帶式輸送機傳動裝置中的一級蝸桿 蝸輪減速器6800FN[cad高清圖紙和文檔所見所得]

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言國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。 本設計是蝸輪蝸桿減速器的設計。設計主要針對執(zhí)行機構的運動展開。為了達到要求的運動精度和生產率，必須要求傳動系統(tǒng)具有一定的傳動精度并且各傳動元件之間應滿足一定的關系，以實現各零部件的協(xié)調動作。該設計均采用新國標，運用模塊化設計，設計內容包括傳動件的設計，執(zhí)行機構的設計及設備零件等的設計。 一、原始數據已知條件輸送帶拉力F/N輸送帶速度V/(m/s)滾筒直徑(mm)數據68000.5350工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉,載荷變化不大,空載啟動,室使用期限10年運輸帶速度允許誤差為5%。二、基本要求 1、完成裝配圖一張、零件圖四張（盤類、軸各兩） 2、編寫設計說明書一份（按畢業(yè)設計論文格式打?。﹤鲃臃桨傅臄M定與分析電動機的選擇及傳動比電動機的選擇及傳動比四動力學參數計算傳動零件的設計計算蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸校核齒根彎曲疲勞強度驗算效率熱平衡核算軸的設計計算輸出軸的設計計算 滾動軸承的選擇及校核計算計算輸出軸軸承鍵及聯(lián)軸器連接的選擇及校核計算速器結構與潤滑的概要說明2、 傳動方案的擬定與分析圖一由于本課程設計傳動方案已給：要求設計單級蝸桿下置式減速器。它與蝸桿上置式減速器相比具有攪油損失小，潤滑條件好等優(yōu)點，適用于傳動V4-5 m/s,這正符合本課題的要求。三、電動機的選擇及傳動比3.1、電動機類型的選擇按工作要求和條件，選擇全封閉自散冷式籠型三相異步電動機，電壓380，型號選擇Y系列三相異步電動機。3.2、電動機功率選擇（1）電動機輸出功率：電動機所需工作功率按設計指導書式（1）為由設計指導書公式（2）因此估算由電動機至運輸帶的傳動的總效率為為聯(lián)軸器的傳動效率根據設計指導書參考表1初選為蝸桿傳動的傳動效率為軸承的傳動效率出選為卷筒的傳動效率出選 工作機所需的功率： 3.3、確定電動機轉速卷筒軸的工作轉速查機械設計書中得各級齒輪傳動比如下：;理論總傳動比：;電動機的轉速的范圍 因為 符合這一范圍的同步轉速為：查機械設計手冊第3版第167頁的表12-1可知, 根據容量和轉速，由設計手冊查出的電動機型號，因此有以下三種傳動比選擇方案，如下表：方案電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速電動機質量傳動裝置傳動比1Y-132S-45.5150014406852.782Y132M2-65.510009608435.193Y160M2-85.575072011926.39對Y系列電動機，通常選用同步轉速為1000rpm或1500rpm的電動機，如無特殊需要，不選用低于750rpm的電動機配合計算出的容量，由表查出有兩種適用的電動機型號，其技術參數比較情況見表1：根據容量和轉速，以及考慮蝸輪蝸桿的傳動比標準系列，選擇轉速為1440的電機由設計手冊查出的電動機型號，因此有以下1種傳動比選擇方案，如下表：方案電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速電動機質量傳動裝置傳動比1Y132S-45.5150014406852.78 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比，可知方案1比較適合。因此選定電動機型號為Y132S-4,所選電動機的額定功率P = 5.5kw，滿載轉速n= 1440r/min 。 機型HABCDEFGDGY132S13221617889388010833KbhAABBHA122802101353156023818515表2 圖二3.4、總傳動比 計算總傳動比和各級傳動比的分配 （1） 計算總傳動比： (2)各級傳動比的分配 由于為蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。 根據表11-1，選擇蝸桿頭數Z1=1,那么Z2則在29-82之間取值。 四、動力學參數計算 4.1、蝸桿蝸輪的轉速：為蝸桿的轉速，因為和電動機用聯(lián)軸器連在一起，其轉速等于電動機的轉速。為蝸輪的轉速，由于和工作機聯(lián)在一起，其轉速等于工作主軸的轉速。 4.2、功率：為蝸桿軸的功率 = *=4.790.99=4.74kW 蝸輪軸功率：= *=4.740.990.8=3.64kW卷筒軸功率：= *=3.640.990.96=3.46kW 4.3、 轉矩： 電動機軸：T=9550=95504.79144031.76Nm蝸桿軸：= Nm蝸輪軸：=Nm卷筒軸：=Nm表3-2 各軸動力參數表軸名功率P/kw轉矩T/(Nm)轉速n/(r/min)效率傳動比i電動機軸4.7931.7614400.991蝸桿軸4.7431.4314400.8 52.78蝸輪軸3.641274.2627.280.961五、傳動零件的設計計算5.1、選擇蝸桿傳動類型 根據GB/T100851988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。5.2、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。5.3、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【1】P254式(1112),傳動中心距(1) 確定作用在蝸桿上的轉矩=1274.26 Nm (2)確定載荷系數K因工作載荷有輕微沖擊,故由教材【1】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【1】P254表117查得蝸輪的基本許用應力=268。由教材【1】P254應力循環(huán)次數應力循環(huán)次數N=60=60127.28（2810365）=9.56其中,(為蝸輪轉速)j為蝸輪每轉一周每個輪齒嚙合的次數j=1兩班制，每班按照8小時計算，壽命10年。壽命系數則(6)計算中心距(6)取中心距a=200mm,因i=52,故從教材【1】P245表112中取模數m=6.3mm, 蝸輪分度圓直徑=63mm這時=0.315從教材【1】P253圖1118中可查得接觸系數=2.9因為=,因此以上計算結果可用。5.4、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;蝸桿齒寬B1=(9.5+0.09)m+25=112mm蝸桿軸向齒厚mm；分度圓導程角;(2) 蝸輪蝸輪齒數53;變位系數mm;演算傳動比mm,這時傳動誤差比為, 是允許的。蝸輪分度圓直徑mm蝸輪喉圓直徑=346.5mm蝸輪齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓半徑蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。由參考文獻【1】P270圖蝸輪采用齒圈式，青銅輪緣與鑄造鐵心采用H7/s6配合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選6個5.5、校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數根據從教材【1】P255圖1119中可查得齒形系數螺旋角系數從教材P25知許用彎曲應力從教材【1】P256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56Mpa可見彎曲強度是滿足的。5.6、驗算效率已知=;與相對滑動速度有關。從教材P【1】264表1118中用插值法查得=0.0264, 代入式中得=0.884,大于原估計值,因此不用重算。5.7、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7級精度,則隙種類為f,標注為8f GB/T100891988。然后由參考文獻【3】P187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, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6m和3.2m。5.8.熱平衡核算初步估計散熱面積：取(周圍空氣的溫度)為。軸的設計計算6.1、連軸器的設計計算1、輸入軸按扭矩初算軸徑選用45調質，硬度217255HBS根據教材【1】P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=17.1068*（1+5%）mm=17.96mm標準孔徑d=30mm，即軸伸直徑為30mm，高速軸為了隔離振動與沖擊,選用有彈性柱銷連軸器，一邊連38mm一邊連30mm的只有LX3彈性柱銷連軸器滿足要求。 輸出軸按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度（217255HBS）根據教材【1】P370頁式（15-2），表（15-3）取A0=115 軸伸安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用無彈性元件的聯(lián)軸器，由轉速和轉矩得Tc=KT=1.59.5503.136/80=561.4Nm低速軸選用無彈性擾性聯(lián)軸器JB/ZQ4384-1997，標準孔徑d=45mm，許用應力為800許用轉速250。參考【3】P154表5：型號公稱轉矩Tn允許轉速n軸孔直徑dY型長度LX31250N.m475030mm和3882mm無彈性撓性800N.m25045mm90mm 2、載荷計算公稱轉矩T1=35.36，T2=374.36。由書中表14-1查得=1.5，輸入軸1.5*35.36=53.04N.m1250N.m滿足要求；輸出軸1.5*374.36=561.54N.mB1（由于蝸桿齒頂圓直徑75.6mm，則做成齒輪軸)6段：直徑d6= d=48mm 長度L6=80mm7段：直徑d7=d3=40mm 長度L7=L3=20mm 圖三初選用30208型單列圓錐滾子軸承，其內徑為40mm，寬度為18mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（擋油環(huán)壁2mm）=289.70mm=290mm。為提高剛度，盡量縮小支承跨距L=（0.9-1.1）da1=（272.2-332.6）mm,則290mm滿足要求。（3）按彎矩復合強度計算求小齒輪分度圓直徑：已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m求轉矩：已知T2=374.28Nm T1=35.0Nm求圓周力：Ft根據教材P252（10-3）式得：=2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N=2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N求徑向力Fr根據教材【1】P252（10-3）式得：Fr=tan=2475.4tan200=901N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=145mm1、繪制軸的受力簡圖 2、繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力：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： MC2=FrhL=555.6145=80.5Nm3、繪制水平面彎矩圖截面C在水平面上彎矩為：MC1=d*Ft/2=1111.1*63*/2=35Nm4、繪制合彎矩圖MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=87.8Nm5、繪制扭矩圖轉矩：T= TI=35.0Nm校核危險截面C的強度 圖四由教材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。 6.3、輸出軸的設計計算 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， 右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度1、段：直徑d1=45mm 2、段：由教材P364得：h=0.07 d1=0.0845=3.6mm直徑d2=d1+2h=45+23.6=52mm,該直徑處安裝密封氈圈，查參考文獻3知標準直徑可選55mm或50mm，但應大于52mm取d2=55mm。2、 段：直徑d3=60mm ，由GB/T297-1994初選用30212型單列圓錐滾子軸承，其內徑為60mm，T為23.75mm，B=22mm。4、段：由參考文獻2圖35知：d4=d3+2=60+2=62mm，5、段:起定位作用，h=0.08 d4=0.0862=5mm直徑d5=d4+2*5=72mm6、段：d6=60 圖五 1、從前面所選取聯(lián)軸器知長度取L1=90mm2、經過初步估算取軸承端蓋的總寬度為26mm，軸長度取L2=50 mm3、由B=22mm，軸承 離箱體內壁10mm，蝸輪輪轂端面與內機壁距離12mm，再加上與蝸輪輪轂端面間隙2mm，得L3=46mm(安裝套筒定位）4、由輪轂的寬度L=90mm則此段長度要比L小2mm， 取L4=88mm5、輪轂離箱體內壁12mm，不能干擾擋油環(huán)的安裝需小于12mm，取L5=8mm6、由于輪是對稱裝置的，即在箱體中心，經過計算L6=36mm由上述軸各段長度及正裝T=23.75mm，a=22.4可由L=（L4+2）+L5+（套筒長）+2(T-a)算得軸支承受力跨距L=136.7mm取138計算。 （3）按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=302.4mm求轉矩：已知T2= TII=374.28Nm求圓周力Ft：根據教材P198（10-3）式得=2T2/d2=2475.4N =1111.1N求徑向力Fr：根據教材P198（10-3）式得Fr=tan=2475.4tan200=901N兩軸承對稱則LA=LB=69mm 圖六 1、求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ2、由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為 MC2=FrhL=1237.769=85.4Nm3、截面C在水平面彎矩為MC1=d*Ft/2=2475.4*302.4*/2=374.3Nm4、計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2=（85.42+374.32）1/2=384Nm5、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【1】P362表15-1查得,因此,故安全。此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命：兩班制，每班按照8小時計算，壽命10年。=2810365=58400小時。7.1、計算輸入軸軸承初選兩軸承30208型單列圓錐滾子軸承查參考文獻【3】可知蝸桿承軸30208兩個，蝸輪軸承30213兩個，(GB/T297-1994)表6：軸承代號基本尺寸/mm 計算系數基本額定/kNdDTa受力點 e Y動載荷Cr靜載荷Cor30208408019.7516.90.371.663.074.0302126011023.7522.40.41.5103130 圖七 (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: N （2）求兩軸承的計算軸向力對于30208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e=0.37,因此估算按教材P322式(13-11a) =284N(3)求軸承當量動載荷和因為e由教材【1】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 =0.40, =1.6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)=1.1*(0.40*584.5+1.6*2759.4)=5110N67.9KN=1.1*1*909=1000N46720h故所選軸承滿足壽命要求。7.2、計算輸出軸軸承 圖八初選兩軸承為30212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=103KN基本額定靜載荷=130KN(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: N （2）求兩軸承的計算軸向力 對于30213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e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a) =415N(3) 求軸承當量動載荷和 e對軸承1 =0.4, =1.5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)=1.1*(0.40*1289.5+1.5*1526)=3085.5N121KN=1.1*1*1245=1369.5N46720h故所選軸承滿足壽命要求8、 鍵及聯(lián)軸器連接的選擇及校核計算8.1、連軸器與電機連接采用平鍵連接查表P174的Y132M軸徑d1=38mm，E=80mm取L電機=50mm查參考文獻5P140選用A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50即：鍵A1050 GB/T1096-2003 T額=20000Nm 根據教材P106式6-1得p=2T2/dhl=220000/（10850）=10Mpap(110Mpa)8.2、輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接軸徑d2=30mm L1=80mm T=35.0Nm查手冊選A型平鍵，得：b=8 h=7 L=70 軸槽深t=4.4mm，輪轂槽深=3.3mm即：鍵A870 GB/T1096-2003p=2T/dhl=235000/（30770）=4.76Mpap(110Mpa) 8.3、輸出軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接軸徑d3=45mm L2=90mm T=374.28N.m查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=14 h=9 L=80 軸槽深t=5.5mm，輪轂槽深=3.8mm即：鍵A1880GB/T1096-2003根據教材P106（6-1）式得p=2T/dhl=2374280/（45980）=23.1Mpap (110Mpa) 8.4輸出軸與渦輪連接用平鍵連接軸徑d4=62mm L2=88mm T=374.28N.m查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=18 h=11 L=80 軸槽深t=7mm，輪轂槽深=4.4mm根據教材P106（6-1）式得p=2T/dhl=2374280/（621180）=13.7Mpa2m+15.6取18mm9.3、齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度45%，長度60%；（4）30212和30208型單列圓錐滾子軸承的軸向游隙均為0.100.15mm；用潤滑油潤滑；（5）減速器裝置內裝CKC150工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍；（6）減速器外表面涂灰色油漆；（7）按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。（8）最低浸油一個齒高，最高浸油面比最低浸油面高出10mm 電動機型號： Y132S4K=1.05 d1=45mmd2=55mmd3=60mmd4=62mmd5=72mmd6=60mm設計小結經過幾周的課程設計，我終于完成了自己的設計，還是感覺學到了很多的關于機械設計的知識，這些都是在平時的理論課中不能學到的。還將過去所學的一些機械方面的知識系統(tǒng)化，使自己在機械設計方面的應用能力得到了很大的加強。除了知識外，也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。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caxa。并且由于在前期為了選定最終使用的caxa軟件和cad軟件，對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現像我們這些學生最最缺少的是經驗,沒有感性的認識。在作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一次又一次的修改設計方案修改，這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經驗不足，令我非?？鄲?后來在老師的指導下,我找到了問題所在之處,并將之解決.同時我還對機械設計基礎的知識有了更進一步的了解. 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2005年12 月2 榮涵銳機械設計課程設計簡明圖冊哈爾濱工業(yè)大學出版社、2004年10 月3 機械設計課程設計第四版2010年1月27