蝸輪蝸桿式減速器課程設計---帶式運輸機傳動裝置設計.doc

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1、機械基礎綜合課程設計設計計算說明書 機電10-2 張可心 16號一、課程設計任務書題目：帶式運輸機傳動裝置設計1. 工作條件連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，空載起動；使用期10年，每年300個工作日，兩班制工作，小批量生產，允許運輸帶速度偏差為5%。帶式運輸機傳動示意圖2. 設計數據學號-數據編號11-112-213-314-415-516-617-718-819-920-10輸送帶工作拉力（）2.22.32.42.52.32.42.52.32.42.5輸送帶工作速度（）1.01.01.01.11.11.11.11.21.21.2卷筒直徑（）38039040040041042039040041042

2、03. 設計任務1）選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數計算。2）進行傳動裝置中的傳動零件設計計算。3）繪制傳動裝置中減速器裝配圖和箱體、齒輪及軸的零件工作圖。4）編寫設計計算說明書。二、傳動方案的擬定與分析由于本課程設計傳動方案已給：要求設計單級蝸桿上置式減速器。它與蝸桿上置式減速器相比具有蝸桿的圓周速度允許高一些等優(yōu)點，但蝸桿軸承的潤滑不太方便，需采取特殊的結構措施。這種減速器一般適用于蝸桿圓周速度V4-5 m/s的場合,符合本課題的要求。三、電動機的選擇1、電動機類型的選擇按工作要求和條件，選擇三相籠型異步電動機，閉式結構，電壓380，型號選擇Y系列三相異步電動機。2、電動機功率選擇

3、1）傳動裝置的總效率： 2）電機所需的功率： 3、確定電動機轉速計算滾筒工作轉速： 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，取蝸桿減速器傳動比范圍，則總傳動比合理范圍為 。故電動機轉速的可選范圍：。符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500和3000r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，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3方案比較適合，則選n=1500r/min。4、確定電動機型號根據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Y132M2-6。其主要性能：額

4、定功率5.5KW；滿載轉速960r/min；額定轉矩2.0,軸徑為28 mm。四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比 2、分配各級傳動比（1） 據指導書P18表2-4，取蝸桿（單級減速器合理）（2）五、動力學參數計算1、計算各軸轉速 2、計算各軸的功率PI=P電機 =4.059 KWPII=PI=3.696KWPIII=PII軸承=3.622KW3、計算各軸扭矩TI=9.55106PI/n1=9.551064.059/960=40370 NmmTII=9.55106PII/n2=9.551063.696/50=705936NmmTIII=9.55106PIII/n3=9.551063.

5、622/50=691802 Nmm六、傳動零件的設計計算 蝸桿傳動的設計計算1、選擇蝸桿傳動類型 根據GB/T100851988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。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、按齒面接觸疲勞強度進行設計根據閉式蝸桿傳動的設計準則,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。由教材P254式(1112),傳動中心距(1)確定作用在蝸桿上的

6、轉矩按，估取效率=0.75,則(2)確定載荷系數K因工作載荷有輕微沖擊,故由教材P253取載荷分布不均系數=1;由教材P253表115選取使用系數由于轉速不高,沖擊不大,可取動載系數;則由教材P252(3)確定彈性影響系數因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。(4)確定接觸系數先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖1118中可查得=2.9。(5)確定許用接觸應力根據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,可從從教材P254表117查得蝸輪的基本許用應力=268。由教材P254應力循環(huán)次數壽命系數則(6)計算中心距(

7、6)取中心距a=200mm,因i=19.2,故從教材P245表112中取模數m=8mm, 蝸輪分度圓直徑=80mm這時=0.4從教材P253圖1118中可查得接觸系數=2.74因為,因此以上計算結果可用。4、蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸(1) 蝸桿軸向尺距mm;直徑系數;齒頂圓直徑;齒根圓直徑分度圓導程角;蝸桿軸向齒厚mm。(2) 蝸輪蝸輪齒數 ;變位系數mm;演算傳動比,這時傳動誤差比為,是允許的。蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑=344mm蝸輪齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓半徑5、校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數根據從教材P255圖1119中可查得齒形系數螺旋角系數從教材P255知許用彎曲應力從教材P25

8、6表118查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56。由教材P255壽命系數可見彎曲強度是滿足的。6、驗算效率已知=;與相對滑動速度有關。從教材P264表1118中用插值法查得=0.0204, 代入式中得=0.86,大于原估計值,因此不用重算。7、精度等級公差和表面粗糙度的確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/T100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度,側隙種類為f,標注為8f GB/T100891988。然后由參考文獻5P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71m, 蝸輪的齒厚公差為 =130m;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6m, 蝸輪

9、的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6m和3.2m。V=d1n1/601000=3.14801440/601000=6.0288m/s七、軸的設計計算 輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45調質，硬度217255HBS根據教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A=115 d115 (3.36/1440)1/3mm=14.85mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=14.85(1+5%)mm=15.59mm選d=25mm2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。（2）確定軸各段直徑和長度I段

10、：直徑d1=30mm 長度取L1=60mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0. 0825=2.4mm直徑d2=d1+2h=30+22.4=35mm,長度取L2=50 mmIII段：直徑d3=40mm 初選用7008AC型角接觸球軸承，其內徑為40mm，寬度為15mm，并且采用套筒定位；故III段長：L3=40mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.0850=40mmd4=d3+2h=40+24=50mm長度取L4=90mm段：直徑d5=80mm 長度L5=120mm段：直徑d6= d4=50mm 長度L6=90mm段：直徑d7=d3=40mm 長度L7=L3=40mm初選用

11、7008AC型角接觸球軸承，其內徑為40mm，寬度為15mm外徑68mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=490mm圖（3）按彎矩復合強度計算求小齒輪分度圓直徑：已知d1=80mm=0.08m求轉矩：T1=40.37Nm求圓周力：Ft根據教材P198（10-3）式得：=2T1/d1=2X40.37/80X=1281.58N求徑向力Fr根據教材P198（10-3）式得：Fr=tan=1281.58tan200=466.45N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=170mmn 繪制軸的受力簡圖 n 繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力：FAY=FBY=Fr1/2=233.22NFAZ=FBZ=/2=

12、640.79N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為：MC1=FAyL/2=39.647Nmn 繪制水平面彎矩圖 圖7-1截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=108.93Nmn 繪制合彎矩圖MC=(MC12+MC22)1/2=(39.6472+108.932)1/2=115.92Nmn 繪制扭矩圖轉矩：T= TI=40.37Nmn 校核危險截面C的強度由教材P373式（15-5）經判斷軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)應力,取=0.6, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#

13、調質鋼，硬度（217255HBS）根據教材P370頁式（15-2），表（15-3）取A0=115dA0(P2/n2)1/3=115(5.31/553)1/3=24.4mm取d=58mm2、軸的結構設計（1）軸上的零件定位，固定和裝配 單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒，右軸承和鏈輪依次從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度I段：直徑d1=58mm 長度取L1=80mmII段：由教材P364得：h=0.0

14、8 d1=0.0958=5.22mm直徑d2=d1+2h=58+25.2266mm,長度取L2=50 mmIII段：直徑d3=70mm 由GB/T297-1994初選用7014C型圓錐滾子軸承，其內徑為70mm，寬度為20mm。故III段長：L3=40mm段：直徑d4=82mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.0882=6.56mmd4=d3+2h=70+26.682=82mm長度取L4=110mm段：直徑d5=d3=70mm L5=40mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=150mm（3）按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=328mm求轉矩：已知T2= TII=91.7Nm求

15、圓周力Ft：根據教材P198（10-3）式得=2T2/d2=4304.2 N求徑向力Fr：根據教材P198（10-3）式得Fr=tan=4304.2tan200=1566.5N兩軸承對稱LA=LB=75mmn 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=783.3NFAX=FBX=/2=2152.1Nn 由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=787.375=58.7Nmn 截面C在水平面彎矩為MC2=FAXL/2=2152.175=161.4Nmn 計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2=（58.72+161.42）1/2=181

16、.5Nm 圖7-2n 校核危險截面C的強度由式（15-5）由教材P373式（15-5）經判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力,取=1, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。此軸強度足夠九、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命：1630010=48000小時。1、計算輸入軸軸承初選兩軸承為角接觸球軸承7308C型查軸承手冊可知其基本額定動載荷=46.2KN基本額定靜載荷=30.5KN。(1)求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖(

17、1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知:（2）求兩軸承的計算軸向力對于7008C型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數,其值由的大小來確定,但現軸承軸向力未知,故先取e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a) 由教材P321表13-5進行插值計算,得 。再計算由兩次計算相差不大，所以則有e=0.225, e=0.2,=787.28N,=139.98N。(3)求軸承當量動載荷和因為由教材P321表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承1 =0.44, =1.18對軸承2 =1, =0因軸承運轉中有輕微沖

18、擊,按教材P321表13-6, ,取。則由教材P320式(13-8a)(4)驗算軸承壽命因為,所以按軸承1的受力大小驗算由教材P319式(13-5)h故所選軸承滿足壽命要求。2、計算輸出軸軸承初選兩軸承為7314B型圓錐滾子軸承查圓錐滾子軸承手冊可知其基本額定動載荷=115KN基本額定靜載荷=87.2KN。(1)求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知:（2）求兩軸承的計算軸向力和軸承當量動載荷和由教材P321表13-5進行插值計算

19、,得。再計算由兩次計算相差不大，所以則有e=0.385, e=0.28,=957.55N,=170.27N。(3)求軸承當量動載荷和由教材P321表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承1 =1, =0對軸承2 =1 =0因軸承運轉中有輕微沖擊,按教材P321表13-6, ,取。則由教材P320式(13-8a)(4)驗算軸承壽命因為,所以按軸承1的受力大小驗算由教材P319式(13-5)h故所選軸承滿足壽命要求十、鍵連接的選擇及校核計算1、連軸器與電機連接采用平鍵連接軸徑d1=30mm，L電機=60mm查參考文獻5P119選用A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50

20、即：鍵A1050 GB/T1096-2003 l=L電機-b=60-8=52mm T2=705936Nm 根據教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4705936/10852=23.8Mpap(110Mpa)2、輸入軸與聯軸器連接采用平鍵連接軸徑d2=35mm L1=60mm T=40.4Nm查手冊P51 選A型平鍵，得：b=10 h=8 L=45即：鍵A1050 GB/T1096-2003l=L1-b=60-10=50mm h=8mmp=4T/dhl=440400/35845=18.3Mpap(110Mpa)3、輸出軸與渦輪連接用平鍵連接軸徑d3=58mm L2=80mm T=91.7N

21、.m查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=18 h=11 L=70即：鍵A1870GB/T1096-2003l=L2-b=80-18=62mm h=11mm根據教材P106（6-1）式得p=4T/dhl=491700/581162=9.8Mpap (110Mpa)十一、聯軸器的選擇及校核計算聯軸器選擇的步驟： 連軸器的設計計算1、類型選擇為了隔離振動與沖擊,選用彈性套柱銷連軸器。2、載荷計算公稱轉矩T= Nm3、型號選擇從GB43232002中查得LX3型彈性套柱銷連軸器的公稱轉矩為1250Nm,許用最大轉速為5700r/min,軸徑為3048 mm之間,故合用。十二、減速器的潤滑與密封1、齒輪

22、的潤滑因齒輪的圓周速度45%，長度60%；（4）角接觸球軸承7008C、7014C的軸向游隙均為0.100.15mm；用潤滑油潤滑；（5）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；（6）減速器裝置內裝CKC150工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍；（7）減速器外表面涂灰色油漆；（8）按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。 電動機型號：Y132M-6PI=4.059KWPII=3.696KWPIII=3.622KWTI=40370NmmTII=705936NmmTIII=691802NmmK=1.05 V=6.0288m/sd1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=50mm

23、d5=80mmd6=50mmd7=40mmFAY=233.22NFAZ=640.79NMC1=39.647Nmd=58mmd1=58mmd2=66mmd3=70mmd4=82mmd5=70mm=4304.2 NFr=1566NFAY=783.3NFAX=2152.1NMC1=58.7NmMC2=161.4NmMC=181.5Nm=0.44=1.18 =0=1=0 =0鍵A1050 GB/T1096-2003 p=23.8Mpa鍵A1050GB/T1096-2003p=18.3Mpa鍵A1870GB/T1096-2003p=9.8Mpa設計小結經過三個星期的實習，過程曲折可謂一語難盡。在此期間我

24、也失落過，也曾一度熱情高漲。從開始時滿富盛激情到最后汗水背后的復雜心情，點點滴滴無不令我回味無長。體會到作為設計人員在設計過程中必須嚴肅、認真，并且要有極好的耐心來對待每一個設計的細節(jié)。在設計過程中，我們會碰到好多問題，這些都是平時上理論課中不會碰到，或是碰到了也因為不用而不去深究的問題，但是在設計中，這些就成了必須解決的問題，如果不問老師或是和同學討論，把它搞清楚，在設計中就會出錯，甚至整個方案都必須全部重新開始。比如軸上各段直徑的確定，以及各個尺寸的確定，以前雖然做過作業(yè)，但是畢竟沒有放到非常實際的應用環(huán)境中去，畢竟考慮的還不是很多，而且對所學的那些原理性的東西掌握的還不是很透徹。但是經過

25、老師的講解，和自己的更加深入的思考之后，對很多的知識，知其然還知其所以然。剛剛開始時真的使感覺是一片空白，不知從何處下手，在畫圖的過程中，感覺似乎是每一條線都要有一定的依據，尺寸的確定并不是隨心所欲，不斷地會冒出一些細節(jié)問題，都必須通過計算查表確定。 設計實際上還是比較累的，每天在電腦前畫圖或是計算的確需要很大的毅力。從這里我才真的體會到了做工程的還是非常的不容易的，通過這次課程設計我或許提前體會到了自己以后的職業(yè)生活吧。經過這次課程設計感覺到自己還學到了很多的其他的計算機方面的知識，經過訓練能夠非常熟練的使用Word和autoCAD。并且由于在前期為了選定最終使用的CAD軟件，我還學習使用了

26、InteCAD和開目CAD，掌握了大致的用法，通過比較學習我了解了CAD軟件的大致框架，覺得受益匪淺。所以這次課程設計，我覺得自己真的收獲非常的大。打完這行字，真的心一下子放了下來，看到自己完成的成果，真的覺得雖然很累，但覺得很欣慰，這次課程設計應該是達到了預期的效果。參考文獻1 濮良貴、紀名剛機械設計（第八版）北京：高等教育出版社，20062 龔溎義、羅圣國機械設計課程設計指導書（第二版）北京：高等教育出版社，19903 吳宗澤、羅圣國機械設計課程設計手冊（第二版）北京：高等教育出版社，19994 陳鐵鳴新編機械設計課程設計圖冊北京：高等教育出版社，20035 金清肅機械設計課程設計武漢:華中科技大學出版社,2007.第 - 25 -頁