蝸輪蝸桿減速器課程設計解析(共28頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上課程設計說明書 課程名稱：機械設計課程設計 設計題目：一級蝸輪蝸桿減速器 學校：沈陽工業(yè)大學 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 班級： 1307 班 設計者 ：孫震宇 學號： 指導教師 ：趙鐵軍 日期：2015年6月22日7月10日 目 錄一 前言- 3 二 設計題目-5三 電動機的選擇-4四 傳動裝置動力和運動參數(shù) -8五 蝸輪蝸桿的設計-9六 軸的設計-13七 滾動軸承的確定和驗算-21八 鍵的選擇及校核-22九 聯(lián)軸器的選擇及校核-23十 潤滑與密封的設計-24十一鑄鐵減速器結構主要尺寸-25十二感謝-26十三參考文獻-27一、課程設計的目的和意義 機械設計基礎課程

2、設計是相關工科專業(yè)第一次較全面的機械設計練習，是機械設計基礎課程的最后一個教學環(huán)節(jié)。其目的是： 1、 培養(yǎng)學生綜合運用所學的機械系統(tǒng)課程的知識去解決機械工程問題的能力，并使所學知識得到鞏固和發(fā)展。 2、學習機械設計的一般方法和簡單機械傳動裝置的設計步驟。 3、進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖和學習使用設計資料、手冊、標準和規(guī)范。4、機械設計基礎課程設計還為專業(yè)課課程設計和畢業(yè)設計奠定了基礎。二、課程設計的內(nèi)容和份量 1、題目擬訂 一般選擇通用機械的傳動裝置作為設計的課程，傳動裝置中包括齒輪減速器、帶傳動、鏈傳動、蝸桿傳動及聯(lián)軸器等零、部件。 傳動裝置是一般機械不可缺少的組成部分，其設計

3、內(nèi)容既包括課程中學過的主要零件，又涉及到機械設計中常遇到的一般問題，能達到課程設計的目的。（具體題目附在任務書的后面）2、內(nèi)容 總體設計、主要零件的設計計算、減速器裝配圖和零件工作圖的繪制及設計計算說明書的編寫等。 3、份量 減速器裝配圖一張(AO或A1圖紙)，零件工作圖二張（齒輪減速器為輸入或輸出軸、蝸桿減速器為蝸桿軸一張，齒輪或蝸輪一張。）設計計算說明書一份。三、課程設計的步驟和進度 課程設計的具體步驟為：1、設計準備 認真閱讀設計任務書，明確設計要求、工作條件、內(nèi)容和步驟；通過閱讀有關資料、圖紙；參觀實物和模型，了解設計對象；準備好設計需要的圖書、資料和用具；擬定設計計劃等。2、傳動裝置

4、的總體設計 確定傳動裝置的傳動方案；計算電動機的功率、轉速，選擇電動機的型號；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(確定總傳動比；分配各級傳動比，計算各軸的轉速、功率和轉矩等)；3、傳動零件的設計計算 減速器以外的傳動零件設計計算(帶傳動、鏈傳動)；減速器內(nèi)部的傳動零件設計計算(如齒輪傳動等)。4、減速器裝配草圖設計 繪制減速器裝配草圖，選擇聯(lián)軸器，初定軸徑；選擇軸承類型并設計軸承組合的結構；定出軸上受力點的位置和軸承支點間的跨距；校核軸及輪轂聯(lián)接的強度；校核軸承壽命；箱體和附件的結構設計。5、工作圖設計 零件工作圖設計；裝配工作圖設計。6、整理編寫設計計算說明書整理編寫設計計算說明書，總結設計的收獲

5、和經(jīng)驗教訓二 課程設計題目設計一用于帶式運輸機上的蝸輪蝸桿減速器，運輸機連續(xù)工作，啟動載荷為公稱載荷的1.25倍，載荷變化不大，單向運轉使用壽命7年，工作連續(xù)、平穩(wěn)，每天工作24小時。【原始數(shù)據(jù)】運輸帶拉力：F=3000N，運輸帶速度v=0.45m/s卷筒直徑d=300mm三 選擇電動機備注3.1選擇電動機的類型按工作要求和條件，選用三相鼠籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。 3.2 選擇電動機的容量電動機所需工作功率按設計指導書式（1）為由設計指導書公式（2）因此 估算由電動機至運輸帶的傳動的總效率為【根據(jù)設計指導書參考表9.1】P871為聯(lián)軸器的傳動效率初選0.99為雙頭蝸桿傳

6、動的傳動效率0.83為滾子鏈的傳動效率初選0.96為卷筒的傳動效率初選 =0.99×0.8×0.96×0.96=0.730Pd=Fv1000=3000×0.45÷（1000×0.730）=1.849kwP啟動=1.25 Pd=1.25×1.849=2.311Kw3.3確定電動機的轉速由已知可以計算出卷筒的轉速為N=60×1000v÷(d)=60×1000×0.45÷÷300=28.65rmin按設計指導書表推薦的合理范圍，蝸桿傳動選擇為閉式 （閉式為減速器的結構形式

7、），且選擇采用雙頭傳動，同時可以在此表中查得這樣的傳動機構的傳動比是2040。故可推算出電動機的轉速的可選范圍為： nd=2*（20-40）×28.65=（1146-2292）綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量，價格以及傳動比，選定電動機的型號是Y100L2-4。其主要性能如下表型號額定功率滿載轉速同步轉速滿載電壓啟動轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩Y100L2-43kw1420rmin1500rmin380V2.22.23.4確定總的傳動比由 選定的電動機滿載轉速nm 和工作機的主軸的轉速 n，可得傳動裝置的總的傳動比是：i =nm/n=1420/28.65=49.56i1為鏈傳

8、動平均傳動比取2i2為蝸桿傳動比得24.78i2在2040范圍內(nèi)可以選用雙頭閉式傳動。四 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)4.1計算各軸的轉速為蝸桿的轉速，因為和電動機用聯(lián)軸器連在一起，其轉速等于電動機的轉速。為大鏈輪的轉速，由于和工作機聯(lián)在一起，其轉速等于工作主軸的轉速。n1= 1420r/min n2=28.65r/min4.2 計算各軸的輸入功率P為電動機的功率 P=2.311kwP1為蝸桿軸的功率 P1=P×0.99=2.288kwP2為蝸輪軸的功率 P2 =2.288×0.8=1.830kwP3為卷筒的功率P3=1.830×0.96×0.96=1.6

9、87kw4.3 計算各軸的轉矩 T為電動機軸上的轉矩 T=P/n×9.550×106=2.311/960×9.550×106=1.554×104N*mmT1為蝸桿軸上的轉矩 T1= T×1×1=1.538×104N*mmT2為蝸輪軸上的轉矩 T2= T1×i2×=3.049×105N*mmT3為卷筒軸上的轉矩T3= T2×i1×3×=5.620×105N*mm五 確定蝸輪蝸桿的尺寸5.1選擇蝸桿的傳動類型 滑動速度v=0.0253Pn³

10、=3.74m/s 根據(jù)GBT 10087-88的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）5.2 選擇材料 根據(jù)蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿采用45鋼調(diào)制處理，因希望效率高些，采用雙頭蝸桿。5.3按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根的彎曲疲勞強度。由文獻1式（11-12）計算傳動中心距 =414.829N.mm 確定載荷系數(shù)K 載荷系數(shù)=1.1。 確定彈性影響系數(shù)，選用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，取 確定接觸系數(shù)先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心比/ a=0.3由文獻1圖11-18中可查得=2.8 確定許用接觸應力蝸輪材料為鑄錫磷青銅，砂模

11、鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可以從文獻1表11-7中查得蝸輪的許用應力 =220Mpa 計算中心距NH=10×300×16×60×66.21 壽命系數(shù)KH=8/NH=0.691=0.69×220=151.8N/m =151.7mm0.68 a0.875=0.68×151.70.87580 mmi=14.07 查p192表12-2 Z1=2 Z2=2×14.0729則 i=29/2=14.5m=2-d1/Z2=7.7經(jīng)查表取模數(shù)m=8,驗證=m(q+Z2）/2=156mm=mq=80mm /=0.5 =2.4&l

12、t;2.8=136.9mm 滿足設計條件 5.4計算蝸輪和蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿 分度圓直徑 =mq=80mm軸向齒距 mm直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 df1=-2m(ha1+ca1)=80-2×8（1+0.25）=60mm分度圓導程角 =11.0399°蝸桿軸向齒厚 蝸輪蝸輪齒數(shù)=29，變位系數(shù)=-0.5驗算傳動比 i=14.5這時傳動比誤差為 i=(14.5-14.07)/14.07=3.06%5% 符合要求蝸輪分度圓直徑 d2=mZ2=8×29=232mm蝸輪喉圓直徑 da2=232+2×8（1-0.5）=240mm 蝸輪齒根圓直徑

13、df2=232-2×8（1+0.25-0.5）= 220mm蝸輪咽喉母圓半徑 rg2=240+8=248mm蝸輪齒寬b2=8m×（m+0.06Z2)=77.92mm5.5校核齒根彎曲疲勞強度選取當量系數(shù) Zr=Z2/COS³=30.76根據(jù)變位系數(shù)=-0.5，=30.76 從圖11-8中查得齒形系數(shù)為 =2.6螺旋角系數(shù) =許用彎曲應力 =ZCuSn10P1鑄錫磷青銅制造的蝸輪的基本許用彎曲應力為=60Mpa。壽命系數(shù)為 KH=0.69=60×0.69=41.4Mpa=12Mpa由此可見彎曲強度是可以滿足的。5.6 驗算效率=（0.95-0.97)tan

14、/tan（+p，）Vs=Dn2/60×1000×COS=3.98>3.74m/s符合要求 查表12-7得 p，=1.35°=0.96tan/tan（+p，）86%5.7蝸桿傳動的熱平衡核算蝸桿傳動的效率低，工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，產(chǎn)生的熱不能及時散逸，將因油熱不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦，甚至發(fā)生膠合。必須進行熱平衡計算，以保證油溫穩(wěn)處于規(guī)定的范圍內(nèi)。在一定的條件下保持工作溫度所需的散熱面積為取t=15 t=60-70 A>1000P(1-)/t t=0.62-0.53m³ 、 六 減速器軸的設計計算 蝸桿軸的設計由于蝸桿直徑很

15、小，可以將蝸桿和蝸桿軸做成一體，即做成蝸桿軸。5.1.1 蝸桿上的轉矩T1=38.93N·m5.1.2 求作用在蝸桿及蝸輪上的力圓周力Ft1=Fa2=2T1/d1=3576N軸向力 Fa2=Ft1=2T2/d2=973.3N徑向力 圓周力徑向力以及軸向力的作用方向如圖所示5.1.3 初步確定軸的最小直徑先按文獻1中的式15-2初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻1中的表15-3，取C=110，則 17.6×1.07=18.8mm 取d=20mm已知選取電動機為Y132M16其輸出軸直徑38mm，為了使所選的軸的直徑d與聯(lián)軸器的孔相適應，故需同時選

16、取聯(lián)軸器型號.。聯(lián)軸器的計算轉矩考慮到轉矩變化很小，故取Ka =1.5，則有：m按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GBT5014-1985，選用TL Z6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250。聯(lián)軸器的尺寸為d=38mm,L=82mm。5.1.4 蝸桿軸的結構設計擬定蝸桿上零件的裝配方案蝸桿是直接和軸做成一體的，根據(jù)軸向和周向定位要求，確定各段直徑和長度，第一段d=32mm，L=82mm，第二段d=44mmL=50mm，第三段d=45選用圓錐滾子軸承30209，d=45mmD=85mmB=19mm,L=3+19=22mm,第四段d=45mm，L=10+30=40mm×

17、;2,第五段d=80查表，蝸桿齒寬B=77.92，L計算選為120mm。第六段L=19mm。 第七段，與減速器連接部分21mmL蝸桿=394mm5.1.5 軸的校核（1） 垂直面的支承反力（圖b） Fr=tan20°Fa=1301.5N L=244mm（2）水平面的支承反力（圖c）（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b） 葪（4）繪水平面的彎矩圖（圖c）（5）求合成彎矩（圖d）（6）該軸所受扭矩為 T=38932N.mm（7）按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)文獻1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，并取=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理Me=d>3Me/0.1=17.2mm&l

18、t;80mm因此安全。（8） 由于軸的最小直徑是按扭轉強度很寬裕地確定的，由蝸桿軸受力情況知截面C處應力最大，但其軸徑也較大，且應力集中不大，各處應力集中都不大，故蝸桿軸疲勞強度不必校核。蝸輪軸的設計和計算5.2.1 計算最小軸徑：按文獻1中的式15-2初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻1中的表15-3，取C=110，則 考慮到鍵槽dmin×1.3=50.05mmd取55mm5.2.2選聯(lián)軸器：聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=Ka .T3,考慮到轉矩變化很小，故取Ka =1.3則有：按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查文獻表8-7，選用LTZ8型彈性

19、套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為710N./m半聯(lián)軸器的軸徑 d1取55mm半聯(lián)軸器的長度 L取121mm L2=84mm所以選軸伸直徑為55mm。5.2.3 初選圓錐滾子軸承：據(jù)軸徑初選圓錐滾子軸承30213，查表6-7得B=23mm,D=120mm,d=65mm，T=24.25mm, a=23.8 確定軸的結構尺寸如下：第一段d=55mm，L=112mm，第二段d=60mm，L=30mm。第三段d=65mm，L=50mm第四段d=70mm，L=86mm。第五段，d=80mm,L=10 mm,第六段d=65mm，L=40mm。所以軸的長度為L蝸輪 =328mm。 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和

20、長度。5.2.4 軸上零件的周向定位：半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是用過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。蝸輪與軸采用過盈配合H7/r6。取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1.6。確定軸上的載荷如下圖 5.2.5 按彎扭合成應力效核軸的強度L=160 （1）垂直面的支承反力（圖b）（2）水平面的支承反力（圖c）（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b） （4）繪水平面的彎矩圖（圖c）（5）求合成彎矩（圖d）（6）該軸所受扭矩為 T=414.8N.m（7）按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)文獻1式（15-

21、5）及以上數(shù)據(jù)，并取=0.6，軸的計算應力d>3Me/0.1=21.9mm<70mm前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻1表15-1查得。因此<，故安全。（8） 由于軸的最小直徑是按扭轉強度很寬裕地確定的，由軸受力情況知截面C處應力最大，但其軸徑也較大，且應力集中不大，各處應力集中都不大，故蝸輪軸疲勞強度不必校核。七 滾動軸承的選擇及其計算7.1蝸桿軸上軸承的選擇和計算本設計中有兩處使用到了軸承，一處是在蝸桿軸，已知此處軸徑d=45mm，所以選內(nèi)徑為45mm的軸承，選擇圓錐滾子軸承，選擇型號為30209的軸承，D=85mm,B=19mm,=18.6第五部分計算出的作用在

22、蝸輪軸和蝸桿軸上的外力及支反力。 Fr=Fr2/4=325.4N由p280表16-11得e=1.5tan=0.504 Fa/Fr=2.99>e 則X=0.4 Y=1.10 已知 P=(XFr+YFa）X=0.4 Y=1.10P=0.4×325.4+1.10×973.3=1201NFr,=Fr2/2=650.8N 則P2=650.8N計算軸承壽命 已知為滾子軸承=10/3 Ln=h>48000h遠遠滿足要求7.2蝸輪軸上軸承的選擇和計算蝸輪軸；已知次此處軸徑為d=55mm，所以選內(nèi)徑為55mm的軸承，選擇圓錐滾子軸承；選擇型號為30213的軸承，D=120mm,B

23、=23mm,=23.8，基本額定動載荷C=120kw,極限轉速3200r/min.Fae=650.8N Fr=1301N Fd1=0.66Fr1=858.7NFd2=0.66Fr2=858.7N Fa1=1509.46NFa2=858.7N Fa1/Fr1=1.16>0.66則X1=0.4 Y1=0.91 Fa2 /Fr2=0.661>0.66 則X2=0.4 Y2=0.91 已知 P=fe(XFr+YFa） 軸承有中等沖擊載荷，fe=1.5P1=2841N P2=1952.7N P1>P2 取P2 Ln=h>48000h滿足要求八 鍵聯(lián)接的選擇與驗算8.1選擇鍵聯(lián)接的

24、類型和尺寸本設計中有三處要求使用鍵聯(lián)接，一處為減速器輸入軸（蝸桿）的聯(lián)軸器處。一處是減速器輸出軸（蝸輪軸）的聯(lián)軸器處。另一處是蝸輪與蝸輪軸的聯(lián)接。一般8級以上的精度要有定心精度的要求，所以選擇用平鍵聯(lián)接，由于只是聯(lián)接的是兩根軸，故選用圓頭普通平鍵（A）型。而鍵3的蝸輪在軸的中間，所以也選擇圓頭普通平鍵（A）型。8.2 校核鍵聯(lián)接的強度蝸桿上的鍵，軸徑d1=32mm，L=82mm且屬于靜聯(lián)接由P156的表10-9查得許用擠壓應力為p=100-120MPa,取其平均值，p=110MPa。鍵的L=70mm,b=10mmh=8mm， p=8.78Mpa<p可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工

25、作。蝸輪上鍵鍵、軸和 蝸輪的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文查得許用擠壓應力為p=100-120MPa,取其平均值，p=110MPa。鍵的L=80mm,b=20mm,h=12mm p =24.2Mpa<p可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。蝸輪上另一處鍵，L=70mm,b=16mm,h=10mmp=110MPa p =43.1Mpa<p該鍵可以正常工作九 聯(lián)軸器的選擇及校核電動機選取，132M1-6,輸出軸d=38mm，查P291表17-1KA取1.5。 Tca=KAT 則Tca=1.5×39.32=58.98N/m選用LTZ6彈性套柱銷聯(lián)軸器。公稱轉矩T=250

26、N/m>Tca許用轉速n=3300r/min>960r/min合格蝸輪軸上聯(lián)軸器，已知d=55mm，選用LTZ8彈性套柱銷聯(lián)軸器。Tca=1.5×414.8=622.2N/m<710N/m,許用轉速n=2400r/min>66.2r/min,合格十 密封和潤滑1. 由于本設計蝸桿減速器用的是鋼蝸桿配青銅蝸輪，參考文獻，選擇L-AN32型號全損耗系統(tǒng)用油，對于蝸桿的給油方式，根據(jù)蝸桿的相對滑動速度以及載荷類型選擇，本設計的蝸桿減速器蝸桿的相對滑動速度為4.m/s內(nèi)，且采用的是閉式傳動，傳動載荷中等，選擇油浴潤滑。關于蝸桿傳動的潤滑油量，由于采用的是閉式蝸桿傳動，

27、攪油損耗不是太大，且采用的是蝸桿下置式的傳動，所以浸油深度應為蝸桿的一個齒高。蝸輪的潤滑主要憑借蝸桿的帶油作用來進行潤滑。2. 對于軸承的潤滑，蝸桿軸承采用浸油潤滑。同時蝸輪軸承潤滑采用刮油板刮蝸輪上的油通過箱體上的油槽潤滑。另外在安裝的時候，也應該對軸承的潤滑進行良好處理，應該用潤滑油脂進行充分的潤滑。對于軸承的密封設計采用了軸承端蓋還在其中加入了密封圈。整個箱體是密封的。十一 鑄鐵減速器箱主要結構尺寸名稱符號蝸輪蝸桿減速器選用箱座壁厚0.02a+1815.5箱蓋壁厚0.02a+1813.5箱蓋凸緣厚度B11.520.5箱座凸緣厚度b1.523.5箱座底凸緣厚度B22.539地腳螺釘直徑df

28、0.036a+12=19.2M24地腳螺釘數(shù)目n=250時，n=44軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d10.75 dfM18蓋與座聯(lián)結螺栓直徑d2(0.5-0.6) df M12聯(lián)結螺栓d2間距150-200160軸承端蓋螺釘直徑D3(0.4-0.5)dfM10視孔蓋螺釘直徑D4(0.3-0.4) df M8定位銷直徑d(0.7-0.8) df10至外箱壁距離34.24.18至凸緣邊緣距離28.22.16軸承旁凸臺半徑28凸臺高度h50外箱壁至軸承座端面距離+(8-12)70鑄造過渡尺寸x,yx=3, y=15r=5蝸輪頂圓與內(nèi)箱壁距離>1.220蝸輪輪轂端面與內(nèi)壁距離>16箱蓋、箱座肋厚m1,

29、mm10.85,m=0.85m1=14,m=12軸承端蓋外徑D2D+5d3160軸承旁聯(lián)結螺栓距離SSD2160=0.730Pd=1.849P啟動=2.311n=28.65rmin選定電動機Y100L2-4i=49.56P=2.311kwP1=2.288kwP2 =1.830kwP3=1.687kwT=15.54N*mT1=15.39N*mT2=305N*m=1.1KH=0.69Z1=2Z229i=14.5m=8=80mmPa=25.12mmda1=96mmdf1=60mm=11.0399°i=14.5 d2=232mm da2=240mm df2=220mm rg2=248mm b2=77.92mm=30.7 =2.6=41.4Mpa86%A>0.62-0.53m³Ft1=3576NFa2=973.3Ndmin=17.6mmTca=50.609N/m選用TL Z6型彈性套柱銷聯(lián)軸Rvb=6