319 一級蝸輪蝸桿減速器

319 一級蝸輪蝸桿減速器,一級,蝸輪,蝸桿,減速器 一、課程設計任務書題目：設計用于帶式輸送機的蝸桿減速器工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限 10 年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶工作速度允許誤差為±5%。原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力 F=2400N；運輸帶工作速度 V=1.2m/s；滾筒直徑D=410mm。二、傳動方案的擬定與分析設計任務說明中已經(jīng)給出該設計的傳動方案，即一級蝸輪蝸桿傳動的減速器。三、電動機的選擇1、電動機類型的選擇選擇 Y 系列三相異步電動機。2、電動機功率選擇（1）傳動裝置的總效率：=0.992×0.993×0.8×0.96=0.7304滾 筒蝸 輪 蝸 桿軸 承總 聯(lián) 軸 器 nn32??（2）電機所需的功率：電動機輸出功率： kwawPd??工作機所需的功率： =3kwkFV10所以 kw=4.11kwad?因載荷輕微振動，電動機 即可，故dedpP?kwPed5.?3、確定電動機轉速計算滾筒工作轉速r/min60*160*1.254.60wVnD???按《機械設計課程設計指導書》P18 表 2-4 推薦的傳動比合理范圍，取蝸輪蝸桿減速器傳動比范圍 ，則總傳1~40i減 速 器動比合理范圍為 I 總 =10~40。故電動機轉速的可選范圍為：。~405.6428/minni r????w總電 動 機 （ 1）符合這一范圍的同步轉速有 1000、1500、和 3000r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第 2 方案比較適合，則選n=1500r/mi方案 電動機型號額定動率/kw (r/min)同 步 轉 速滿 載 轉 速1 Y132S1-2 5.5 3000/28902 Y132S1-4 5.5 1500/14403 Y132M2-6 5.5 1000/9604、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 Y132S1-4。其主要性能：額定功率 5.5KW；滿載轉速 1440r/min；額定轉矩 2.2。=0.7304總?=4.11kwdP=3kw=5.5kwedP=54.60r/minwn電動機型號為Y132S1-4四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比 4026.375.ni??m總 w2、分配各級傳動比跟據(jù)課程設計指導書 P18 表 2-4，取蝸輪蝸桿傳動比（單級減速器 合理）126.37i?10~4i?減 速 器 =26.37i總 =26.3712i五、動力學參數(shù)計算1、計算各軸轉速 012340/min154.6/in.371./minrinrii???電 動 機0122、計算各軸的功率P0=Pd=3.65 KWP1=P0×η1=3.65×0.99=3.61 KWP2=P1×η2×η3=3.61×0.99×0.8=3.22KWP3=P2×η1×η2=3.22×0.99×0.99=3.16KW3、計算各軸扭矩T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×3.65/1440=24.21 N·mT1=9.55×106P1/n1=9.55×106×3.61/1440=23.94 N·mT2=9.55×106P2/n2=9.55×106×3.22/54.61=563.10 N·mT3=9.55×106P3/n3=9.55×106×3.16/54.61=631.30 N·m功率 p/kw 轉矩 T/N.m軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉速n(r/min)傳動比i效率 ?電動機軸 03.65 24.21 1440蝸桿軸 13.61 3.57 23.94 23.70 1440 1 0.99蝸輪軸 23.22 3.19 563.10557.47 54.68 30 0.79滾筒軸 33.16 3.13 631.30624.98754.61=1440r/min0n=1440r/min1=54.61r/min2=54.61r/min3nP0= 3.65 KWP1=3.61 KWP2=3.22KWP3=3.16KWT0=24.21 N·mT1=23.94 N·mT2=563.10 N·mT3=631.30 N·m六、傳動零件的設計計算蝸桿蝸輪設計計算：1、蝸桿傳動類型GB/T 10085-1988.阿基米德蝸桿（ZA）2、選擇蝸輪蝸桿材料及精度等級蝸桿 選 40Gr，表面淬火 45~55HRC；由表 8-7 查得， 蝸輪邊緣選擇 ZCuSn10P1。金屬模鑄造。從 GB/T10089-1988 圓柱蝸輪蝸桿精度中選擇 8 級精度。側隙種類為 f,標注為 8f GB/T 10089-1988.3、按齒面接觸疲勞強度設計傳動中心距： ??232EZaKT??????????（1） 、蝸桿上的轉矩 2T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×3.22/54.61=563100 N·mm（2） 、載荷系數(shù) K：應工作時輕微振動，故查表 11-5 知載荷分布不均勻系數(shù)=1， =1.15，由于轉速不高，沖擊不大，動載系數(shù) =1.05?A NK故 K= =1.15*1*1.05=1.21N（3） 、彈性影響系數(shù) EZ鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿相配，故 =160EZ12MP（4） 、接觸系數(shù) ?先假設蝸桿分度圓直徑 和傳動中心距 a 的比值 =0.3，查圖1d1d11-18 可查得 =3.1Z?（5） 、許用接觸應力 []H?蝸輪材料：鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1。金屬模鑄造。蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,表 11-7 知渦輪的基本許用應力=268Mpa[]?應力循環(huán)系數(shù)： =60*1*54.61*10*300*16=260hNjnL? 81.570?T2=563100 N·mmK=1.21=160EZ12MP=3.1Z?=268Mpa[]H??N= 81.570?壽命系數(shù)： =0.70887810HNK?則 = =0.7088x268=189.96Mpa[]?[]?（6） 、計算中心距 a= =166.854mm??232EZaKT?????????231603.1.589???????取中心距 a=200mm,因 =2，故從《機械設計》第八版表1Z11-2 中取模數(shù) m=6.3,蝸桿分度圓直徑 =63mm，這時1d=0.315，從 《機械設計 》第八版表 11-18 中可查的接觸系數(shù)1da0.8 因vfV??321.2244mm2fd?25.2112mmgr56.212vZ?0.9192???0.570=FHK=31.92Mpa[]?=15.907MpaF4.842m/ssV?=0.8516?此不用重算。七、軸的設計計算? 輸出軸的設計---蝸輪軸1、按扭矩初算軸徑（1） 、軸的材料的選擇，確定許用應力考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。選用 45 號鋼，正火處理 [σb]=600MPa [σb]‐1=55MPa（2） 、按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑d≥ mnpA80.426.531032???軸伸部位安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器，由轉速和轉矩得=1.5×9.550× ×3.22/54.68=843.57N?m2caATK?610查表 GB/T 5014-1955 HL3 選彈性銷柱聯(lián)軸器，標準孔徑d=45mm，即軸伸直徑為 45mm 。（3） 、軸承和鍵采用角接觸球軸承，并采用凸緣式軸承蓋，實現(xiàn)軸承系兩端單向固定，軸伸處用 C 型普通平鍵聯(lián)接，實現(xiàn)周向固定。用 A 型普通平鍵連接蝸輪與軸。2、軸的結構設計（1） 、徑向尺寸的確定從軸段 d1=45mm 開始逐漸選取軸段直徑，d2 起固定作用，定位軸肩高度可在（0.07~0.1）d 范圍內， h≥（0.07~0.1）d1=（3.15~4.5）mm。應取 d2=53mm；d3 與軸承的內徑相配合，為便與軸承的安裝，取 d3=55mm，查《機械零件設計手冊》選定軸承型號為 7011C，d4 與蝸輪孔徑相配合且便于蝸輪安裝。按標準直徑系列，取 d4=56mm；d5 起蝸輪軸向固定作用，由h=（0.07 ~0.1）d4=（0.07~0.1）×56=3.93～5.6mm ，取45 號鋼[σb]=600MPa [σb]‐1=55MPa843.57N?mcaT?HL3 選彈性銷柱聯(lián)軸器角接觸球軸承d1=45mmd2=53mmd3=55mmd4=56mmd5=64mmd6=58mmd7=d3=55mm軸承型號為 7011CL1=112mmL4=72mmL5=11mmh=4mm，d5=64mm；d7 與軸承配合，取 d7=d3=55mm；d6 為軸承肩，軸承軸向固定，符合軸承拆卸尺寸，查軸承手冊，取d6=58mm。（2） 、軸向尺寸的確定與聯(lián)軸器相配合的軸段長度，L1=112mm。對蝸輪 b=74mm 取軸長段 L4=b-(2~3)mm=72mm,對定位軸肩 L5=1.4h=1.4X8mm=11.2mm,取整則 L5=11mm。7011C 型軸承其軸承寬度 B=18mm，故L7=B=18mm. 其他軸段的尺寸長度與箱體等的設計有關，蝸輪端面與箱體的距離取 10～15mm，軸承端面與箱體內壁的距離取5mm；分箱面取 55～65mm，軸承蓋螺釘至聯(lián)軸器距離10～15mm，初步估計 L2=55mm，軸承環(huán)寬度為 8mm，兩軸承的中心的跨度為 144mm，軸的總長為 311mm。(3)、軸的強度校核（a） 軸的結構與裝配 （b）受力簡圖 （c）水平面的受力和彎矩圖 （d）垂直面的受力和彎矩圖 （e）合成彎矩圖 （f）轉矩圖 （g）計算彎矩圖（3.1）計算蝸輪受力1） 、繪出軸的計算簡圖（a）圖2） 、繪制水平面彎矩圖（b）圖L7=B=18mmL2=55mm=311mmL總3372.26N2tF?蝸輪的分度圓直徑 =334mm； 2d轉矩 =563.167N·m2T蝸輪的圓周力 =2×563.167/334=3372.26N2tTFd?蝸輪的徑向力 2tanr??=3372.26×tan20°=1227.4N蝸輪的軸向力 760N123.946aTFd??軸承支反力：1686.13N21tNH截面 C 處彎矩：121.4N.m17MFm???3） 、繪制垂直面彎矩圖（c）圖軸承支反力：613.7N2rNV計算彎矩：截面 C 左右側彎矩：43.96N.m27vNVMFm???4） 、繪制合成彎矩圖（d）圖129.12N.m2222(43.96)(1.4)VH???5） 、繪制彎矩圖（e）圖563.10N.m69.10pTn???6） 、繪制當量彎矩圖 （f）圖轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取 0.6，截面 C 處的當量彎矩為：=361.69N.m2222()(19.)(0.653.1)ecMaT?????7） 、校核危險截面 C 的強度：13.78Mpae x2=1y1=0 y2=0（4）計算當量載荷 P1、P 2根據(jù)教材 P321 表 13-6 取 fP=1.1根據(jù)教材 P320 式 13-8a 得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1×(1×115.25+0)=126.775NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1×(1×115.25+0)=126.775N（5）軸承壽命計算∵P 1=P2 故取 P=126.775N∵角接觸球軸承 ε=3根據(jù)手冊得 7005C 型的 Cr=23000NFR1=FR2=115.25N角接觸球軸承7005CFS1=FS2=78.37NFA1=78.37N FA2= 221.72NFA1/FR1=0.68FA2/FR2=1.92P1=126.775NP2=126.775NP=126.775Nε=3Lh=3216949974h由教材 P320 式 13-5a 得Lh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/1440 ×(1×23000/126.775)3=3216949974h>48000h∴預期壽命足夠2、計算輸出軸軸承（1）已知 nⅢ =54.68r/min = 760N, FR=FNH1=1686.13N2a試選 7011C 型角接觸球軸承根據(jù)教材 P322 表 13-7 得 FS=0.68FR，則FS1=FS2=0.68FR=0.68×1686.13=1146.57N（2）計算軸向載荷 FA1、 FA2∵F S1+ =FS2 = 760N2a2a∴任意用一端為壓緊端，1 為壓緊端，2 為放松端兩軸承軸向載荷：F A1=1146.5NFA2= FS1+ =1906.5N2a（3）求系數(shù) x、yFA1/FR1=1146.5/1686.13=0.68FA2/FR2=1906.5/1686.13=1.13根據(jù)教材 P321 表 11-8 得：e=0.68∵F A1/FR1e ∴x 2=1y2=0（4）計算當量動載荷 P1、 P2根據(jù)表 P321 表 13-6 取 fP=1.1根據(jù)式 13-8a 得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1×(1×1686.13)=1854.743NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1×(1×1686.13)= 1854.743N(5)計算軸承壽命 LH∵P 1=P2 故 P=1854.743 ε=3根據(jù)手冊 P71 7011C 型軸承 Cr=30500N根據(jù)教材 P320 表 13-4 得：ft=1根據(jù)教材 P320 式 13-5a 得>48000h預期壽命足夠。7011C 型角接觸球軸承FS1=FS2=1146.57NFA1=1146.5NFA2=1906.5NFA1/FR1=0.68FA2/FR2=1.13P1=1854.743NP2=1854.743NLh=1355674.4h>48000hLh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/54.68×(1×30500/1854.743)3=1355674.4h>48000h∴此軸承合格，預期壽命足夠。九、鍵連接的選擇及校核計算1、聯(lián)軸器與輸出軸連接采用平鍵連接軸徑 d1=45mm，L 1=112mm查《機械零件設計手冊》P291 選用 C 型平鍵，得：b=14 h=9 L=50 即：鍵 C14×50 GB/T 1096-2003 l=L1-b=112-14=98mm T2=631.30N·m 根據(jù)教材 P106 式 6-1 得σ p=4T2/dhl=4×631100/45×9×98=49.48Mpa<[σ p](110Mpa)2、輸入軸與蝸輪連接采用平鍵連接軸徑 d4=56mm L4= 72mm T2=563.10N·m查《機械零件設計手冊》P291 選 A 型平鍵，得：b=16 h=10 L=50即：鍵 16×50 GB/T1096-2003l= L4-b=72-16=56mm σ p=4 T2/d4hl=4×563100/56×10×56=22.524Mpa<[σ p](110Mpa)3、輸入軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接軸徑 d1=20mm L1=52mm T1=23.94N.m查《機械零件設計手冊》P291 C 型平鍵b=14 h=9 L=50l=98mmσ p=49.48Mpa<[σ p](110Mpa)A 型平鍵b=16 h=10 L=50l=56mmσ p =22.524Mpa<[σ p](110Mpa)A 型平鍵選用 A 型平鍵，得：b=6 h=6 L=32即：鍵 6×32GB/T1096-2003l=L1-b=52-6=46mm 根據(jù)教材 P106（6-1 ）式得σ p=4 T1/d1hl=4×23940/20×6×46=1.32Mpa<[σ p] (110Mpa)b=6 h=6 L=32l=46mmσ p=1.32Mpa<[σ p] (110Mpa)十、聯(lián)軸器的選擇及校核計算聯(lián)軸器選擇的步驟：1、蝸桿端聯(lián)軸器（1） 、類型選擇：為了隔離振動與沖擊，選用非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器（2） 、載荷計算：公稱轉矩： 23.94N.m69.510pTn???由《機械設計》第八版表 14-1 查得 =1.5。故由公式（14-1）的AK計算轉矩為： =1.5X23.94=35.91N.mcaAK(3)、型號選擇：依據(jù)蝸桿軸的設計與計算中知：查 GB/T 5014-1955 HL3 選彈性銷柱聯(lián)軸器，標準孔徑 d=45mm，即軸伸直徑為 45mm 。35.91N.mcaT?彈性銷柱聯(lián)軸器GB/T 5014-19552、輸出軸端聯(lián)軸器（1） 、類型選擇：為了隔離振動與沖擊，選用非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器（2） 、載荷計算：公稱轉矩： 563.10N.m69.510pTn???由《機械設計》第八版表 14-1 查得 =1.5。故由公式（14-1）的AK計算轉矩為： =1.5X563.10=844.65N.mcaAK(3)、型號選擇：依據(jù)蝸輪軸的設計與計算中知：查《機械零件設計手冊》表 GB/T4323-2002 LT4 選 TL 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，標準孔徑 d=20mm，即軸伸直徑為 20mm 。軸孔長度L=52mm。HL3844.65N.mcaT?彈性銷柱聯(lián)軸器GB/T 4323-2002LT4十一、減速器的潤滑與密封在以上設計選擇的基礎上，對該減速器的結構，減速器箱體的結構，軸承端蓋的結構尺寸，減速器的潤滑與密封，減速器的附件作一簡要的闡述。1、 減速器的結構本課題所設計的減速器，其基本結構設計是在參照《機械設計基礎課程設計》圖 10-8 裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿） ，軸和軸承，聯(lián)結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等） 。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。箱體為剖分式結構，由 I 箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯(lián)成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配時的相互位置；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時被封??；通氣器用來及時排放因發(fā)熱膨脹的空氣，以放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標尺用于檢查箱內油面的高低；為了排除油液和清洗減速器內腔，在箱體底部設有放汕螺塞；吊環(huán)螺栓用來提升箱體，而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速氣用地腳螺栓固定在機架或地基上。2、減速箱體的結構該減速器箱體采用鑄造的剖分式結構形式具體結構詳見裝配圖3、軸承端蓋的結構尺寸詳見零件工作圖4、減速器的潤滑與密封蝸輪傳動部分采用潤滑油，潤滑油的粘度為 118cSt（100°C）查表 5-11《機械設計基礎課程設計》軸承部分采用脂潤滑，潤滑脂的牌號為 ZL-2 查表 5-13《機械設計基礎課程設計》 。5、減速器附件簡要說明該減速器的附件含窺視孔，窺視孔蓋，排油孔與油蓋，通氣空，油標，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，起蓋螺釘，其結構及裝配詳見裝配圖。蝸輪傳動部分：潤滑油軸承部分：脂潤滑十二、箱體及附件的結構設計1、減速器結構減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結構尺寸見裝配圖及零件圖。采用下置剖分式蝸桿減速器（由于 Vs=4.84m/s≤5m/s 時，蝸桿下置） 。鑄造箱體，材料 HT150。2、鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系名稱 減速器型式及尺寸關系箱座壁厚 δ δ=11mm箱蓋壁厚 δ1 δ1=10mm箱座凸緣厚度 b1，箱蓋凸緣厚度 b，箱座底凸緣厚度 b2b=1.5δ=16mm b1=1.1δ=15mmb2=2.5δ=28mm地腳螺釘直徑及數(shù)目 df=19mm 下置剖分式蝸桿減速器HT150n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=14mm箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2=10mm 螺栓間距 150mm軸承端蓋螺釘直徑 d3=9mm 螺釘數(shù)目 4檢查孔蓋螺釘直徑 d4=6mmDf，d1，d2 至外壁距離 df，d2 至凸緣邊緣距離C1=26,20,16 C2=24,14軸承端蓋外徑 D2=140mm 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S=140mm軸承旁凸臺半徑 R1=16mm軸承旁凸臺高度 根據(jù)軸承座外徑和扳手空間的要求由結構確定箱蓋，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蝸輪外圓與箱內壁間距離12mm蝸輪輪轂端面與箱內壁距離 10mm3、注意事項（1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料；（2）角接觸球軸承 7000C、7011C 的軸向游隙均為0.10～0.15mm；用潤滑油潤滑；（3）箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片，允許涂密封膠和水玻璃，各密封處不允許漏油；（4）減速器裝置內裝 CKC150 工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍；（5）減速器外表面涂灰色油漆；（6）按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。設計小結通過 3 周的一級蝸輪蝸桿減速器設計，覺得自己受益非淺。機械設計課程設計是機械設計課程的一個重要環(huán)節(jié)，它可以讓我們進一步鞏固和加深學生所學的理論知識，通過設計把機械設計及其他有關先修課程（如機械制圖、理論力學、材料力學、工程材料等）中所獲得的理論知識在設計實踐中加以綜合運用，使理論知識和生產實踐密切的結合起來。而且，本次設計是我們學生首次進行完整綜合的機械設計，它讓我樹立了正確的設計思想，培養(yǎng)了我對機械工程設計的獨立工作能力；讓我具有了初步的機構選型與組合和確定傳動方案的能力；為我今后的設計工作打了良好的基礎。通過本次課程設計，還提高了我的計算和制圖能力；我能夠比較熟悉地運用有關參考資料、計算圖表、手冊、圖集、規(guī)范；熟悉有關的國家標準和行業(yè)標準（如 GB、JB 等） ，獲得了一個工程技術人員在機械設計方面所必須具備的基本技能訓練。感謝我的指導老師張占國老師的無私幫助和同學之間的互助，當一份比較像樣的課程設計完成的時候，我的內心無法用文字來表達。幾天以來日日夜夜的計算與繪圖和在電腦前編輯排版說明書，讓我感覺做一個大學生原來也可以這么辛苦。但是，所有的這一切，都是值得的，她讓我感覺大學是如此的充實。參考文獻【1】 、吳宗澤主編 《機械設計》 ---北京：高等教育出版社， 2001【2】 、席偉光 楊光 李波主編 《機械設計課程設計》 ---北京：高等教育出版社， 2003（2004 重?。?】 、吳宗澤主編 《機械設計課程設計手冊》 –2 版 ---北京：高等教育出版社，1999（2003 重印）【4】 、趙祥主編， 《機械零件課程設計》 ， ---北京：中國鐵道出版社，1988【5】 、 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室 編 《理論力學》 ---北京：高等教育出版社 ，2002.8 （2003 重?。?】 、孫恒 陳作模 主編 《機械原理》 ---北京：高等教育出版社 ，2001（2003 重?。?】 、張代東 主編 《機械工程材料應用基礎》 --北京：機械工業(yè)出版社 ，2001.6【8】 、 濮良貴、紀名剛．機械設計（第八版） ．北京：高等教育出版社，2006．一、課程設計任務書題目：設計用于帶式輸送機的蝸桿減速器工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限 10 年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶工作速度允許誤差為±5%。原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力 F=2400N；運輸帶工作速度 V=1.2m/s；滾筒直徑D=410mm。二、傳動方案的擬定與分析設計任務說明中已經(jīng)給出該設計的傳動方案，即一級蝸輪蝸桿傳動的減速器。三、電動機的選擇1、電動機類型的選擇選擇 Y 系列三相異步電動機。2、電動機功率選擇（1）傳動裝置的總效率：=0.992×0.993×0.8×0.96=0.7304滾 筒蝸 輪 蝸 桿軸 承總 聯(lián) 軸 器 nn32??（2）電機所需的功率：電動機輸出功率： kwawPd??工作機所需的功率： =3kwkFV10所以 kw=4.11kwad?因載荷輕微振動，電動機 即可，故dedpP?kwPed5.?3、確定電動機轉速計算滾筒工作轉速r/min60*160*1.254.60wVnD???按《機械設計課程設計指導書》P18 表 2-4 推薦的傳動比合理范圍，取蝸輪蝸桿減速器傳動比范圍 ，則總傳1~40i減 速 器動比合理范圍為 I 總 =10~40。故電動機轉速的可選范圍為：。~405.6428/minni r????w總電 動 機 （ 1）符合這一范圍的同步轉速有 1000、1500、和 3000r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第 2 方案比較適合，則選n=1500r/mi方案 電動機型號額定動率/kw (r/min)同 步 轉 速滿 載 轉 速1 Y132S1-2 5.5 3000/28902 Y132S1-4 5.5 1500/14403 Y132M2-6 5.5 1000/9604、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 Y132S1-4。其主要性能：額定功率 5.5KW；滿載轉速 1440r/min；額定轉矩 2.2。=0.7304總?=4.11kwdP=3kw=5.5kwedP=54.60r/minwn電動機型號為Y132S1-4四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比 4026.375.ni??m總 w2、分配各級傳動比跟據(jù)課程設計指導書 P18 表 2-4，取蝸輪蝸桿傳動比（單級減速器 合理）126.37i?10~4i?減 速 器 =26.37i總 =26.3712i五、動力學參數(shù)計算1、計算各軸轉速 012340/min154.6/in.371./minrinrii???電 動 機0122、計算各軸的功率P0=Pd=3.65 KWP1=P0×η1=3.65×0.99=3.61 KWP2=P1×η2×η3=3.61×0.99×0.8=3.22KWP3=P2×η1×η2=3.22×0.99×0.99=3.16KW3、計算各軸扭矩T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×3.65/1440=24.21 N·mT1=9.55×106P1/n1=9.55×106×3.61/1440=23.94 N·mT2=9.55×106P2/n2=9.55×106×3.22/54.61=563.10 N·mT3=9.55×106P3/n3=9.55×106×3.16/54.61=631.30 N·m功率 p/kw 轉矩 T/N.m軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉速n(r/min)傳動比i效率 ?電動機軸 03.65 24.21 1440蝸桿軸 13.61 3.57 23.94 23.70 1440 1 0.99蝸輪軸 23.22 3.19 563.10557.47 54.68 30 0.79滾筒軸 33.16 3.13 631.30624.98754.61=1440r/min0n=1440r/min1=54.61r/min2=54.61r/min3nP0= 3.65 KWP1=3.61 KWP2=3.22KWP3=3.16KWT0=24.21 N·mT1=23.94 N·mT2=563.10 N·mT3=631.30 N·m六、傳動零件的設計計算蝸桿蝸輪設計計算：1、蝸桿傳動類型GB/T 10085-1988.阿基米德蝸桿（ZA）2、選擇蝸輪蝸桿材料及精度等級蝸桿 選 40Gr，表面淬火 45~55HRC；由表 8-7 查得， 蝸輪邊緣選擇 ZCuSn10P1。金屬模鑄造。從 GB/T10089-1988 圓柱蝸輪蝸桿精度中選擇 8 級精度。側隙種類為 f,標注為 8f GB/T 10089-1988.3、按齒面接觸疲勞強度設計傳動中心距： ??232EZaKT??????????（1） 、蝸桿上的轉矩 2T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×3.22/54.61=563100 N·mm（2） 、載荷系數(shù) K：應工作時輕微振動，故查表 11-5 知載荷分布不均勻系數(shù)=1， =1.15，由于轉速不高，沖擊不大，動載系數(shù) =1.05?A NK故 K= =1.15*1*1.05=1.21N（3） 、彈性影響系數(shù) EZ鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿相配，故 =160EZ12MP（4） 、接觸系數(shù) ?先假設蝸桿分度圓直徑 和傳動中心距 a 的比值 =0.3，查圖1d1d11-18 可查得 =3.1Z?（5） 、許用接觸應力 []H?蝸輪材料：鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1。金屬模鑄造。蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,表 11-7 知渦輪的基本許用應力=268Mpa[]?應力循環(huán)系數(shù)： =60*1*54.61*10*300*16=260hNjnL? 81.570?T2=563100 N·mmK=1.21=160EZ12MP=3.1Z?=268Mpa[]H??N= 81.570?壽命系數(shù)： =0.70887810HNK?則 = =0.7088x268=189.96Mpa[]?[]?（6） 、計算中心距 a= =166.854mm??232EZaKT?????????231603.1.589???????取中心距 a=200mm,因 =2，故從《機械設計》第八版表1Z11-2 中取模數(shù) m=6.3,蝸桿分度圓直徑 =63mm，這時1d=0.315，從 《機械設計 》第八版表 11-18 中可查的接觸系數(shù)1da0.8 因vfV??321.2244mm2fd?25.2112mmgr56.212vZ?0.9192???0.570=FHK=31.92Mpa[]?=15.907MpaF4.842m/ssV?=0.8516?此不用重算。七、軸的設計計算? 輸出軸的設計---蝸輪軸1、按扭矩初算軸徑（1） 、軸的材料的選擇，確定許用應力考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。選用 45 號鋼，正火處理 [σb]=600MPa [σb]‐1=55MPa（2） 、按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑d≥ mnpA80.426.531032???軸伸部位安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器，由轉速和轉矩得=1.5×9.550× ×3.22/54.68=843.57N?m2caATK?610查表 GB/T 5014-1955 HL3 選彈性銷柱聯(lián)軸器，標準孔徑d=45mm，即軸伸直徑為 45mm 。（3） 、軸承和鍵采用角接觸球軸承，并采用凸緣式軸承蓋，實現(xiàn)軸承系兩端單向固定，軸伸處用 C 型普通平鍵聯(lián)接，實現(xiàn)周向固定。用 A 型普通平鍵連接蝸輪與軸。2、軸的結構設計（1） 、徑向尺寸的確定從軸段 d1=45mm 開始逐漸選取軸段直徑，d2 起固定作用，定位軸肩高度可在（0.07~0.1）d 范圍內， h≥（0.07~0.1）d1=（3.15~4.5）mm。應取 d2=53mm；d3 與軸承的內徑相配合，為便與軸承的安裝，取 d3=55mm，查《機械零件設計手冊》選定軸承型號為 7011C，d4 與蝸輪孔徑相配合且便于蝸輪安裝。按標準直徑系列，取 d4=56mm；d5 起蝸輪軸向固定作用，由h=（0.07 ~0.1）d4=（0.07~0.1）×56=3.93～5.6mm ，取45 號鋼[σb]=600MPa [σb]‐1=55MPa843.57N?mcaT?HL3 選彈性銷柱聯(lián)軸器角接觸球軸承d1=45mmd2=53mmd3=55mmd4=56mmd5=64mmd6=58mmd7=d3=55mm軸承型號為 7011CL1=112mmL4=72mmL5=11mmh=4mm，d5=64mm；d7 與軸承配合，取 d7=d3=55mm；d6 為軸承肩，軸承軸向固定，符合軸承拆卸尺寸，查軸承手冊，取d6=58mm。（2） 、軸向尺寸的確定與聯(lián)軸器相配合的軸段長度，L1=112mm。對蝸輪 b=74mm 取軸長段 L4=b-(2~3)mm=72mm,對定位軸肩 L5=1.4h=1.4X8mm=11.2mm,取整則 L5=11mm。7011C 型軸承其軸承寬度 B=18mm，故L7=B=18mm. 其他軸段的尺寸長度與箱體等的設計有關，蝸輪端面與箱體的距離取 10～15mm，軸承端面與箱體內壁的距離取5mm；分箱面取 55～65mm，軸承蓋螺釘至聯(lián)軸器距離10～15mm，初步估計 L2=55mm，軸承環(huán)寬度為 8mm，兩軸承的中心的跨度為 144mm，軸的總長為 311mm。(3)、軸的強度校核（a） 軸的結構與裝配 （b）受力簡圖 （c）水平面的受力和彎矩圖 （d）垂直面的受力和彎矩圖 （e）合成彎矩圖 （f）轉矩圖 （g）計算彎矩圖（3.1）計算蝸輪受力1） 、繪出軸的計算簡圖（a）圖2） 、繪制水平面彎矩圖（b）圖L7=B=18mmL2=55mm=311mmL總3372.26N2tF?蝸輪的分度圓直徑 =334mm； 2d轉矩 =563.167N·m2T蝸輪的圓周力 =2×563.167/334=3372.26N2tTFd?蝸輪的徑向力 2tanr??=3372.26×tan20°=1227.4N蝸輪的軸向力 760N123.946aTFd??軸承支反力：1686.13N21tNH截面 C 處彎矩：121.4N.m17MFm???3） 、繪制垂直面彎矩圖（c）圖軸承支反力：613.7N2rNV計算彎矩：截面 C 左右側彎矩：43.96N.m27vNVMFm???4） 、繪制合成彎矩圖（d）圖129.12N.m2222(43.96)(1.4)VH???5） 、繪制彎矩圖（e）圖563.10N.m69.10pTn???6） 、繪制當量彎矩圖 （f）圖轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取 0.6，截面 C 處的當量彎矩為：=361.69N.m2222()(19.)(0.653.1)ecMaT?????7） 、校核危險截面 C 的強度：13.78Mpae x2=1y1=0 y2=0（4）計算當量載荷 P1、P 2根據(jù)教材 P321 表 13-6 取 fP=1.1根據(jù)教材 P320 式 13-8a 得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1×(1×115.25+0)=126.775NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1×(1×115.25+0)=126.775N（5）軸承壽命計算∵P 1=P2 故取 P=126.775N∵角接觸球軸承 ε=3根據(jù)手冊得 7005C 型的 Cr=23000NFR1=FR2=115.25N角接觸球軸承7005CFS1=FS2=78.37NFA1=78.37N FA2= 221.72NFA1/FR1=0.68FA2/FR2=1.92P1=126.775NP2=126.775NP=126.775Nε=3Lh=3216949974h由教材 P320 式 13-5a 得Lh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/1440 ×(1×23000/126.775)3=3216949974h>48000h∴預期壽命足夠2、計算輸出軸軸承（1）已知 nⅢ =54.68r/min = 760N, FR=FNH1=1686.13N2a試選 7011C 型角接觸球軸承根據(jù)教材 P322 表 13-7 得 FS=0.68FR，則FS1=FS2=0.68FR=0.68×1686.13=1146.57N（2）計算軸向載荷 FA1、 FA2∵F S1+ =FS2 = 760N2a2a∴任意用一端為壓緊端，1 為壓緊端，2 為放松端兩軸承軸向載荷：F A1=1146.5NFA2= FS1+ =1906.5N2a（3）求系數(shù) x、yFA1/FR1=1146.5/1686.13=0.68FA2/FR2=1906.5/1686.13=1.13根據(jù)教材 P321 表 11-8 得：e=0.68∵F A1/FR1e ∴x 2=1y2=0（4）計算當量動載荷 P1、 P2根據(jù)表 P321 表 13-6 取 fP=1.1根據(jù)式 13-8a 得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1×(1×1686.13)=1854.743NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1×(1×1686.13)= 1854.743N(5)計算軸承壽命 LH∵P 1=P2 故 P=1854.743 ε=3根據(jù)手冊 P71 7011C 型軸承 Cr=30500N根據(jù)教材 P320 表 13-4 得：ft=1根據(jù)教材 P320 式 13-5a 得>48000h預期壽命足夠。7011C 型角接觸球軸承FS1=FS2=1146.57NFA1=1146.5NFA2=1906.5NFA1/FR1=0.68FA2/FR2=1.13P1=1854.743NP2=1854.743NLh=1355674.4h>48000hLh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/54.68×(1×30500/1854.743)3=1355674.4h>48000h∴此軸承合格，預期壽命足夠。九、鍵連接的選擇及校核計算1、聯(lián)軸器與輸出軸連接采用平鍵連接軸徑 d1=45mm，L 1=112mm查《機械零件設計手冊》P291 選用 C 型平鍵，得：b=14 h=9 L=50 即：鍵 C14×50 GB/T 1096-2003 l=L1-b=112-14=98mm T2=631.30N·m 根據(jù)教材 P106 式 6-1 得σ p=4T2/dhl=4×631100/45×9×98=49.48Mpa<[σ p](110Mpa)2、輸入軸與蝸輪連接采用平鍵連接軸徑 d4=56mm L4= 72mm T2=563.10N·m查《機械零件設計手冊》P291 選 A 型平鍵，得：b=16 h=10 L=50即：鍵 16×50 GB/T1096-2003l= L4-b=72-16=56mm σ p=4 T2/d4hl=4×563100/56×10×56=22.524Mpa<[σ p](110Mpa)3、輸入軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接軸徑 d1=20mm L1=52mm T1=23.94N.m查《機械零件設計手冊》P291 C 型平鍵b=14 h=9 L=50l=98mmσ p=49.48Mpa<[σ p](110Mpa)A 型平鍵b=16 h=10 L=50l=56mmσ p =22.524Mpa<[σ p](110Mpa)A 型平鍵選用 A 型平鍵，得：b=6 h=6 L=32即：鍵 6×32GB/T1096-2003l=L1-b=52-6=46mm 根據(jù)教材 P106（6-1 ）式得σ p=4 T1/d1hl=4×23940/20×6×46=1.32Mpa<[σ p] (110Mpa)b=6 h=6 L=32l=46mmσ p=1.32Mpa<[σ p] (110Mpa)十、聯(lián)軸器的選擇及校核計算聯(lián)軸器選擇的步驟：1、蝸桿端聯(lián)軸器（1） 、類型選擇：為了隔離振動與沖擊，選用非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器（2） 、載荷計算：公稱轉矩： 23.94N.m69.510pTn???由《機械設計》第八版表 14-1 查得 =1.5。故由公式（14-1）的AK計算轉矩為： =1.5X23.94=35.91N.mcaAK(3)、型號選擇：依據(jù)蝸桿軸的設計與計算中知：查 GB/T 5014-1955 HL3 選彈性銷柱聯(lián)軸器，標準孔徑 d=45mm，即軸伸直徑為 45mm 。35.91N.mcaT?彈性銷柱聯(lián)軸器GB/T 5014-19552、輸出軸端聯(lián)軸器（1） 、類型選擇：為了隔離振動與沖擊，選用非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器（2） 、載荷計算：公稱轉矩： 563.10N.m69.510pTn???由《機械設計》第八版表 14-1 查得 =1.5。故由公式（14-1）的AK計算轉矩為： =1.5X563.10=844.65N.mcaAK(3)、型號選擇：依據(jù)蝸輪軸的設計與計算中知：查《機械零件設計手冊》表 GB/T4323-2002 LT4 選 TL 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，標準孔徑 d=20mm，即軸伸直徑為 20mm 。軸孔長度L=52mm。HL3844.65N.mcaT?彈性銷柱聯(lián)軸器GB/T 4323-2002LT4十一、減速器的潤滑與密封在以上設計選擇的基礎上，對該減速器的結構，減速器箱體的結構，軸承端蓋的結構尺寸，減速器的潤滑與密封，減速器的附件作一簡要的闡述。1、 減速器的結構本課題所設計的減速器，其基本結構設計是在參照《機械設計基礎課程設計》圖 10-8 裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿） ，軸和軸承，聯(lián)結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等） 。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。箱體為剖分式結構，由 I 箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯(lián)成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配時的相互位置；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時被封??；通氣器用來及時排放因發(fā)熱膨脹的空氣，以放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標尺用于檢查箱內油面的高低；為了排除油液和清洗減速器內腔，在箱體底部設有放汕螺塞；吊環(huán)螺栓用來提升箱體，而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速氣用地腳螺栓固定在機架或地基上。2、減速箱體的結構該減速器箱體采用鑄造的剖分式結構形式具體結構詳見裝配圖3、軸承端蓋的結構尺寸詳見零件工作圖4、減速器的潤滑與密封蝸輪傳動部分采用潤滑油，潤滑油的粘度為 118cSt（100°C）查表 5-11《機械設計基礎課程設計》軸承部分采用脂潤滑，潤滑脂的牌號為 ZL-2 查表 5-13《機械設計基礎課程設計》 。5、減速器附件簡要說明該減速器的附件含窺視孔，窺視孔蓋，排油孔與油蓋，通氣空，油標，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，起蓋螺釘，其結構及裝配詳見裝配圖。蝸輪傳動部分：潤滑油軸承部分：脂潤滑十二、箱體及附件的結構設計1、減速器結構減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結構尺寸見裝配圖及零件圖。采用下置剖分式蝸桿減速器（由于 Vs=4.84m/s≤5m/s 時，蝸桿下置） 。鑄造箱體，材料 HT150。2、鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系名稱 減速器型式及尺寸關系箱座壁厚 δ δ=11mm箱蓋壁厚 δ1 δ1=10mm箱座凸緣厚度 b1，箱蓋凸緣厚度 b，箱座底凸緣厚度 b2b=1.5δ=16mm b1=1.1δ=15mmb2=2.5δ=28mm地腳螺釘直徑及數(shù)目 df=19mm 下置剖分式蝸桿減速器HT150n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=14mm箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2=10mm 螺栓間距 150mm軸承端蓋螺釘直徑 d3=9mm 螺釘數(shù)目 4檢查孔蓋螺釘直徑 d4=6mmDf，d1，d2 至外壁距離 df，d2 至凸緣邊緣距離C1=26,20,16 C2=24,14軸承端蓋外徑 D2=140mm 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S=140mm軸承旁凸臺半徑 R1=16mm軸承旁凸臺高度 根據(jù)軸承座外徑和扳手空間的要求由結構確定箱蓋，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蝸輪外圓與箱內壁間距離12mm蝸輪輪轂端面與箱內壁距離 10mm3、注意事項（1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料；（2）角接觸球軸承 7000C、7011C 的軸向游隙均為0.10～0.15mm；用潤滑油潤滑；（3）箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片，允許涂密封膠和水玻璃，各密封處不允許漏油；（4）減速器裝置內裝 CKC150 工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍；（5）減速器外表面涂灰色油漆；（6）按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。設計小結通過 3 周的一級蝸輪蝸桿減速器設計，覺得自己受益非淺。機械設計課程設計是機械設計課程的一個重要環(huán)節(jié)，它可以讓我們進一步鞏固和加深學生所學的理論知識，通過設計把機械設計及其他有關先修課程（如機械制圖、理論力學、材料力學、工程材料等）中所獲得的理論知識在設計實踐中加以綜合運用，使理論知識和生產實踐密切的結合起來。而且，本次設計是我們學生首次進行完整綜合的機械設計，它讓我樹立了正確的設計思想，培養(yǎng)了我對機械工程設計的獨立工作能力；讓我具有了初步的機構選型與組合和確定傳動方案的能力；為我今后的設計工作打了良好的基礎。通過本次課程設計，還提高了我的計算和制圖能力；我能夠比較熟悉地運用有關參考資料、計算圖表、手冊、圖集、規(guī)范；熟悉有關的國家標準和行業(yè)標準（如 GB、JB 等） ，獲得了一個工程技術人員在機械設計方面所必須具備的基本技能訓練。感謝我的指導老師張占國老師的無私幫助和同學之間的互助，當一份比較像樣的課程設計完成的時候，我的內心無法用文字來表達。幾天以來日日夜夜的計算與繪圖和在電腦前編輯排版說明書，讓我感覺做一個大學生原來也可以這么辛苦。但是，所有的這一切，都是值得的，她讓我感覺大學是如此的充實。參考文獻【1】 、吳宗澤主編 《機械設計》 ---北京：高等教育出版社， 2001【2】 、席偉光 楊光 李波主編 《機械設計課程設計》 ---北京：高等教育出版社， 2003（2004 重印）【3】 、吳宗澤主編 《機械設計課程設計手冊》 –2 版 ---北京：高等教育出版社，1999（2003 重?。?】 、趙祥主編， 《機械零件課程設計》 ， ---北京：中國鐵道出版社，1988【5】 、 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室 編 《理論力學》 ---北京：高等教育出版社 ，2002.8 （2003 重印）【6】 、孫恒 陳作模 主編 《機械原理》 ---北京：高等教育出版社 ，2001（2003 重?。?】 、張代東 主編 《機械工程材料應用基礎》 --北京：機械工業(yè)出版社 ，2001.6【8】 、 濮良貴、紀名剛．機械設計（第八版） ．北京：高等教育出版社，2006．