單級蝸桿減速器課程設計

1、機械工程學院課程設計說明書機械工程學院機械設計課程設計說明書設 計 題 目： 單機蝸輪蝸桿減速器課程設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 13機制 姓 名： 學 號 指 導 教 師： 王利華 張丹丹 2021年 7 月 3 日機械工程學院課程設計說明書目 錄一、設計任務11.設計題目12.原始數(shù)據(jù)13.工作條件14.傳動系統(tǒng)方案的擬訂1二、設計計算21.選擇電機21.1電動機的功率21.2電動機轉(zhuǎn)速的選擇21.3電動機型號的選擇31.4傳動比的分配32.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)32.1各軸轉(zhuǎn)速32.2各軸的輸入功率32.3各軸的轉(zhuǎn)矩33.蝸輪蝸桿的設計計算43.1選擇蝸桿傳動類

2、型43.2選擇材料43.3按齒面接觸疲勞強度進行設計43.4確定許用接觸應力53.5計算值63.7校核齒根彎曲疲勞強度73.8驗算效率73.9精度等級工查核外表粗糙度確實定83.10蝸桿傳動的熱平衡計算84.軸的設計計算94.1蝸輪軸的設計計算94.2蝸桿軸的設計計算135.軸承的計算175.1計算輸入軸軸承175.2計算輸出軸軸承196.鍵連接的選擇的計算206.1蝸桿軸鍵的計算206.2蝸輪軸上鍵的選擇217.聯(lián)軸器的校核227.1蝸桿軸聯(lián)軸器的校核227.2蝸輪軸聯(lián)軸器的校核228.減速器箱體結(jié)構(gòu)設計228.1箱體結(jié)構(gòu)形式和材料228.2箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸228.3減速器的附件249.潤滑

3、和密閉說明259.1潤滑說明259.2密封說明26三、設計心得27參考文獻28一、設計任務1.設計題目 設計用于帶式輸送機傳動裝置的單級蝸桿減速器。2.原始數(shù)據(jù) 輸送帶工作拉力F=2400N；輸送帶速度V=0.8m/s；卷筒直徑D=300mm。3.工作條件班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；使用期限10年，小批量生產(chǎn)；允許輸送帶速度誤差為±5%;生產(chǎn)條件是中等規(guī)模機械廠，可加工78級精度的蝸桿及蝸輪，動力來源是三相交流電220V/380V。4.傳動系統(tǒng)方案的擬訂如圖1所示設計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機聯(lián)軸器減速器聯(lián)軸器帶式運輸機。優(yōu)點是傳動比擬大，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動平穩(wěn)，噪音小，適合于

4、繁重及惡劣條件下長期工作。缺點是效率低，發(fā)熱量較大，不適合于傳遞大功率。二、設計計算1.選擇電機1.1電動機的功率由以知條件可以計算出工作時所需的有效功率 查閱參考文獻【2】中表2-2可知 聯(lián)軸器效率 =0.99 滾動軸承效率=0.98 雙頭蝸桿效率=0.8 卷筒效率 傳動系統(tǒng)總效率 =0.70式中：=0.98×0.8=0.780.98×0,99=0.97工作時所需電動機功率為 1.2電動機轉(zhuǎn)速的選擇輸送機滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速為 1.3電動機型號的選擇 選取同步轉(zhuǎn)速為750m/s的電動機，根據(jù)工作條件，查閱參考文獻【2】中表16-1可知，應選擇的電動機型號為Y132M，其主要性

5、能參數(shù)為額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 1.4傳動比的分配總傳動比 2.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2.1各軸轉(zhuǎn)速 蝸桿軸 n1=710r/min 齒輪軸 n2=710/14=50.71r/min 卷筒軸 n3= n2=50.71r/min 2.2各軸的輸入功率蝸桿軸 p1= 齒輪軸 p2=p1滾筒軸 p3=p2 2.3各軸的轉(zhuǎn)矩 電機輸出轉(zhuǎn)矩 =9550=蝸桿輸入轉(zhuǎn)矩 =蝸輪輸入轉(zhuǎn)矩 =滾筒輸入轉(zhuǎn)矩 =將以上算得的運動和動力參數(shù)列于表1 表1類型功率Pkw轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)矩TN·m傳動比i效率電動機軸3710 36.855蝸桿軸3.71371036.4920.70蝸輪軸2.11650.71

6、398.49720滾筒軸1.92950.71 363.283.蝸輪蝸桿的設計計算3.1選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T100851988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI)。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,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,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。3.3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那么，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。由式 確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)距 由前面可知=398.49

7、7N·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)=1;由參考文獻【1】表11-5取使用系數(shù)=1.15由轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)=1，那么K=1.15確定彈性影響系數(shù) 因用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=160確定蝸桿齒數(shù)和蝸輪齒數(shù)由參考文獻【1】表11-1，初選蝸桿頭數(shù)為=2蝸輪齒數(shù)為=,由于與之間盡量要互為質(zhì)數(shù)，取。3.4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,可從參考文獻【1】中表11-7查得蝸輪的根本許用應力=268應力循環(huán)次數(shù) 假設減速器每天工作16小時，每年按300工作日計，那么壽

8、命為十年時 應力循環(huán)次數(shù) N=60j=60×1×50.71×48000壽命系數(shù) = 那么 =3.5計算值因=2，從參考文獻【1】表11-2中取模數(shù)m=8，蝸桿分度圓直徑，分度圓導程角蝸桿與蝸輪主要幾何參數(shù) 中心距蝸桿 軸向齒距 mm直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿齒寬 取導程角 蝸桿軸向齒厚蝸輪 蝸輪齒數(shù) 分度圓直徑 =m=蝸輪喉圓直徑 齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓半徑蝸輪寬度 取B=64mm3.7校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據(jù)，從參考文獻【1】中可查得齒形系數(shù)因為螺旋角系數(shù) =1-=1-=0.9192許用彎曲應力 從手冊中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪

9、的根本許用彎曲應力 =56 壽命系數(shù) =0.72×56=故彎曲強度是滿足的。 3.8驗算效率 ，；與相對滑動速度有關= =3.03m/s由參考文獻【1】表11-18可得=0.027，代入式中可得，大于原估計值，因此不用重算。3.9精度等級工查核外表粗糙度確實定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標注為8f GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差工程及外表粗糙度，此處從略。詳細情況見零件圖。3.10蝸桿傳動的熱平衡計算蝸桿傳動的熱平衡校核公式：其中：蝸桿傳遞的名義功率 蝸桿

10、傳動的總效率 1箱體散熱系數(shù)，取箱體散熱面積 周圍空氣的溫度 潤滑油工作溫度的許用值一般取,取 代入上述數(shù)據(jù)，得，符合要求。4.軸的設計計算4.1蝸輪軸的設計計算4.1.1選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。4.1.2求作用在蝸輪上的力軸向力 徑向力 圓周力 4.1.3初步確定軸的最小直徑根據(jù)參考文獻【1】表15-3，取,由 輸出的最小軸徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查參考文獻【1】14-1，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.5，那么由參考文獻【2】表13-9，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器,聯(lián)軸器孔徑，故取，由于鍵

11、槽的存在，故將直徑增大10%，取那么重新選擇聯(lián)軸器LX4，聯(lián)軸器與軸配合的長度為，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面，故取第一段長度為。4.1.4軸的結(jié)構(gòu)設計 裝配方案：右端從左到右依次安裝甩油環(huán)，滾動軸承，端蓋。左端從右到左依次安裝蝸輪、套筒、甩油環(huán)，滾動軸承、端蓋和聯(lián)軸器。 圖2確定軸的各段直徑和長度 1段：由上得，； 2段：為滿足聯(lián)軸器要求，兩段軸之間要有定位軸肩，那么，考慮到軸承端蓋的長度和安裝和拆卸的方便，取3段：由于軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，應選軸承為圓錐滾子軸承，由于，查參考文獻【2】表12-3，所選軸承型號為30311。其尺寸為那么甩油盤的長度為12mm,取

12、齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離為，那么第三段軸的長度為4段：查參考文獻【2】表12-3知該型軸承的定位軸肩高度為，那么，該段與蝸輪接合，蝸輪輪轂,為了使套筒能可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。5段：軸肩高度為，由軸得,故取，那么，。6段：，。軸的圓角半徑，軸端倒角為。4.1.5求軸上的載荷 先確定軸的支點位置，查參考文獻【2】表12-3得，對于30311型軸承，那么軸的支承跨度為根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖3所示 圖3從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩圖中可以看出渦輪中心截面C為軸的危險面?，F(xiàn)計算截面C處的各數(shù)值對水平面H對垂直面V總彎矩 扭矩為4.1.6按彎扭合成應力校核軸的強度進行校

13、核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力,取, 軸的計算應力為以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由參考文獻【1】表15-1查得=，因此,故平安。4.2蝸桿軸的設計計算4.2.1選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。4.2.2求作用在蝸桿上的力軸向力 徑向力 圓周力 4.2.3確定軸的最小直徑根據(jù)參考文獻【1】表15-3，取,由的最小軸徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 最小軸徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查參考文獻【1】14-1，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.5，那么由參

14、考文獻【2】表13-9，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器,聯(lián)軸器孔徑，故取，聯(lián)軸器與軸配合的長度為，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面，故取第一段長度為。4.2.4軸的結(jié)構(gòu)設計 裝配方案：右端從左到右依次安裝套杯、滾動軸承，擋圈，止動墊圈，圓螺母，端蓋，左端從右到左依次安裝套杯、滾動軸承、擋圈，套筒，端蓋和聯(lián)軸器。 圖4確定軸的各段直徑和長度 1段：由上得，； 2段：為滿足聯(lián)軸器要求，兩段軸之間要有定位軸肩，軸肩高度為，由軸，查參考文獻【1】表14-2，得,故取，那么，考慮到軸承端蓋的長度和安裝和拆卸的方便，端蓋與聯(lián)軸器間的距離為25mm，再初選套筒長度為20mm取3段：由于軸承同時受到

15、徑向力和軸向力的作用，應選軸承為圓錐滾子軸承，由于，查參考文獻【2】表12-3，所選軸承型號為30305.其尺寸為 那么，選取該段長度為4段：查參考文獻【2】表12-3知該型軸承的定位軸肩高度為，那么，取該段長度為10mm，。5段：5段軸的直徑與3段軸的直徑相同，即，取該段長度為6段：其長度與蝸桿齒寬一致，取，。7段：該段軸的直徑與5段軸的直徑相同，即，取該段長度為8段：該段軸與4段軸一致，9段：該段軸與4段軸一致，10段：該段安裝止動墊圈和圓螺母，取 軸的圓角半徑，軸端倒角為。4.2.5求軸上載荷 先確定軸的支點位置，查參考文獻【2】表12-3得，對于30305型軸承 ，那么軸的支承跨度為根

16、據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖5所示 圖5從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩圖中可以看出截面C為軸的危險面?，F(xiàn)計算截面C處的各數(shù)值對水平面H對垂直面V總彎矩 扭矩為按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力,取, 軸的計算應力為以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由參考文獻【1】表15-1查得=，因此,故平安。5.軸承的計算5.1計算輸入軸軸承初選兩軸承為30305型圓錐滾子軸承，查參考文獻【2】表12-3，可知其根本額定動載荷=46.8KN根本額定靜載荷，受力分析如圖6所示 圖6由以上計算結(jié)果可知 那么派生軸向力為再求軸

17、承的當量動載荷和 由參考文獻【1】表13-5可知對軸1： 對軸2： 因軸承運轉(zhuǎn)過程中有中等沖擊，由參考文獻【1】表13-6得，取那么驗算軸的壽命以為所以按軸承2的受力大小驗算減速器的設計壽命為，故所選軸承壽命滿足要求。5.2計算輸出軸軸承初選兩軸承為30311型圓錐滾子軸承，查參考文獻【2】表12-3，可知其根本額定動載荷=152KN根本額定靜載荷=188KN，受力分析如圖7所示 圖7由以上計算結(jié)果可知 那么派生軸向力為再求軸承的當量動載荷和因為 由參考文獻【1】表13-5可知對軸1： 對軸2： 因軸承運轉(zhuǎn)過程中有中等沖擊，由參考文獻【1】表13-6得，取那么驗算軸的壽命以為所以按軸承2的受力

18、大小驗算減速器的設計壽命為，故所選軸承壽命滿足要求。6.鍵連接的選擇的計算6.1蝸桿軸鍵的計算6.1.1鍵的選擇 聯(lián)軸器與軸的周向定位采用雙圓頭平鍵連接，按，由參考文獻【1】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長。6.1.2鍵的校核普通平鍵連接的強度條件為由上得查參考文獻【1】表6-2得，鋼材料在輕微沖擊下的許用壓力為，故取，滿足，該鍵滿足要求。6.2蝸輪軸上鍵的選擇6.2.1鍵的選擇 蝸輪軸上蝸輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用雙圓頭平鍵連接。按，由參考文獻【1】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工長；6.2.2鍵的校核 普通平鍵連接的強度條件為計算得 查參考文獻【1】表6-2得，鋼材

19、料在輕微沖擊下的許用壓力為，故取， 滿足，該鍵滿足要求。7.聯(lián)軸器的校核7.1蝸桿軸聯(lián)軸器的校核 電動機與蝸桿軸之間的聯(lián)軸器型號為LX1，查參考文獻【2】表13-9可知，LX1的公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為，而蝸桿軸的轉(zhuǎn)矩為，轉(zhuǎn)速為 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩那么 ， 故聯(lián)軸器滿足要求。7.2蝸輪軸聯(lián)軸器的校核 蝸輪軸與卷筒軸之間的聯(lián)軸器型號為LX4，查參考文獻【2】表13-9可知，LX4的公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為 ，由以上計算可知 ，那么 ， 故聯(lián)軸器滿足要求。8.減速器箱體結(jié)構(gòu)設計8.1箱體結(jié)構(gòu)形式和材料蝸桿圓周速度為，由于，那么采用下置式蝸桿減速器。箱體材料為HT150。8.2箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 由參考文獻

20、【2】表5-1，得出表2：名 稱符 號 尺 寸 關 系 計 算 結(jié) 果機座壁厚0.04a+3810機蓋壁厚10機座凸緣厚度 b1.515機蓋凸緣厚度 15機座底凸緣厚度 p2.525地腳螺釘直徑 0.036a+1214.56取 M16地腳螺釘數(shù)目 n44軸承旁連接螺栓直徑 13.25取 M16機蓋與機座連接螺栓直徑 9.02取 M10軸承端蓋螺釘直徑 8.83取 M8窺視孔蓋螺釘直徑7.06取 M8軸承端蓋外徑D2軸承座直徑+55.5桿：128輪：170定位銷直4徑 d8聯(lián)接螺栓間距 LL=150-200150mm蝸輪外圓與內(nèi)機壁距離 1.215蝸輪輪轂端面與內(nèi)機壁距離 12機蓋機座肋厚 、m

21、0.850.851010軸承端蓋凸緣厚度 e11.210外機壁到軸承端面的距離L1c1+c2+(58)36蝸輪離頂壁距離SSS>1.2>12取15mm 表28.3減速器的附件 8.3.1觀察孔及觀察孔蓋 為了方便維修和觀察減速箱內(nèi)部的結(jié)構(gòu)，在箱體頂端設置了觀察孔及孔蓋。根據(jù)箱體的情況選取材料為HT200，其尺寸如表3所示：mm907560705540745 表38.3.2通氣器 減速器工作時,箱體溫度升高,氣體膨脹,壓力增大,對減速器各接縫面的密封很不利,故常在箱蓋頂或檢查孔蓋上裝有通氣器 根據(jù)箱體的情況選取材料為Q235的通氣塞，其尺寸根據(jù)參考文獻【2】表14-9可知，如表4所示

22、：mmdDD1SLlaM20×1.53025.422281546 表48.3.3油塞 為了換油及清洗箱體時排出油污,在箱體底部最低位置設有排油孔,通常設置一個排油孔,平時用油塞及封油圈堵住，根據(jù)箱體的情況選取材料為Q235的油塞，其尺寸根據(jù)參考文獻【2】表14-14可知，如表5所示：mmdDeslhbRCM20×1.530242130152411 表58.3.4起吊裝置為了方便、經(jīng)濟，起吊裝置采用吊耳，選取材料為HT200，其尺寸根據(jù)參考文獻【2】表14-12可知，如表6所示：mmc3c4bRrr1456020601210 表69.潤滑和密閉說明9.1潤滑說明因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤滑，由于油面不應超過滾動軸承最下面滾動體的中心線，故應在蝸桿軸上安裝甩油板，潤滑油使用50號機械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤滑，因為軸承轉(zhuǎn)速v<1500r /min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。9.2密封說明 在試運轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應涂上潤滑脂。 =1 =1.15=1=1.15 =2 =29 =268N = =m=8蝸桿 蝸輪 B=64mm =3.03m/s 蝸輪軸蝸桿軸蝸桿軸采用3030