一级蜗轮蜗杆减速器课程设计204.5%0.16
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减速器课程设计
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一级蜗轮蜗杆减速器课程设计204.5%0.16,减速器课程设计
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1 机械设计课程设计 计算 说明书 设计题目 : 链式传动装置的设计 学 院 ： 工程机械 专 业： 工业设计 设 计 者： 张涛 王潇苑 刘浩 詹钱勇 指导教师： 张伟社 nts 2 目 录 第一部分 设计链式输送机传动装置 一 .设计任务书 3 二 .传动方案的分析和拟定 3 三 .具体设计过程与结果 4 4.1. 电动机的选择 4 4.2. 传动装置的运动和动力参数的计算设计过程 5 4.3. 传动零件的设计计算 6 4.4. 减速器结构的确定 9 4.5.蜗轮轴的设计计算 9 4.6.蜗 杆 轴的设计计算 11 4.7.轴的 校核 计算 12 4.8 热平衡核算 22 4.10 箱体尺寸的确定 23 四 .建模图与工程图 24 第 二 部分 心得体会 27 参考文献 27 nts 3 第一部分 设计链式输送机传动装置 一设计任务书 已知条件： 1) 输送链牵引力 F=4500 N； 2) 输送链速度 v =0.16m/s (允许误差 5%)； 3) 输送链轮齿数 z=15； 4) 输送链节距 p=80 mm； 5) 工作情况 两 班制 ，连续单向运转，载荷 平稳 ，室内工作，无粉尘 ； 6) 使用期限 20 年； 7) 生产批量 20 台 ； 8) 生产条件 中等规模机械厂，可加工 68 级精度齿轮和 78 级精度涡轮 ； 9) 动力来源 电力，三相交流 380/220V； 10) 检修间隔期 四 年一 次 大修，两年一 次 中修，半年一 次 小修； 根据上述已知条件， 设计 链式 输送机传动装置的蜗轮蜗杆减速器。 二 . 传动方案的分析和拟定 图 1 原理方案图 nts 4 三 设计具体过程与结果 设计过程 设计结果 3.1 电动机的选择 3.1.1 选择电动机类型和结构型式 根据电源、工作条件和载荷特点选择 Y 系列三相异步电动机。 3.1.2 选择电动机的容量 (1)估算传动装置的总功率： 查表机械设计手册 1-7，确定装置各部分的效率： 链轮 传动 链 =0.96 蜗杆传动 杆 =0.79（双头 0.75 0.82） 圆锥 传动 锥 =0.97（ 0.927 0.98） 三对轴承 轴承 =0.99（相等） 联轴器 联轴器 =0.99 总 = 联轴器 链 ( 轴承 )3 杆 锥 =0.990.960.9930.790.97 =0.7067 (2) 电动机所需功率 Pd： 输送机上的 Pw =FV =45000.16 =720W =0.72kW 电动机所需功率 Pd=PW/ 总 =0.72/0.7067=1.019kW 初选电机： 电动机型号 额定功率（ kW） 满载转速 (r/min) Y100L-6 1.5 kW nm= 940 r/min 总 =0.7067 Pw=0.72kW Pd =1.019kW nts 5 3.1.3 计算总传动比和分配各级传动比 根据初选电机计算总传 动比 nw=100060v/zp =8r/min i 总 =nm/ nw=940/8=117.5 由机械设计手册表 1-8，单级蜗杆减速器推荐的传动比合理范围为 840，取 i 蜗杆 =30。锥齿轮的传动比推荐的合理范围为 05,取 i 锥 =4. 实际 总传动比 i 总 = i 杆 i 锥 =304=120 速度验算： n 实 = nm/i 总 =940/120=7.833 r/min （ nw n 实 ） /nw=0.167/8=2.083%45HRC，可从表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力 H=268MPa。 工作寿命 Lh按 300 个工作日，两班制 计算。每天工作十六小时 ,Lh=30020816=96000h 应力循环次数 N=60jn2Lh =60131.3396000=18.05107 寿命系数 KHN= =0.6965 许用应力 H= KHN H =0.6965268=186.7MPa （ 6）计算中心距 a 3 2HE2 ) /Z（Z KT =168.4mm 取中心距 a=180mm，因 i 蜗杆 =30，故从机械设计表 11-2中取模数 m=5mm，蜗杆分度圆直径 d1=50mm。这时 d1/a=0.4，K=2.208 Lh=96000h N=18.05107 KHN=0.6965 H=186.7 MPa a168.4mm nts 8 从图 11-18 中可查得接触系数 Z=2.74，因为 Z Z， 因此以上计算结果可用。 4.3.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 （ 1）蜗杆 由机械设计表 11-2 查得蜗杆头数 Z1=1，直径系数 q=10，分度圆导程角 =54238。 轴向齿距 ： Pa=m=3.145=15.7mm 齿顶圆直径： da1= d1+2ha*m=60 26.31=60mm 齿根圆直径： df1= d1-2m( ha*+ c*) =50-25( 1 0.2)=38mm 蜗杆轴向齿厚： Sa=0.5m=7.85mm (2) 蜗轮 由表 11-2 查得蜗轮齿数 Z2=31，变位系数 x2=-0.5000 验算传动比 i= Z2 /Z1=31/1=31 此时传动比误差为（ 31-30） /30=3.3%是允许的 。 蜗轮分度圆直径： d2=m Z2=531=155mm 蜗轮喉圆直径： da2= d2+2m(ha*+x2) =155+25(1-0.5) =160mm 蜗轮齿根圆直径 ： df2= d2-2m(ha*-x2+ c*) =155-25(1+0.5+0.2) =138mm 咽喉母圆半径： rg2 =a-0.5da2 =180-0.5160 =100mm (3) 校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 zv2= z2/cos3 =31/cos35.7=31.46 根据 x2=-0.5 和 zv2=31.46，由机械设计图 11-19 查得Pa=19.782mm da1=60mm df1=38mm Sa=7.85mm i=31 d2=155mm da2=160mm df2=138mm rg2 =100mm zv2=31.46 nts 9 YFa=3.33.螺旋角影响系数 Y=1-/140=0.9593 由机械设计表 11-8 查得蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa. 寿命系数： KFN= 9 6 /10 N =0.5614 许用弯曲应力： F= KFN F =0.561456=31.43MPa F=1.53K T2YFa Y / d1 d2m =30.55MPa 因此， FF， 满足弯曲强度条件。 4.3.5 验算效率 已知 =54238； v=arctanfv, 与相对滑动速度有关 Vs=d1 n1/601000cos =3.1450940/60000/cos(5.7) =2.473m/s 从 机械设计 表 11-18 中用插值法查得 fv=0.0343、 v=1.9 =（ 0.950.96） tan/tan(+v) =0.75 因为 3=0.75， 满足弯曲强度， 因此不用重算 。 4.4 减速器结构的确定 为了节约有色金属，蜗轮采用装配式；蜗杆螺旋部分的直径不大，所以和轴作成一个整体 ,做成蜗杆轴。 蜗杆分度圆的圆周速 度 ： vs =3.14d1n1/（ 60100） =2.46 m/s 根据经验，当 v=(8+0.06 Z2)m=（ 8+0.06 31） 5=49.3，取 b1=50mm. 由此初步确定轴上各段尺寸 d - =14mm， l - = 32mm； dII-III=16mm， lII-III =24mm； dIII-IV= 30mm， lIII-IV = 35mm； dV-VI=60mm， lV-VI =50mm； dVI-VII= 34mm， lVI-VII =25mm ； dVII-VIII= 30mm，lVII-VIII =33mm。 4.6.3 初步选择蜗杆轴上的轴承 因为蜗杆轴会受到轴向力，并且有轴向游隙，故选用角接触 轴 承 ， 其 型 号 为 7206B, 其尺寸为dDT=30mm62mm16mm，故 dIII-IV= dVII-VIII= 30mm。 4.6.4 初步确定蜗轮轴上键及键槽的尺寸 开式皮带轮与蜗杆轴的周向定位采用平键 连接。由机械设计表 6-1 查得平键截面 b h=5mm 5mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 16mm。 4.6.5 初步确定蜗杆轴上倒角和圆角的尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为 245，圆角见图，未注圆角为 2mm。 初步确定蜗轮蜗杆及其上安装零件的尺寸后，画出装配草图（如附图 ），观察零件之间相对位置关系，在对其尺寸进行调整。 4.7 轴 (蜗轮 )的校核计算 4.7.1 粗校核 在不计摩擦的情况下，各力的大小如下公式： Ft=2T2 /d2=2 350.4/155 103=4521.3N Fa=2T1 /d1=2 14.94/50 103=597.6N Fr=Fttan20 =4521.3 tan20 =1645.6N Ft=4521.3N Fa=597.6N Fr=1645.6N nts 13 图 4 nts 14 水平面的弯矩图如图 b： 求支反力： 21 NHNHt FFF 2211 )( lFllF tNH l1 =60mm、 l2 =78mm 分别为轴承中心到蜗轮轮毂的距 离 可得： F1NH=50600N F2NH=16682N MH1=MH2=153330 垂直面内的弯矩： F21 NVNVr FF F )(211 llNV =Fr aMl 2其中： aM DFa 2/=107711N 可得： F1NV=1290N F2NV=-158N mmNMV .945601 mmNM V .122512 合成得： mmNMMM VH .161463506001533301 222 12 1 mmNMMM VH .154235166821533302 222 22 2 扭矩图如上所示： mmNT .350400 按弯扭组合公式校核：切应力为脉动循环应力 ，取 =0.6 M p aWTMca 97.231 1 0 5 93 5 0 4 0 06.01 6 1 4 6 3 222424 W为轴的抗弯截面系数 轴材料 45#钢的 许用应力 Mpa601 ， 1 ca即轴满足弯扭强度要求 ，但是剩余部分较大，故将材料改为 Q235-A更加合适， 许用应力 Mpa401 。 F1NH=50600N F2NH=16682N F1NV=1290N F2NV=-158N mmNM V .945601 mmNM V .122512 M1=161463N.mm M2=154235N.mm Mpaca 97.23 nts 15 4.7.2 蜗轮 轴承的校核 图 5 如图，涡轮轴轴承采用深沟球轴承，其型号初选为61809， 根据机械设计表 13-5， Fa/Fr=597.6/1645.6=0.36315e，故 X=1,Y=0。 其当量动载荷为： P=fP （ XFr+YFa ） =1.4 1645.6=2303.84N，则根据式： hhpcnL h 96001140484.230336430033.3160 106010366 由工作条件可知，该轴承符合要求。 4.7.3 键的校核 键 1（轴伸端） 型号规格： bhl=10mm8mm56m， 轴径： d=35mm，扭矩： T=350400N.mm 对于平键连接： k=0.5h=4mm， l=L-b=46mm 1207.10836464 3 5 0 4 0 02102 3 dKLT MPa 满足工作要求。 键 2（蜗轮配合处）型号规格： bhl=14mm9mm45m 轴径： mmd 48 扭矩： mmNT .350400 圆头平键连接： k=0.5h=4.5， l=L-b=31mm P=2303.84N Lh=11404h k=8mm mmd 46 k=0.5h=4.5 nts 16 12014.5248315.4 3 5 0 4 0 02102 3 dKLT MPa 满足工作要求。 4.7.4 蜗杆轴的校核 图 6 蜗杆与蜗轮的受力大 小相等，方向相反 NFt 6.597NFa 3.4521NFr 6.1645 由于初选轴承为 7206B,a=27.4mm，则跨度为 68.85mm。 水平面内：如上图 求支反力：21 NHNHt FFF 2211 )( lFllF tNH MPa14.52 nts 17 求得结果： F1NH=298.8N F2NH=298.8N 弯矩为： mmNMM HH .2 0 9 1 621 竖直面内：如上图 支反力：21 NVNVr FFF F )(211 llNV =Fr aMl 2代入数值求得： F1NV=224N F2NV=908N 求得 弯矩为： mmNMV .5.2155821 mmNMV .65.13362 扭矩：如上图 mmNT .14940 总弯矩： mmNMMMVH .21659529131561821 222 12 1 mmNMMMVH .20957127065561822 222 22 2 按弯扭组合，第三强度理论进行校核 扭转切应力为脉动循环应力取 =0.6 M p aWTMca 7.17501.0149406.0216595322222 45#钢的 许用应力 Mpa601 ， 1 ca即轴满足弯扭强度要求 ，但是剩余部分较大，故将材料改为 Q235-A更加合适，许用应力 Mpa401 。 4.7.5 蜗杆 轴承的校核： 图 7 mmNMM HH .20916 21 mmNM V .5.2155821 mmNM V .65.13362 mmNM .2165951 mmNM .209572 MPaca 7.17 nts 18 两个轴承受力均匀，根据轴的粗校核时求得的支反力，得到： F Hr1 = F Hr2 =298.8N FVr1=1465N,FVr2=180.57N 得径向力： NFFFHrVrr 2.149521211 F NFFHrVrr 12.34922222 对于角接触轴承， Fd=1.14Fr， 则 Fd1=1.14Fr1=1.141495.2N Fd1=1.14Fr2=1.14349.12=397N 其中： Fd2+ Fae=3109+155.16=3264.16N F1d=155.16N 轴承的代号 2、 1如图， 则 2被“放松” 1被“压紧”所以 被压紧的轴承 1 所受的总轴向力 Fd1 必须与 Fae +Fd2 相平衡 NFFF aeda 3.491921 放松的轴承 2 只受其本身派生的轴向力 Fd2 NFF da 39722 求比值： 5576.311 raFF14.122 raFF由于其工作载荷较平稳查表 13-6 取 fP=0.75 由表 13-5 查得 X1=0.35， Y1=0.57 X2=1， Y2=0 则当量动载荷 P1= fP(X1Fr+ Y1Fa1)=2495.5N P2= fP(X2Fr+ Y2Fa2)=261.84N 验算轴承寿命 轴承的基本额定动载荷 C=20.5KN 因为 21 PP ,所以按轴承 1的受力大小验算 36698115.24952 0 5 0 094060 106010 hh LhpcnL 故所选轴承满足寿命要求。 NFr 2.14951 F Nr 12.3492 NFa 3.49191 NFa 3972 P1 =2495.5N P2 =261.84N hLh 9811 nts 19 4.7.6 蜗轮轴的精校核 刚度校核： 1）危险截面的选择 截面 AB只受扭矩，虽然应力集中会削弱轴的疲劳强度， 但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的故无需校核。轴与蜗轮接触的 左右截面由于过盈配合应力集中最严重，从受载情况看截面 C 处应力最大，但应力集中不大。且轴径最大，故 C 截面无需校核。键槽处的应力集中示数比过盈配合的小，因而轴只需校核蜗轮右侧与轴接触的截面的左右两侧。 2）强度校核 由结构图知截面 为危险截面 ，现对其进行校核： 【 截面 左侧： 】 抗弯截面系数： 333 5.9 1 1 2451.01.0 mmdW 抗扭矩截面系数： 333 5.1 8 2 2452.02.0 mmdWt 截面左侧弯矩： mmNM 8.871381614636536 扭矩为： mmNT 350400 截面上 弯曲应力 Mp aWMb 55.95.9 1 1 2 8.8 7 1 3 8 扭转切应力 M p aWT T 23.191 8 2 2 53 5 0 4 0 0 轴材料为 Q235-A钢，调质处理 ，由表 15-1查得： MpaB 400 Mpa1701 Mpa1051 截面上由于轴肩而形成的应力集中系数及 按附表3-2查取因： 0356.0456.1 dr 067.14548 dD 35.9112 mmW 35.1822 mmW t Mpab 55.9 Mpa23.19 nts 20 可查锝： 953.125.1又由附图 3-1可得轴的 材料敏性系数： 79.0q 75.0q 应力集中系数： 753.11953.179.0111 qk 188.1125.175.0111 qk又有表 可以查得 尺寸系数和扭转尺寸系数 ： 74.0 71.0 表面质量系数： 95.0 未经表面强化处理： 1q42.211 kK73.111 kK碳钢的特性系数： 2.01.0 取 1.01.005.0 取 05.0 计算安全系数： 36.701.055.942.2 1701 mbks 14.62226.1905.02226.1973.11051 bks5.172.422 sss sss ca故轴 左侧 满足疲劳强度要求。 【 截面 右侧： 】 抗弯截面系数： 333 11059481.01.0 mmdW 抗扭矩截面系数： 333 22118482.02.0 mmdWt 截面左侧弯矩： mmNM 87138 753.1k 188.1k 42.2K 73.1K 36.7s 14.6s 72.4cas 311059 mmW 322118 mmW t nts 21 扭矩： mmNT 350400 截面上 弯曲应力 Mp aWMb 88.71 1 0 5 98 7 1 3 8 扭转切应力 M p aWT T 8.15221183504002 过盈配合处的 k。查得 8.1k44.18.18.08.0 kk表面质量系数： 95.0 故得综合系数 85.111 kK49.111 kK碳钢的特性系数：取 1.005.0计算安全系数： 7.1101.088.785.1 1701 mbks 23.928.1505.028.1549.11051 bks5.125.722 sss sss ca故轴 右侧 满足疲劳强度要求。 4.7.7 蜗杆轴的精校核 1) 蜗杆轴的弯曲刚度 校核 蜗杆轴简化的力学模型中其跨距为 L= 21 ll =158+17.252-227.4=68.85mm 取 70mm 把阶梯轴看成是当量直径为 dv光轴，然后再按材料力学中的公式计算。 mmNM 87138mmNT 350400 Mpab 88.7 Mpa8.15 85.1K49.1K 7.11s 23.9s 25.7cas nts 22 当量直径： mmdLLdzi iiv 74.36)(414蜗杆挠度： mmEIFLy 0512.0483 124 1035682432 dI 查表 15-5，选用一般用途的轴，得到其允许的挠度 y=（ 0.0003-0.0005） L=（ 0.0809 0.1214） mm,显然， yy，故满足刚度要求，合适。 2）蜗杆轴的扭转刚度 校核 轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示，阶梯轴扭转角 单位为 ( )/m,计算公式为 zi iiiIpLTLG14 11073.5 iT，iL，PiI，分别表示阶梯轴第 i 段上所受扭矩、长度和极惯性矩。 其中由于只有左半部分受扭矩 ,故 L= 96mm， G=8.1104 Mpa, 查表可得一般传动轴允许的挠度 =0.51(mm)/m 计算所得 =0.055(mm)/m 显然， ，故上述结果可 4.8 热平衡核算 润滑油的工作温度 t0=60-70取 70 周围空气温度 ta=20 箱体表面传热系数取 d=（ 8.15 17.45） w/(m2. )，当周 围空气流通好时，取d=11 滑动速度为： smndvs /473.2cos1 0 0 060 11 由表 机械设计 11-19 查 得： v=115 mmd v 74.36 mmy 0512.0 1210356824 I =0.055(mm)/m nts 23 蜗杆传动的效率： =0.79 蜗杆传动的功率为： P=0.9987kw 所需的散热面积为： S=1000P(1-)/d(t0-ta) =10000.9987（ 1-0.79） /(1150)=0.3813m2 经计算箱体的大致表面积为 0.4855m2，大于所需散热的 面积，所以不需要增加散热片。 4.9 箱体尺寸的确定
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