N·mm 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(shù)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：33002.04N·mm 扭矩T：180600N·mm 有效應力集中系數(shù)（彎曲作用）：2.62 （扭轉作用）：1.89 截面的疲勞強度安全系數(shù)S：7.89 許用安全系數(shù)S：2.0 111.5mm處疲勞強度校核通過 結論：疲勞強度校核通

14、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：33002.04N·mm 扭矩T：180600N·mm 截面的靜強度安全系數(shù)：29.21 許用安全系數(shù)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： 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 i/mm 1 3.125 0.003108 2 6.25 0.002072 3 9.375 0.001036 4 12.5 0 5 37.25 -0.001

15、036 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(shù)：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： 當量直徑dv：53.19mm 軸截面的慣性距I：392906.75mm4 支承距離與L的比值：0.45 軸所受的重力：400N 支座形式系數(shù)1：9.0 軸的一階臨界轉速ncr1：36614.45r/min5 )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

16、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：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(diào)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 = 1.51.4、選擇聯(lián)軸器而所選的聯(lián)軸器為彈

17、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31.5N·m，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 = 1.52.2、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500N·m，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 =180600N·mm 軸的直徑 d=54 mm 鍵的類型sType

18、=A型鍵的截面尺寸b×h =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p =135 Mpa 計算應力p =49.183 MPa 校核計算結果： 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 N·mm 軸的直徑 d =40 mm 鍵的類型sType =A型鍵的截面尺寸b×h=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p =135 Mpa 計算應力p =128.267 MPa 校核計算結果： 滿足2、低速級滾動軸承的選用及校核1、設計參數(shù)(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/m