蝸輪蝸桿減速器課程設(shè)計說明書

1、唐山學院機械設(shè)計課程設(shè)計題 目帶式運輸機的一級蝸輪蝸桿減速器設(shè)計系（部） 機電工程系班 級 班材料成型及控制工程姓 名 李進婷學 號 4130111158指導教師 張向紅2015 年 12 月 22 日至 2016 年 j 月 x7日共 3周2016年1 月09 日2016年01月09日課程設(shè)計成績評定表出勤情況出勤天數(shù)缺勤天數(shù)成出勤情況及設(shè)計過程表現(xiàn)（20分）績課設(shè)答辯（20分）評設(shè)計成果（60分）士 7e總成績（100分）提問（答辯）問題情況7綜合評士 7e指導教師簽名：年 月 日目錄1概述6.1.1 課程設(shè)計的目的6.1.2 設(shè)計內(nèi)容和任務(wù)6.1.3 設(shè)計步驟6.2傳動裝置總體設(shè)計方案7

2、.2.1 擬定傳動方案 7.2.2 選擇電動機7.2.2.1 選擇電動機類型 7.2.2.2 確定傳動裝置的效率72.2.3 選擇電動機的容量72.2.4 確定電動機參數(shù)7.2.4計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)82.4.1 電動機輸出參數(shù)82.4.2 蝸桿的參數(shù) .8.2.4.3 蝸輪軸的參數(shù)82.4.4 滾筒軸的參數(shù) 83傳動零件的設(shè)計計算和軸系零部件的設(shè)計 .93.1 蝸輪蝸桿傳動設(shè)計 .9.3.1.1 9.3.1.2 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 1 03.1.3 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1 03.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度 113.1.5 驗算效率4113.1.6 熱平衡計算1

3、13.2 軸系的設(shè)計113.2.1 蝸桿軸113.2.2 蝸輪軸123.2.3 蝸輪軸軸承的壽命計算1 53.2.4 蝸輪軸鍵的強度校核153.3 蝸輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1.64減速器的結(jié)構(gòu)與潤滑 1.74.1 箱體1.74.2 減速器的附件1.74.2.1 通氣器的設(shè)計1.74.2.2 吊環(huán)螺釘174.2.3 啟蓋螺釘184.2.4 定位銷184.2.5 油標184.2.7 窺視孔184.3 端蓋的結(jié)構(gòu)194.4 潤滑與密封194.4.1 齒輪的潤滑194.4.2 軸承的潤滑194.4.3 密封裝置191概述1.1 課程設(shè)計的目的1）以機械系統(tǒng)運動方案設(shè)計與擬定為結(jié)合點，把機械原理課程中分散于各章

4、的 理論和方法融會貫通起來，進一步鞏固和加深學生所學的理論知識；2）通過擬定機械運動方案的訓練，使學生初步具有機構(gòu)選型與組合和確定運動方案的能 力；3）使學生在了解機械運動的變換與傳遞及力傳遞的過程中，對機械的運動、動力分析與設(shè)計有一個較完整的概念；4）進一步提高學生運算、繪圖、運用計算機和技術(shù)資料的能力；5）通過編寫說明書，培養(yǎng)學生表達、歸納、總結(jié)和獨立思考與分析的能力1.2 設(shè)計內(nèi)容和任務(wù)一級蝸桿減速器，拉力 f=5300n速度v=1.55m/s,直徑d=410mm每天工作 小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：250天，配備有三 相交流電源，電壓380/220v。1.

5、3 設(shè)計步驟1 .傳動裝置總體設(shè)計方案2 .電動機的選擇3 .確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5 .減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算6 .傳動軸的設(shè)計7 .滾動軸承校核8 .鍵聯(lián)接設(shè)計9 .聯(lián)軸器設(shè)計10 .潤滑密封設(shè)計11 .箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計2傳動裝置總體設(shè)計方案2.1 擬定傳動方案傳動方案已給定，減速器為一級渦輪蝸桿減速器器。該方案的優(yōu)缺點：一級渦輪蝸桿減速器機械結(jié)構(gòu)緊湊、體積外形輕巧、小型高 效；熱交換性能好、散熱快；安裝簡易、靈活輕捷、性能優(yōu)越、易于維護檢修; 運行平穩(wěn)、噪音小、經(jīng)久耐用；使用性強、安全可靠性大；2.2 選擇電動機2.2.1 選擇電動機類型按工作要

6、求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380v, y型2.2.2 確定傳動裝置的效率查表得：一對滾動軸承的效率：“1=0.99閉式蝸桿的效率：42=0.98聯(lián)軸器傳動效率：4=3=0.85傳動滾筒效率：44=0.96故傳動裝置的總效率：刀二刀13x42x432x44=0.732.2.3 選擇電動機的容量工作機所需功率為：pw=fv/1000=7.95kw2.2.4 確定電動機參數(shù)電動機所需額定功率：pd=pw/ri =10.89kw,工作轉(zhuǎn)速：nw=60x 1000v/兀 d=69.87 r/min經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，一級蝸桿減速器傳動比范圍為：10-40因此理論傳動比范圍為：

7、10-40?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為 nd=i x nw=(10-40) 乂 69.87=6992795r/min。力殺電動機型號額定功率(kw同步轉(zhuǎn)速(r/min )滿載轉(zhuǎn)速(r/min )1y180l-61110009702y200l-8117507303y160l-41115001460進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：y160l-4的三相異步電動機，額定功率ped=11kw滿載轉(zhuǎn)速為nm=1460r/min ,同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min 。2.3 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw,可以計算

8、出傳動裝置總傳 動比為：i a=nm/nw=20.9取 ia=21。.：i =(i-i)/i 100% = 0.5% ：二 5%(2)分配傳動裝置傳動比：減速器傳動比為：i =212.4 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)2.4.1 電動機輸出參數(shù)功率：p0 = pd =10.89kw轉(zhuǎn)速：n0 =nm =1460r/min扭矩：t0 =9500p)/n0 -71.2n，m2.4.2 蝸桿的參數(shù)功率：p 3 =10.78kw轉(zhuǎn)速：n1 = n0/i01 =1460r/min扭矩：t1 -9500 b/n1=70.49n *m2.4.3 蝸輪軸的參數(shù)功率：p2 =p“12 =p =8.53kw轉(zhuǎn)速：

9、n2 交/-1460/i -69.52r/min扭矩：t2 =p2/n2 9550 =1172.36n，m2.4.4 滾筒軸的參數(shù)功率：二 p2 23 =p2 1 3 4 = 8.03kw 32 232 13 4轉(zhuǎn)速：n3 = n2/ i23 = 69.52r / min扭矩：t3 =9550 p3/n3 =1103.02n，m軸名功率p/kw轉(zhuǎn)矩t/n.m轉(zhuǎn)速 n/ (r/min )傳動比i8效率輸入p輸出p輸入輸出電動機軸10.8971.21460蝸桿軸10.7810.6770.4969.78146010.98蝸輪軸8.538.451172.361160.6369.5210.792滾筒軸8

10、.037.951103.071092.0469.510.94運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表3傳動零件的設(shè)計計算和軸系零部件的設(shè)計3.1 蝸輪蝸桿傳動設(shè)計3.1.1 (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遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用 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，硬度未 4555hrc渦輪用鑄錫 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45鋼制造。3.1.2 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計(1)確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 t2: t2 =1

11、172.3576n *m(2)確定載荷系數(shù)k因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)載荷系數(shù) kb =1;由表11-5選 取使用系數(shù) ka=1;由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)kv=1.05;則k =kak ：kv =1.05(3)確定彈性影響系數(shù)ze因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配，故ze=160mpa(4)確定渦輪齒數(shù)z2z2 = z1 i12 = 42(5)確定許用接觸應(yīng)力crh根據(jù)渦輪材料為渦輪用鑄錫磷青銅 zcusn10p1金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒 面硬度45hrc可從表11-7中查得渦輪的基本許用應(yīng)力(rh=268mpa。單向 運轉(zhuǎn)：j=1。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： n =60jn2lh

12、 =60父1父69.5父10父 250m 2 = 16.68父107。 故壽命系數(shù)為：khn =8j107 /(16.68 m106) =0.703 則叵 h = khn 仃h = 188.52mpa (6)計算md值m2d至4523.95mm3, 因z1=2,故從表11-2中取模數(shù) m=8mm蝸桿分度圓直徑d1=80mm3.1.3 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸(1)中心距：a=(d1+d2)/2=208mm(2)蝸桿軸向齒距pa=25.133mm直徑系數(shù)q=10;齒頂圓直徑da1=96mm齒根圓直 徑df1=60.8mm；分度圓導程角丫 =11 1836;蝸桿軸向齒厚 sa=12.57mm

13、 (3)蝸輪分度圓直徑：d2 =mz2 = 336mm齒根圓直徑：df2 =316mm 喉圓直徑：da2 = 352mm 咽喉母圓半徑：02=32mm g 43.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù)：zv2 =z2/cos3 =42.83。根據(jù)zv2=42.83 ,從圖11-17中可查得齒 形系數(shù) yfa2=2.43。螺旋角系數(shù)：y- =1 - /140 =0.9192基本許用彎曲應(yīng)力：仃f=56mpa壽命系數(shù)：kfn =9/106/n =0.566許用彎曲應(yīng)力：tf=fkfn =31.72mpaif故彎曲強度滿足。3.1.5 驗算效率4=11.31 v=arctanfv , fv =0.02

14、04 ,則中v =1.1687。代入得：n =(0.950.96)tany/tan。十匕)=0.86大于原計算值，不用重算。3.1.6 熱平衡計算取油溫t=70 c ,周圍空氣溫度t0=20 c ,產(chǎn)生的熱流量： 。=1000p(1-) =2910kw ;從箱體外壁散發(fā)到周圍的空氣中的熱流量： % = 1ads(t0 -ta) ； 0fd =14則散熱面積為：s=1000p(1- )/二 d(t0-ta) = 4.11mm23.2 軸系的設(shè)計3.2.1 蝸桿軸(1)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速n=1460r/min ;功率p=10.78kw軸傳遞的轉(zhuǎn)矩t=70.49n?mm(2)軸的材料選

15、擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45,調(diào)質(zhì)處理硬度為217s255hbs許彎曲應(yīng)力為(r=60mpa(3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于蝸桿受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取a0=112。dmin1 = a0 vp! /n1 =21.81mm由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%;dmin2 = a03 r/n； 1.05 = 22.9mm查表可知標準軸孔直徑為30mntt取dmin=30mm且選用凸緣聯(lián)軸器yl7。(4)軸的結(jié)構(gòu)分析：為方便安裝和調(diào)整渦輪軸。采用沿渦輪軸線的水平面剖 分箱體結(jié)構(gòu)，蝸桿軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順 序。(5)確定各軸段的直徑和

16、長度第 5 段：d5=95mm(蝸桿段)，l5=140mm第 6 段：d6=50mm(軸肩)，l6=55mm第7段：d7=31mn與軸承內(nèi)徑配合)，l7=40mm3.2.2 蝸輪軸(1)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速n2=69.5r/min ;功率p2=8.53kw軸傳遞的轉(zhuǎn)矩t=1172.36n?mm(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45,調(diào)質(zhì)處理硬度為217s255hbs許彎曲應(yīng)力為(r=60mpa(3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑取 a0=112 dmin1 -a03 p2/n2 = 55.66mm由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%;dmin2 =ao3, h

17、/n2 1.05 = 58.443mm查表可知標準軸孔直徑為70mnft取dmin=70mm且選用凸緣聯(lián)軸器 yl1&(4)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖（5）軸的各段長度第 1 段：d1=70mm l1=140mm第 2 段：d2=80mm（軸肩）,l2=55mm第3段：d3=85mn與軸承內(nèi)徑配合）,l3=62mm第 4 段：d4=100mm（蝸桿段）,l4=118mm第 5 段：d5=112mm（軸肩），l5=10mm第6段：d6=85mm（與軸承內(nèi)徑配合），l6=50mm（6）蝸輪軸的受力分析如圖所示為蝸桿受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖：（見下頁）13d（外傳動件）c(sff)承）

18、月（軸承）lbifrbhfrlrahifrbvftlravmchltk.h平面彎矩圉mcv左v平面彎矩圖mc左臺成彎矩一 ，f1門口111113.3蝸輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(7)第一段軸中點到軸承中點距離la=125mm軸承中點到蝸桿中點距離lb=93.22mm 蝸桿中點到軸承中點距離 lc=93.22mm軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集 中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪 轂寬度的中點算起。(圖中 rah fnhi；rbh為 fnh2； rae fnv1;rbe fnv2) 蝸輪上各力：fti =fa2 =1762n ; fai =f

19、t2 =6978.3n ; f.2 = fri =2540nfnvi = -2932n ; fnv2 =392n ; fnhi =881n ; fnh2 =881nmh = 74.004 n，m； mvi = fnvi 父 lb = 246288n m ; mv2=fnv2*a =32.928nmm1 =，mh2 +mv12 =257.17 n m ; m2 = x；mh2+mv22 = 81n mt =t2 =1172.36n *m(8)校核軸的強度由彎矩圖可知，蝸桿受力點截面右側(cè)為危險截面w =86834.77mm2取支=0.6 ;仃ca =vm12 +(at2)2/w =8.625mpa

20、查表15-1查得。=60mpa , ja e , p=fd(0.4 xfr+yxfa) ； x=0.41 , y=0.87;由表13-6選載荷系數(shù)fd=1.2 ; p=3089.47n軸承基本額定動載荷cr=59.2kn ,軸承選用7017ac,采用正裝。要求壽命為lh=12000h。106 c此軸承壽命：lh(一) =80023.67h 12000h60n p故符合。3.2.4 蝸輪軸鍵的強度校核仃p =2000t/kld) =4000t2/(hld) =7.9299mpa 8mm箱蓋壁厚 6 1=0.85 6 9.6mm箱蓋凸緣厚度 b1 =1.5 6/6.98mm,取b1=18mm箱座凸

21、緣厚度 b =1.5出16.98mm ,取b=18mm箱座底凸緣厚度 b2=2.56士28.3mm,取b2=30mm地腳螺栓的直徑 df =0.036a +12ft：19.488mm,取 df=20mm；地腳螺栓的數(shù)目n=4軸承旁連接螺栓直徑 d1=0.75df /4.616mm,取d1=12mm蓋與座連接螺栓直徑 d2 = (0.5 0.6)df定9.7 11.7mm ,取d2=10mm軸承端蓋螺釘直徑 d3 =(0.40.5)df 也 7.89.7mm,取 d3=10mm視孔蓋螺釘直徑 d4 =(0.30.4)df 上5.87.8mm,取 d3=6mm定位銷直徑 d = (0.7 0.8)

22、d2 ： 78mmc1=16mm c2=14mm dc=24mm 軸承旁凸臺半徑：r1=14mm h=49mm l1=46mm,1 = 10mm, a2 = 19mm。軸承端蓋外徑 d2=167mm, t=9mm, s=179mm4.2 減速器的附件4.2.1 通氣器的設(shè)計由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部 的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡。4.2.2 吊環(huán)螺釘用來起吊此裝置4.2.3 啟蓋螺釘卸時往往因膠結(jié)緊密難于開蓋，旋動啟箱螺釘可將箱蓋頂起。4.2.4 定位銷采用銷gb/t117-2000,對由箱蓋和箱座通過聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位