蝸輪蝸桿傳動 29號課件

1、任務(wù)書姓名學(xué)號 專業(yè)班級 機械1103設(shè)計參數(shù)：工作機輸入功率P=6.2Kw,工作機輸入轉(zhuǎn)速n=55r/min。完成時間： 2013年1 月8日內(nèi)容及要求：機械設(shè)計課程設(shè)計通過傳動方案的擬定，結(jié)構(gòu)設(shè)計，設(shè)計計算，查閱有關(guān)標準和規(guī)范以及編寫設(shè)計計算說明書，使學(xué)生掌握機械傳動裝置的設(shè)計步驟和方法的一般規(guī)律，提高設(shè)計技能。機械設(shè)計課程設(shè)計包括：(1)確定機械系統(tǒng)總體傳動方案。（2）選擇電動機 。(3)傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算。 (4)傳動件如齒輪、帶及帶輪的設(shè)計。(5)軸的設(shè)計。(6)軸承組合部件設(shè)計。(7)鍵的選擇和校核。(8)機架或箱體的設(shè)計。(9)潤滑設(shè)計。學(xué)生在規(guī)定的時間內(nèi)應(yīng)繪制裝配工作

2、圖1張(A0或A1圖紙)，組件或零件工作圖23張，并編寫設(shè)計計算說明書1份。指導(dǎo)教師 2012 年 12 月 30 日課程設(shè)計說明書成績：指導(dǎo)教師： 年 月 日 目錄任務(wù)書11 電動機的選擇11.1類型的選擇11.2功率的確定11.3確定轉(zhuǎn)速12傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算12.1總傳動比：12.2分配各級傳動比12.3計算各軸得輸入功率23 傳動零件的設(shè)計計算33.1 普通V帶傳動得設(shè)計計算33.1.1 確定計算功率33.1.2 確定帶輪的基準直徑33.1.3 驗證帶速33.1.4 確定V帶的基準直徑和傳動中心距33.1.5 驗算主動輪的最小包角33.1.6 計算V帶的根數(shù)z43.1.7 計

3、算V帶的合適初拉力43.1.8 計算作用在軸上的載荷43.2、選擇材料43.2.1 選擇蝸桿頭數(shù)Z1和蝸齒輪數(shù)Z243.2.2 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計44、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸54.1蝸桿54.1.1 確定模數(shù)和蝸桿分度圓直徑54.2蝸輪64.2.1 計算主要尺寸64.2.2 校核齒根彎曲疲勞強度65.熱平衡計算85.1驗算相對滑動速度Vs和傳動效率85.2當量摩擦角85.3傳動的總效率85.4熱平衡計算86.軸的設(shè)計計算（從動軸 ）86.1軸的材料和熱處理的選擇86.2.軸幾何尺寸的設(shè)計計算96.2.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設(shè)計軸的最小直徑96.3.聯(lián)軸器的選擇96.3.1載荷計算

4、96.3.2選擇聯(lián)軸器的型號96.3.3確定各軸段的尺寸96.3.4 軸上零件的周向固定116.3.5確定倒角和圓角116.3.6繪制軸的結(jié)構(gòu)與裝配草圖117軸承與鍵的選擇147.1軸承的選擇及校核147.2求當量動載荷147.3 鍵的選擇147.3.1 選擇鍵聯(lián)接的類型147.3.2 確定鍵的尺寸147.3.3校核鍵聯(lián)接的強度158減速器潤滑及箱體尺寸計算和確定158.1.1 齒輪的潤滑158.1.2 滾動軸承的潤滑159 密封方式159.1箱座與箱蓋凸緣接合面的密封169.2觀察孔和油孔等出接合面的密封169.3軸承孔的密封169.4軸承靠近機體內(nèi)壁密封1610 參考文獻16 1 電動機的

5、選擇1.1類型的選擇 按照工作條件和要求，選用三相異步電動機，電壓u=380V,型號為Y160M-4型。1.2功率的確定 電動機到卷筒的總效率為 =帶×2軸承×蝸桿×聯(lián)軸器 =0.69已知工作機輸入功率P=6.2Kw，取K=1，K：機器過載系數(shù)，則電動機的功率為=8.98Kw查表機械零件設(shè)計手冊知所選用電動機功率為=11kW。1.3確定轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為=55r/min。 取V帶傳動比=2-4,單級圓柱齒輪傳動比=8-40，則總傳動比合理范圍為i=16-160。得到電動機的轉(zhuǎn)速范圍在以下選用：rpm查表機械零件設(shè)計手冊知選擇Y160M-4型三相異步電動機，同步

6、軸轉(zhuǎn)速為1500r/min,額定功率為11kW。滿載轉(zhuǎn)速為1460rpm。 2傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算2.1總傳動比：26.545，取i=272.2分配各級傳動比i=22根據(jù)指導(dǎo)書，取。2.3計算各軸得輸入功率 電動機軸：軸（減速器高速軸） 軸（減速器低速軸） 2.4計算各軸得轉(zhuǎn)速 電動機軸 ： 軸I: 軸II:2.5計算各軸的轉(zhuǎn)矩 電動機軸： 軸I 軸II 參數(shù) 工作機的輸入軸轉(zhuǎn)速n/min1460486.754.0852.47功率p/kW107.0566.8466.64轉(zhuǎn)矩I/kN*m65.404188.361246.031208.93 傳動零件的設(shè)計計算3.1 普通V帶傳動得設(shè)計計算

7、 3.1.1 確定計算功率 則： ，式中，工作情況系數(shù)取1.9 根據(jù)計算功率與小帶輪的轉(zhuǎn)速，查機械設(shè)計圖5-9普通V帶型號選擇線圖，選擇A型V帶。 3.1.2 確定帶輪的基準直徑 因為取小帶輪直徑 大帶輪的直徑 3.1.3 驗證帶速 驗證帶速 應(yīng)使帶速VVmax，對于普通V帶，Vmax=20-30m/s，一般在之間。故帶的速度合適。 3.1.4 確定V帶的基準直徑和傳動中心距 初選傳動中心距范圍為：，即取=600mmV帶的基準長度： 查機械設(shè)計表5-2，選取帶的基準直徑長度 實際中心距： mm有48mm的調(diào)整量 3.1.5 驗算主動輪的最小包角 故主動輪上的包角合適。 3.1.6 計算V帶的根

8、數(shù)z 查表機械設(shè)計基礎(chǔ)5-5 =5.86kW，查表5-7 =1.27kW,查表5-2， =0.91，查表5-9，=0.96 得 =3.05 取z=4 3.1.7 計算V帶的合適初拉力 查機械設(shè)計表5-1，取得 3.1.8 計算作用在軸上的載荷 V帶輪采用鑄鐵HT150或HT200制造，其允許的最大圓周速度為25m/s.3.2、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，砂模鑄造。 3.2.1 選擇蝸桿頭數(shù)Z1和蝸齒輪數(shù)Z2 根據(jù)i=9查表8-2，取蝸桿頭數(shù)Z1=4

9、，則渦輪齒數(shù)為Z2=4，則渦輪齒數(shù)為Z2=iZ1=4×9=36。 3.2.2 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 3.2.2.1在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩： 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩： 即T2 ，按Z=4，估取效率=0.75，則T2=1246.03N·m 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)KB=1，由書上(機械設(shè)計)表8-6，選取使用系數(shù)KA=1.15；由于轉(zhuǎn)速不高，沖不大，可取載荷KV=1.05。則 K=KAKBKV=1.15×1×1.051.21 確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸輪相配，故ZE=155mpa1/2 確定接觸系數(shù)Zp 先

10、假設(shè)蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1/a=0.35， 從圖8-8得Zp=2.9 確定許用接觸應(yīng)力H根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅蝸輪，砂模鑄造，蝸桿螺旋面齒面硬度>45HRC.假設(shè)齒面滑動速度Vs<12m/s,據(jù)表8-8查得蝸輪的基本許用應(yīng)力H =200mpa應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60×1×54.08×14600=47400000KHN=(107/11520000)1/8=0.9825壽命系數(shù) H= KHN×H=0.823×200mpa=164.6mpa 計算中心距 根據(jù)公式：aKT2(ZE ZP /H)21/3 a1.2

11、1×868630×(160×2.9/262.8)21/3=148.53 據(jù)實際數(shù)據(jù)驗算，取中心距a=160 ,i=30，故從表11-2中取模數(shù)m=8 mm，分度圓直徑d1=80mm，這時，d1/a=0.44、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸4.1蝸桿 4.1.1 確定模數(shù)和蝸桿分度圓直徑 按公式8-15可得: 查表8-1，并考慮參數(shù)匹配，取時，模數(shù)m=8mm。直徑系數(shù)q=10，蝸桿分度圓直徑。 表1蝸桿分度圓直徑 =80mm蝸桿分度圓導(dǎo)程角r=21.8°中心距 a=186mm傳動比 蝸桿齒頂高 蝸桿軸面壓力角 蝸桿齒根高 頂隙系數(shù) 蝸桿齒頂圓直徑 =80-

12、=96mm蝸桿齒根圓直徑 =80-=60.8mm齒頂高系數(shù) 4.2蝸輪 4.2.1 計算主要尺寸 蝸輪分度園直徑： =Z2m=368=288mm 蝸桿導(dǎo)程角：r=arctan=arctan4/10=21.8° 中心距：a=m/z（q+Z2）=8/2（10+36）=186mm 4.2.2 校核齒根彎曲疲勞強度 1）計算渦輪當量齒數(shù): 2）確定齒形系數(shù)根據(jù)，查圖8-13得=2.37 3）螺旋角影響系數(shù): =1-r/120°=0.818 4）確定許用彎曲應(yīng)力查表8-10得，基本許用彎曲應(yīng)力=40MPa則 故渦輪的許用彎曲應(yīng)力為 =0.6440=25.6MPa 5）校核彎曲應(yīng)力 =

13、10.36MPa<彎曲強度滿足要求。 表2蝸輪分度圓直徑 蝸輪齒頂高 蝸輪齒根高 蝸輪齒頂圓直徑蝸輪齒根圓直徑蝸輪齒寬 蝸輪咽準母圓半徑 Sin（/2）=蝸輪外圓直徑 34mm5.熱平衡計算5.1驗算相對滑動速度Vs和傳動效率 蝸桿分度圓速度：= 齒面相對滑動速度：0Vs=V1/cosr=3.06/cos21.8°=4.03m/s與前面假設(shè)相等。5.2當量摩擦角 按Vs=4.03m/s，硬度大于等于45HRC，渦輪材料為錫青銅，查表8-4得 5.3傳動的總效率 由8-11得=（0.95-0.97）*計算值與初選的=0.98接近。5.4熱平衡計算 根據(jù)題意，取室溫，散熱系數(shù)取2d

14、=15/，保證工作溫度<80，所需箱體的散熱面積為 S=6.軸的設(shè)計計算（從動軸 ）6.1軸的材料和熱處理的選擇 考慮到減速器為普通用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞渦輪的轉(zhuǎn)矩，其傳遞的功率不大，對其重要和尺寸無特殊要求，故選擇常用的45鋼，調(diào)質(zhì)處理。6.2.軸幾何尺寸的設(shè)計計算 6.2.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設(shè)計軸的最小直徑 已知軸的輸入功率為7.53Kw，轉(zhuǎn)速為64.38r/min，查表12-5，取c=112，由式（12-2）得 55mm單鍵槽軸徑應(yīng)增大5%-7%，即增大至54.78-57.5，所以取mm。6.3.聯(lián)軸器的選擇 6.3.1載荷計算 已知蝸桿軸名義轉(zhuǎn)矩為188360N&

15、#183;m，由于蝸桿減速器的載荷較平穩(wěn)，按轉(zhuǎn)矩變化小考慮，取2件情況系數(shù)k=1.3。蝸桿軸計算轉(zhuǎn)矩 已知輪軸各轉(zhuǎn)矩為，卷筒軸計算轉(zhuǎn)矩為，所以渦輪軸計算轉(zhuǎn)矩： 卷筒軸計算轉(zhuǎn)矩： 6.3.2選擇聯(lián)軸器的型號 查標準可知，選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器,辦聯(lián)軸器長度L=112mm，與軸配合孔長度，半聯(lián)軸器的孔徑。其許用最大扭矩.許用最高轉(zhuǎn)速。LX4聯(lián)軸器 確定軸的最小直徑。應(yīng)滿足，去 6.3.3確定各軸段的尺寸 1. I-II段軸的長度，為保證半聯(lián)軸器軸向定位的可靠性，應(yīng)略小于，取。 2. I-II段軸身的直徑。II處軸肩高，但因該軸肩幾乎不承受軸向力，故取力h=3.5mm，則 3. 確定，選擇滾動軸

16、承型號。取，查軸承樣本，選用型號為30313的單列圓錐軸承，其內(nèi)徑D=140mm，寬度T=36mm。 4. IVV段軸頭的直徑。為了方便安裝，應(yīng)略大于，取。 5. IVV段軸頭的長度。為了使套筒端面可靠得壓緊渦輪，應(yīng)略小于渦輪輪轂的寬度，取。 6. VVI段軸環(huán)的直徑，齒輪的定位軸肩，高度，取h=6mm，則。 7. VVI段軸環(huán)的長度。軸環(huán)寬度，取。 8. VIVII段軸身的直徑。查軸承樣本，軸承定位軸肩的高度h=6mm，。 9. 10. 為便于軸承端蓋的拆卸及對軸承添加潤滑劑，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離為L=30mm， 11. IIIIV軸段長度。a=16mm，s=8mm則=64m

17、m。12. VIVII軸段長度。C=20mm，則=82mm。 6.3.4 軸上零件的周向固定 蝸輪半聯(lián)軸器與軸的周向固定均采用平鍵聯(lián)接；蝸輪處的平鍵選擇A型普通平鍵，由查設(shè)計手冊，平鍵截面尺寸b×h=20mm×12mm（GB/T1096-1979），鍵長為63mm（GB/T1096-1979）。 蝸輪輪轂與軸的配合，為保證對中良好，采用較緊的過度配合，配合為H7/n6.半聯(lián)軸器處的平鍵，鍵16×70 GB/T 1095-1979，半聯(lián)軸器與軸的配合采用過渡配合H7/F6，滾動軸承與軸頸的配合采用較緊的過盈配合，軸頸的尺寸公差為m6。 6.3.5確定倒角和圓角 軸兩

18、端的倒角，根據(jù)軸徑查手冊，取倒角為2.各軸肩出圓角半徑，考慮應(yīng)力集中的影響，由軸段直徑查手冊。 6.3.6繪制軸的結(jié)構(gòu)與裝配草圖 6.3.6.1軸的強度載荷 1）求軸上載荷：已知渦輪分度圓直徑為352mm圓周力： =7224.2N徑向力： 軸向力： Fa對軸心產(chǎn)生的彎矩： 2)求支反力：（1）軸承的支點位置。由圓錐滾子軸承30313查手冊得a=29mm（2）齒寬中點距左支點位置： （3） 齒寬中點距左支點位置 （4） 左支點水平面的支反力由 (5) 右支點水平面的支反力由 （6）左支點的支反力為 ： （7）右支點的支反力為： (8)左支點的軸向支反力為： 6.3.6.2 繪制彎矩圖和扭矩圖（參

19、見圖12-15）（1）截面C處水平面彎矩： （2）截面C處垂直彎矩： （3）截面C處合成彎矩： 6.3.6.3彎扭合成強度校核通常是校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面強度，因此可以認為截面C為危險截面?？紤]啟動、停機影響，扭矩為脈動循環(huán)變應(yīng)力，=0.6，則截面C處的抗彎截面系數(shù)和計算應(yīng)力分別為 W= 45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表12-2查得=60MPa，故彎扭合成強度滿足要求。7軸承與鍵的選擇7.1軸承的選擇及校核 軸承工作轉(zhuǎn)速不很高，承載也不大，有軸向載荷及徑向載荷。故選用圓錐滾子軸承。7.2求當量動載荷 試選用圓錐滾子軸承30313，d=65mm，查設(shè)計手冊C=195000N =24200N 由上得=

20、200.1N =2456.5N n=52.47r/min軸承壽命14600h 則 求軸承應(yīng)具有的徑向額定動載荷并選擇軸承型號 軸承工作溫度t<100°C，查表14-10，則 它比所選軸承的徑向額動載荷（c=195000N）差不多，故為30313合理。7.3 鍵的選擇 7.3.1 選擇鍵聯(lián)接的類型 因蝸輪工作時對中性要求較高，應(yīng)選擇平鍵聯(lián)接。由于蝸輪不在周端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。 7.3.2 確定鍵的尺寸根據(jù)d=65mm，從表10-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=18mm，高度h=11mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=8mm（略小于輪轂寬度）。 7.3.3校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸的材料都是鋼，輪轂的材料為HT250，則許用應(yīng)力應(yīng)按鑄鐵查取。由表10-2查得許用應(yīng)力擠壓應(yīng)力=7080MPa。由上述條件，鍵的工作長度為 =L-b=80-18=62mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為 k=