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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215%0.16,减速器课程设计
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课程设计说明书第一部分 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=5000 N；2) 输送链速度v =0.16m/s (允许误差5%)；3) 输送链轮齿数 z=14；4) 输送链节距 p=100 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。二设计进度表表1 设计进度表（1） 链式输送机传动装置设计时间计划表 2009年内容 时间6.21 6.226.23 6.247.1 7.27.8 7.97.12明确设计任务书及制定进度表传动方案的分析与拟定 方案的计算设计 方案效果图工程图绘制 编写设计说明书 三. 传动方案的分析和拟定 图 1 原理方案图四设计具体过程与结果设计说明设计结果4.1电动机的选择4.1.1 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。4.1.2 选择电动机的容量(1)估算传动装置的总功率： 查表1-7，确定装置各部分的效率： 皮带传动 平带=0.96(无压紧) 蜗杆传动 蜗杆=0.78（双头0.750.82） 圆柱传动 圆锥=0.98 三对轴承 轴承=0.98（相等） 总=平带(轴承)3蜗杆圆锥） =0.960.9830.780.98 =0.6836 (2) 电动机所需功率Pd： 输送机上的Pw =FV/ =50000.16 =0.800kW电动机所需功率Pd=PW/总=0.800/0.6836=1.170kW 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=0.6836Pw=0.800kWPd =1.170kW设计说明设计结果4.1.3 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 =5.647r/mini总=nm/ nw=940/5.647=166.372由表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=20。皮带传动的传动比推荐的合理范围为25,取i皮带=2.7;齿轮传动推荐的传动比合理范围为25，取i圆柱=3 实际总传动比i= i蜗杆i皮带i圆柱 =202.73=162速度验算： n实= nm/i=940/162=5.802r/min （nwn实）/nw=0.155/5.647=2.74%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=60116.2596000=1.0264108 寿命系数 KHN= =0.7497T2=461608N.mmK=1.05Lh=96000hN=1.0264108KHN=0.7497设计说明设计结果许用应力 H= KHNH=0.7497268=200.9106MPa （6）计算中心距 a=132.47mm 取中心距a=160mm，因i蜗杆=20，故从表11-2中取模数m=6.3mm，蜗杆分度圆直径d1=63mm。这时d1/a=0.39，从图11-18中可查得接触系数Z=2.75，因为ZZ，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 由表11-2查得蜗杆头数Z1=2，直径系数q=10，分度圆导程角=111836。 轴向齿距 Pa=m=3.146.3=19.782mm 齿顶圆直径 da1= d1+2ha*m=6326.3=75.6mm 齿根圆直径 df1= d1-2m( ha*+ c*)=63-26.3(10.2)=47.88mm 蜗杆轴向齿厚 Sa=0.5m=0.519.782=9.891mm 法向齿厚 Sn= Sacos=9.699 mm齿顶高 ha1= ha*m=6.3 mm 齿顶高 hf1=( ha*c*) m=7.56mm (2) 蜗轮由表11-2查得蜗轮齿数Z2=41，变位系数x2=-0.1032验算传动比 i= Z2 /Z1=41/2=20.5H=200.9106MPaa132.47mma=160mmPa=19.782mmda1=75.6mmdf1=47.88mmSa=9.699mmSn= 9.699 mm i=20.5设计说明设计结果此时传动比误差为（20.5-20）/20=2.5%是允许的。 蜗轮分度圆直径 d2=m Z2=6.341=258.3mm 蜗轮喉圆直径 da2= d2+2m(ha*+x2)=258.3+26.3(1-0.1032)=269.600mm蜗轮齿根圆直径 df2= d2-2m(ha*-x2+ c*) =258.3-26.3(1-0.1032+0.2)=241.88mm 蜗轮齿顶高 ha2= m(ha*+x2)=5.650mm蜗轮齿根高 h f2= m(ha*-x2+ c*)=8.525mm蜗轮轮宽的确定： B0.75da1=0.7575.6=56.7mm故取B=50mm.(3) 校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 zv2= z2/cos3 =41/cos311.31=43.48根据x2=-0.1032和zv2=43.48，由图11-19查得YFa=2.48.螺旋角影响系数 Y=1-/140=0.9192由表11-8查得蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa. 寿命系数 KFN=0.5995 许用弯曲应力 F= KFNF=0.599556=33.57MPa F=1.53K T2YFa Y/ d1 d2m=18.55MPa因此，FF，满足弯曲强度条件。d2=258.3mmda2=269.600mm df2=241.88mmha2=5.650mmh f2=8.525mmB=50mm.zv2=43.48Y=0.9192KFN=0.5995F=33.57MpaF=18.55MPa设计说明设计结果4.3.5验算效率 已知=111836；v=arctanfv, 与相对滑动速度有关 Vs=d1 n1/601000cos =3.1463267.650/60000/cos(11.31) =1.0927m/s 从表11-18中用插值法查得fv=0.0441、v=2.4 =（0.950.96）tan/tan(+v) =0.783 因为3=0.78，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： 根据经验，当v4-5m/s时常将蜗杆放在下面，因此本方案采用蜗杆下置的设计方案。4.5 轴（蜗轮）的设计计算4.5.1 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。查表15-3，取A0=105,得： dmin= A0= 38.24mmVs=1.0927m/s=0.783Vs=1.07m/s设计说明设计结果输出轴的最小直径是安装齿轮处轴的直径d1-2(如图3)。由于需要开键槽，为了保证强度，将其直径增大5%，为40.1547mm，将其圆整为45mm4.5.2 蜗轮轴的结构设计1各轴段的尺寸.查表根据1-2轴段的直径45mm确定轴伸长度，为保证轴的强度刚度，取LI-II=82mm图2 蜗轮轴结构图.为了满足圆柱齿轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出轴肩定位h=(0.07-0.1)dIII=2.84,故取II-III段的直径dII-III=52mm。.初步选择滚动轴承。考虑到既承受径向力又承受轴向力，并且载荷不是很大，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dII-III=52mm，选用7211E型号的圆锥滚子轴承。其尺寸为dDT=5510022.75mm3故dIII-IV=dVII-VIII=55mm，右端轴承采用甩油盘进行定位，甩油盘的长度暂定为15mm,故LVII-VIII=34.75mm。 .轴承端盖的总厚度为24.6mm（由轴承端盖的结构设计而定），考虑到与I-II轴段的配合取lII-III=40mm。.取安装蜗轮轴段的直径确定为dIV-V=55mm. 蜗轮轮毂的长度为l=(1.21.8)d=6699mm，故取轮毂长度l=80mm,采用套筒定位，为了使套筒端面可以可靠的压紧齿轮，此段应略短于轮毂宽度，故取与蜗轮配合的轴段的长度为dI-II=45mm =82mmdII-III=52mmlII-III=46mmdIII-IV=dVII-VIII=55mmlIII-IV=46mmdIV-V=58mm设计说明设计结果lIV-V=78mm 。 蜗轮右侧处采用轴环进行轴向定位，取h=0.07 dIV-V，所以蜗轮右侧轴肩处的直径为68mm,即dV-VI=68mm. 可查手册得,宽度为10mm.即lV-VI=10mm。轴环右侧有一过渡轴肩，为了与左右两侧的直径相协调取dVIVII=65mm。.取蜗轮轮毂两侧与箱体之间的距离均为35mm,在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取为8mm,由轴承的宽度19.75mm,以及甩油盘的规格,和预留的定位蜗轮的轴间间隙2mm可以综合确定lIII-IV=46mm, lVI-VII=25mm。2. 轴上零件的周向定位蜗轮与轴的周向定位采用平键连接。按 dIV-V由表6-1查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为72mm,同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴配合为H7/k6；轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6；III段轴同样查表可得规格为bh=12mm8mm，长度为72mm。3.确定轴上圆角与倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径见后面零件图。4.6 蜗杆轴的设计计算4.6.1 初步确定轴的最小直径已知电动机功率P=1.1kW，转速n1=940r/min，传动比i=2.7,每天工作16小时。1.确定计算功率P ， 由表8-7查得工作情况系数K=1.2故P= KP=1.8kWlIV-V=78mm dV-VI=63mmlV-VI=10mmdVI-VII=55mmlVI-VII=25mmlVII-VIII=28mml=72mmP=1.32kW设计说明设计结果 2.根据查表得，选择Z带带型，小带轮的基准直径为=100mm3.确定大带轮基准直径d,并验算带速V计算大带轮基准直径，根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 d，d=id=2.7100=270mm。验算带速v，按式8-13验算带的速度 v=dn/601000 =4.76 m/s，接近于5 m/s -30 m/s故带速合适4、确定V带的中心距a和基准长度L。 根据式 a(F)。压轴力的最小值为，(F)=2z(F)sin(/2)=460.6N8. 按弯扭组合进行最小径的计算 皮带轮的最小宽度2f+e=26mm ，取32mm 粗估两个支撑点之间距离为70mm。M=(F)L=39950N.mm （L为粗略估计值，带轮中心到轴承的距离） 由第三强度理论公式=/W，扭转切应力为对称循环应力，取=1.查表得=60，且W=d/32，得：d18.8mm因为此段轴需要开键槽以便于带轮进行配合，故将其直径增大5%P=0.93kWZ=2(F)=117.3N(F)=460.6N设计说明设计结果d=18.8(1+0.05)=19.755mm，圆整取为24mm。4.6.2 蜗杆轴的结构设计1轴d的值由带轮的大小及联接确定，装配方案见图2.2，采取一端固定一端游动（蜗杆轴系温升较高，跨距较大，这种结构比较合适），固定端采用一对圆锥滚子轴承，游动端采用圆柱滚子轴承。 图32根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（1）为了满足开式皮带传动带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩h=(0.07-0.1)dI-II，故取II-III段的直径dII-III=38mm。d比dII-III高出一个轴肩位置，为了方便选取与轴承的配合，取 d=40mm。（2）蜗杆螺旋长度为(蜗杆齿形部分结构设计) l=(11+0.06 Z2)m=84.798mm，取l=85mm. 与螺旋部分连接的轴段直径d-(24)mm，取轴环与蜗杆螺旋部分之间的直径为dIV-V=dVI-VII=70mm,其中 d=47.88mm。（3）初选轴承选用深沟球轴承和圆锥滚子轴承，圆锥滚子轴承成对安装为固定端，根据安装段的直径分别取30208，其规格为 dDT=40mm80mm19.75mm。d=22mmdII-III=27mmlII-III=50mmdIII-IV=dVII-VIII=40mmlIII-IV=46mmdIV-V=dVI-VII=46mm设计说明设计结果（4）右箱体端盖的厚度约为e=9.6mm，取其总尺寸度为24.6。得到有段箱体内壁到端盖外侧总长度为67.25mm，左右两端对称取左侧与之相等，左侧甩油盘与箱体内壁对齐，且在35的直径上，左侧轴承的左端用弹性挡圈固定，弹性挡圈规格为：S=1.5mm，挡圈与轴肩距离n=3mm，所以可取得lIII-IV=33.5mm。取右侧端盖到带轮距离为16.25mm，故lII-III=50mm。（5）根据蜗轮的顶圆直径取269，距箱体内壁距离为12mm箱体壁厚10mm，再考虑到安装端盖的凸台及垫片厚度，综合考虑得螺旋部分两侧的长度为 lIV-V= lVI-VII=68.05mm。3确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表15-2，取轴端倒角为245，圆角见图，未注圆角为2mm。4.7轴(蜗轮)的校核计算4.7.1粗校核lIV-V=lVI-VII=70mm dV-VI=48mmlV-VI=85mmdVII-VIII=35mmlVII-VIII =46mm设计说明设计结果 图 4在不计摩擦的情况下，各力的大小如下公式： 设计说明设计结果水平面的弯矩图如上：求支反力：l=84.375mm、l=86.375mm分别为轴承中心到蜗轮轮毂的距离可得：F=1808N F=1767N 垂直面内的弯矩： F F=F其中：=123854N可得： F=1369N F=-57N 合成得：扭矩图如上所示：按弯扭组合公式校核：切应力为脉动循环应力，取=0.6F=1808NF=1767NF=1369NF=-57NM1=131948N.mmM2=152754N.mm设计说明设计结果 W为轴的抗弯截面系数轴材料45#钢的许用应力，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。4.7.2蜗轮轴承的校核 图 5与校核蜗轮时所产生的在水平面和竖直面内的支反力相同 对于7010AC型轴承，按表13-7，派生轴向力 Fd= 0.4F因此得到： Fd1=0.42051.37=1542.1176N F其中：Fd2+ Fae=1202.1856+959=2161.19N F=1524.1176NFd1=1542.1176NFd2=1202.1856N设计说明设计结果 则1被“压紧”2被“放松”，即F=2161.2N F=1202.19N对于轴承1： Fa1 /Fr1=0.911e=0.4对于轴承2： Fa2 /Fr2=e=0.4由表13-6，取载荷系数f=1.2,由表13-5，取X1=0.4，Y1=1.5 ，取X2=1，Y2=0轴承1的当量动载荷P1= fP(X1Fr1+ Y1Fa1)=3012.5436N轴承2的当量动载荷P2= fP(X2Fr2 +Y)=2721.384N PP,按轴承1的受力大小验算，轴承的基本额定动载荷C=90800N.则轴承寿命为： 由工作条件知，四年大修一次，L=19200h，L L,满足工作条件。4.7.3键的校核键1（轴伸端）型号规格：bhl=20mm12mm56m，轴径：d=58mm，扭矩：T=461608N.mm对于平键连接： k=0.5h=4mm，l=L-b=60mmMPa满足工作要求。键2（蜗轮配合处）型号规格：P1= 3012.5436NP2= 2721.384Nk=5.5mm设计说明设计结果bhl=16mm10mm72m轴径：扭矩：圆头平键连接： k=0.5h=5，l=L-b=56mmMPa满足工作要求。4.7.4蜗杆轴的校核： 图 6k=0.5h=5设计说明设计结果蜗杆与蜗轮的受力大小相等，方向相反 竖直面内：如上图 支反力： F=F代入数值求得： F=224N F=908N求得弯矩为： 水平面内：如上图求支反力： 求得结果：F=432N F=402N弯矩为：扭矩：如上图 总弯矩： 设计说明设计结果按弯扭组合，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 45#钢的许用应力，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。4.7.5蜗杆轴承的校核：1. 游动端轴承 F=1005N作为游动端，只受很小的轴向力，忽略不计 所以 L L，满足工作要求。2. 固定端轴承 图 7设计说明设计结果固定端两个轴承受力均匀，根据轴的粗校核时求得的支反力，得到：F= F=201N F= F=454N得径向力： F=F对于圆锥滚子轴承，查表有Y=1.6，/2Y=155.16N其中： Fd2+ Fae=3109+155.16=3264.16N F=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 放松的轴承2只受其本身派生的轴向力Fd2求比值： 由于其工作载荷较平稳查表13-6取fP=1.2由表13-5查得X1=0.4，Y1=1.6 X2=1，Y2=0则当量动载荷 P1= fP(X1Fr+ Y1Fa1)=6371.11N P2= fP(X2Fr+ Y2Fa2)=595.8N验算轴承寿命轴承的基本额定动载荷C=54.2KN因为,所以按轴承1的受力大小验算P=6371.11NP=595.8N设计说明设计结果故所选轴承满足寿命要求。键的校核：键型号规格：bhl=6mm6mm24mm K=0.5h=3mm轴径：扭矩：强度校核：MPa达到要求。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：K=3mm设计说明设计结果【截面左侧：】抗弯截面系数：抗扭矩截面系数：截面左侧弯矩：扭矩为：截面上弯曲应力 扭转切应力 轴材料为Q235-A钢，调质处理，由表15-1查得： 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： 可查锝： 又由附图3-1可得轴的材料敏性系数： 应力集中系数： 又有表可以查得尺寸系数和扭转尺寸系数：设计说明设计结果 表面质量系数：未经表面强化处理： 碳钢的特性系数：取 取 计算安全系数：故轴左侧满足疲劳强度要求。【截面右侧：】抗弯截面系数：抗扭矩截面系数：截面左侧弯矩：扭矩：截面上弯曲应力 设计说明设计结果扭转切应力 过盈配合处的 。查得 表面质量系数：故得综合系数 碳钢的特性系数：取 计算安全系数：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= =130.5+139.8=269.85mm=1.989设计说明设
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