蝸桿-直齒輪減速器

蝸桿-直齒輪減速器,蝸桿,齒輪,減速器 蝸桿-直齒輪減速器設(shè)計說明書題 目： 蝸桿-直齒輪減速器 專 業(yè)： 機械工程及自動化 學生姓名： 學 號： 指導教師： 設(shè)計日期：2013.12.29. - 3 -目錄一、課程設(shè)計任務(wù)書-1二、傳動裝置的擬定和選擇-2三、電動機的選擇及總傳動比的分配-5四、蝸桿及直齒輪的設(shè)計計算-7五、軸的設(shè)計計算-15六、軸的強度校核-20七、軸承的壽命計算-31八、鍵的強度校核-33九、參考資料-35帶式運輸機傳動裝置設(shè)計任務(wù)書一.帶式運輸機工作原理帶式運輸機傳動示意圖：二.已知條件1）工作條件：兩班制，連續(xù)單項運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35；2）使用折舊期：8年；3）動力來源：電力，三相交流，電壓308/220；4）運輸帶速度允許誤差：5%；5）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械制造，小批量生產(chǎn)；6）設(shè)計數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力3300N，運輸帶工作速度1.2m/s，卷筒直徑350mm；（07）傳動裝置方案擬定和選擇1. 方案一:兩級展開式直齒輪傳動優(yōu)點：傳動減速器橫向轉(zhuǎn)速較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相 同。缺點：減速器軸向尺寸及重量較大，高級齒輪的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差；僅有一份輸入和輸出端，傳動布置不夠靈活。2. 方案二：錐齒輪加直齒輪同軸傳動優(yōu)點：傳動效率高，使用功率和范圍廣，使用壽命較長。缺點：結(jié)構(gòu)較復雜，橫向尺寸小，軸向尺寸大，間軸較長，剛度差，中間軸潤滑比較困難。3. 方案三：蝸桿傳動優(yōu)點：在輪廓尺寸和結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下，可得到較大的傳動比（可大于7）； 在任何轉(zhuǎn)速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲；能傳遞大的載荷，使用壽命長；在一定條件下，蝸桿傳動可以自鎖，有完全保護作用；結(jié)構(gòu)簡單且緊湊，拆裝方便，調(diào)整容易。缺點：由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低并且摩擦發(fā)熱大。絕大多數(shù)是蝸桿為主動，蝸輪為從動。4. 方案四：帶傳動加齒輪傳動優(yōu)點：適用于中心距較大的傳動;帶具有良好的撓性,可緩和沖擊,吸收振動;過載時帶與帶輪之間會出現(xiàn)打滑,避免了其他零件的損壞;結(jié)構(gòu)簡單,成本低廉。缺點：傳動的外廓尺寸較大;需要張緊裝置;由于帶的滑動,不能保 證固定不變的傳動比;帶的壽命較短;傳動效率較低。綜上所述，我選擇單級蝸桿加一級齒輪傳動序號設(shè)計內(nèi)容及步驟結(jié)果 一、電動機選擇及總傳動比分配1. 工作機各傳動部件的傳動效率及總效率：已知:運輸帶工作壓力F=3300N 運輸帶工作速度V=1.2m/s 卷筒直徑350mm 查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表1-5可知各傳動部件的效率分別為： =0.98 =0.98 =0.97=0.96 =0.98工作機總效率： = *0.96=0.70電動機功率： =所以電動機所需總功率為： 根據(jù)上面所算得的原動機的功率，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表12-1選擇電動機的型號如下： 型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速Y132M-47.5kw1440r/min2.22.32.總傳動比及傳動比的分配 工作機轉(zhuǎn)速： ：電動滿載轉(zhuǎn)速 3.各軸轉(zhuǎn)速與扭矩第一軸轉(zhuǎn)速：第二軸轉(zhuǎn)速：第三軸轉(zhuǎn)速： 第一軸轉(zhuǎn)矩:=第二軸轉(zhuǎn)矩： 第三軸轉(zhuǎn)矩： 軸轉(zhuǎn)速（n）轉(zhuǎn)矩（M）第一軸1440r/min47.27N.m第二軸140r/min364.67N.m第三軸65.4r/min722.87N.m二、蝸桿及直齒輪的設(shè)計計算1蝸桿渦輪的設(shè)計計算（1）選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。（2）蝸桿的材料選擇考慮到蝸桿傳動功率不大，速度只是中等，故蝸桿采用45號鋼。為提高效率，蝸桿螺旋齒面要淬火，硬度為45-55HRC。渦輪用鑄鋁鐵青銅ZCuAL10Fe3，金屬模鑄造。（3）按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計查閱機械設(shè)計書公式11-12得 1）確定轉(zhuǎn)矩按 估取效率計算查前面數(shù)據(jù)得:2）確定載荷系數(shù) 因為工作穩(wěn)定，所以取1 查表11-5得=1 由于轉(zhuǎn)速不高，轉(zhuǎn)速不大，故=1.1K=1*1*1.1=1.13）確定彈性影響系數(shù) 因選的是鑄鋁鐵青銅渦輪和鋼蝸桿相配，所以4）確定接觸系數(shù) 先假設(shè)蝸桿分度元直徑和傳動中心距的比值，從圖11-18中可查的=2.95）確定許用接觸應(yīng)力 查表11-7得渦輪的基本許用應(yīng)力得268MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為N=60 其中j=1， 根據(jù)前面查的140.48r/min =8*360*16=46080h N=60*1*140.48*46080=388399140 壽命系數(shù)為 則6）計算中心距 取中心距a=100mm,因,故從表11-2中取模數(shù)=4mm,蝸桿分度圓直徑,這時=0.4，從圖11-18中可查的接觸系數(shù)=2.74，因此以上計算結(jié)果可用。（4）渦輪蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸1）蝸桿 軸向齒距=12.56 直徑系數(shù)q=10;分度圓直徑齒頂圓直徑=48齒根圓直徑=31.5分度元導程角蝸桿軸向齒后=6.282）渦輪 渦輪齒數(shù)=41 變位系數(shù) 驗算傳動比i=,誤差為 渦輪分度圓直徑=4*41=164mm 渦輪喉圓直徑 渦輪齒根圓直徑 渦輪咽喉母圓半徑（5）校核齒輪彎曲疲勞強度當量齒數(shù)： 根據(jù)，=51.07，從圖11-19可查的齒形系數(shù)螺旋角系數(shù)： 許用彎曲應(yīng)力： 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用彎曲應(yīng)力。壽命系數(shù): =64.35MPa =所以彎曲強度是滿足的。（6）驗算效率 已知 ， 。代入式中得=0.85,大于原估計值,所以不用重算。 2直齒輪的設(shè)計計算材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr,調(diào)制處理，硬度為280HBS。大齒輪材料為45鋼，調(diào)制處理，硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。（1）初選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取（2）由設(shè)計計算公式（10-9a）進行計算 試選載荷系數(shù)由以上計算的小齒輪轉(zhuǎn)矩364.67N.m由表10-7選取齒寬系數(shù)由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)由圖10-21d查得，小齒輪疲勞強度極限大齒輪疲勞強度極限由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)s=1由式10-12得（3）計算試算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度 計算齒寬b: 計算齒寬與齒高之比:模數(shù)齒高（4）計算載荷系數(shù)根據(jù) 7級精度，由圖10-8得，直齒輪：，由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4查的根據(jù)， 由圖10-13得故載荷系數(shù)為 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式10-10a得 計算模數(shù) （5）按齒根彎曲強度設(shè)計由式10-5得彎曲強度的設(shè)計公式為 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度為大齒輪由圖10-18取得彎曲疲勞強度壽命取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4（6）計算載荷系數(shù)K 由表10-5查的齒形系數(shù)為；由表10-5查的應(yīng)力校正系數(shù)計算大小齒輪的并加以比較 比較得大齒輪的數(shù)值大（7）設(shè)計計算取m=6小齒輪齒數(shù)，取大齒輪齒數(shù)，取幾何尺寸計算 計算中心距 計算齒輪寬度 取三、軸的設(shè)計計算（一）.輸入軸的設(shè)計計算1. 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表15-3取根據(jù)公式, 其中可得 因為軸上有一個鍵槽所以有 2. 粗選聯(lián)軸器 查表14-1可得 由以前計算的聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為N查手冊選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。3.粗選軸承因受軸向力和徑向力的作用，粗選圓錐滾子軸承303104.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖所示，徑向尺寸為： 根據(jù)聯(lián)軸器 制出軸肩令 根據(jù)軸承選 軸承軸向定位選 為便于嚙合便于制造取 蝸桿分度元直徑軸向尺寸為： 根據(jù)聯(lián)軸器選選 為安裝軸承端蓋取 根據(jù)軸承寬度取 軸的軸向定位 根據(jù)嚙合及安裝要求取 根據(jù)嚙合要求取 根據(jù)蝸桿長度?。ǘ?中間軸的設(shè)計計算 1.初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表15-3取根據(jù)公式 其中可得 因為軸上有一個鍵槽所以有 2. 選擇軸承根據(jù)前面，與輸入軸選用同型號軸承為圓周滾子軸承303103.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)簡圖如下如圖所示，軸的徑向尺寸如下： 根據(jù)軸承得 根據(jù)蝸輪尺寸選取 齒輪軸向定位可得軸肩為 直齒小齒輪分度元直徑為軸的軸向尺寸為： 根據(jù)軸承尺寸和與箱體距離可得 根據(jù)渦輪輪轂寬度103可得 取軸肩處寬度為 直齒小齒輪輪轂寬度為（三）.輸出軸的設(shè)計計算1.軸的材料選擇：選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。2.初步確定軸的最小直徑 根據(jù)公式 其中粗取, 解得 因為軸上有兩個鍵槽所以得 3. 選擇聯(lián)軸器根據(jù)軸的直徑選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，LX4，孔軸直徑60，半聯(lián)軸器長度1074. 選擇軸承由于只有徑向力，無軸向力，所以選擇深溝球軸承，系列號為6014.5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)簡圖如下如圖所示，徑向尺寸為： 根據(jù)軸承選擇和安裝方便取 根據(jù)安裝尺寸取 為了齒輪軸向定位取 根據(jù)齒輪尺寸取 為安裝軸承端蓋取 根據(jù)聯(lián)軸器取軸的軸向尺寸： 根據(jù)安裝及軸承要求取 根據(jù)安裝要求取 取軸肩寬度 根據(jù)輪轂寬度取 為方便安裝軸承端蓋取 根據(jù)聯(lián)軸器取 軸的受力分析及校核四、軸的強度校核（一）輸入軸的受力及校核1. 輸入軸的受力分析2. 輸入軸的受力簡圖3. 輸入軸的校核根據(jù)彎矩圖取蝸桿的中間部位為危險截面，查表15-5的，根據(jù)表15-1查的 故安全。（2） 中間軸的校核1.中間軸的受力分析=-2021N,=260N=-1632N,=2296N=144401Nmm，=13021Nmm=185603Nmm,=152637Nmm=43170Nm，=51694Nmm=235160Nmm=210118Nmm=45091Nmm=53309Nmm=166.53Nm2. 中間軸的受力簡圖3.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面的強度）。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力為 =/=49.2MPa因軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=70MPa。因，故安全。（3） 輸出軸的校核1. 輸出軸的設(shè)計計算=2661N,=1517N ，=174N,=1397N=165754Nmm =165784Nmm,=236869Nmm2. 輸出軸的受力簡圖3. 輸出軸的校核=/=16.1MPa因軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=70MPa。因，故安全。（四）軸2的安全系數(shù)校核1）判斷危險截面經(jīng)分析判斷可知，2號軸只需要校核截面2的左右兩側(cè)；由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，故其它截面處均無需校核。2）危險截面校核校核截面2左右兩側(cè)截面2左側(cè)抗彎截面系數(shù) =0.1=0.150mm=12500mm抗扭截面系數(shù) =0.2=0.250mm=25000mm截面2左側(cè)的彎矩為=185603.2（71.45-33.5）/71.45Nmm=61934.4Nmm截面2上的扭矩為 =166530Nmm截面上的彎曲應(yīng)力 =/=61934.4/2700MPa=23.0MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =/=166530/5400MPa=30.8MPa軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得=735MPa，=355MPa，=200MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因r/d=1.0/30=0.067,D/d=35/30=1.17,經(jīng)插值后可得 =1.859 ，=1.441又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為=0.82， =0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）=1+（-1）=1+0.82（1.859-1）=1.704=1+（-1）=1+0.85（1.441-1）=1.375由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.83；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.9.軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.91軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為=/+1/-1=1.704/0.83+1/0.91-1=2.15=/+1/-1=1.375/0.9+1/0.91-1=1.64又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) =0.1-0.2，取=0.1 =0.05-0.1，取=0.05于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 =/（+）=7.18=/(+)=7.68=5.25S=1.5故可知其安全。截面2右側(cè)抗彎截面系數(shù) =0.1=0.170mm=34300mm抗扭截面系數(shù) =0.2=0.270mm=68600mm截面2又側(cè)的彎矩為=185603.2(71.45-33.5）/71.45Nmm=61934.4Nmm截面2上的扭矩為 =166530Nmm截面上的彎曲應(yīng)力 =/=61934.4/4287.5MPa=14.4MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =/=166530/8575MPa=19.4MPa 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=3.20, =0.83.20=2.56軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 =0.91故得綜合系數(shù)為=/+1/-1=3.20+1/0.91-1=4.30=/+1/-1=2.56+1/0.91-1=3.66所以軸在截面2右側(cè)的安全系數(shù)為=/（+）=5.73=/(+)=5.56=4.00S=1.5故該軸在截面2右側(cè)的強度也是足夠的。校核截面3左右兩側(cè)截面3左側(cè)抗彎截面系數(shù) =0.1=0.170mm=35937mm抗扭截面系數(shù) =0.2=0.270mm=71874mm截面3左側(cè)的彎矩為 =51693.6（48.95-11）/48.95Nmm=40077.1Nmm截面上的扭矩為 =166530Nmm截面上的彎曲應(yīng)力 =/=40077.1/35937MPa=1.12MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =/=166530/7187.4MPa=2.32 MPa軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得=735MPa，=355MPa，=200MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因r/d=1.6/30=0.053,D/d=33/30=1.1,經(jīng)插值后可得 =1.90 ，=1.35又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為=0.84， =0.86故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）=1+（-1）=1+0.84（1.90-1）=1.756=1+（-1）=1+0.86（1.35-1）=1.301由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.82；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.88.軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 =0.91軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為=/+1/-1=1.756/0.82+1/0.91-1=3.24=/+1/-1=1.301/0.88+1/0.91-1=2.58又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) =0.1-0.2，取=0.1 =0.05-0.1，取=0.05于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 =/（+）=9.78=/(+)=6.61=5.48S=1.5故可知其安全。截面3右側(cè)抗彎截面系數(shù) =0.1=0.130mm=2700mm抗扭截面系數(shù) =0.2=0.230mm=5400mm截面3左側(cè)的彎矩為 =51693.6（48.95-11）/48.95Nmm=40077.1Nmm截面3上的扭矩為 =166530Nmm截面上的彎曲應(yīng)力 =/=61934.4/4287.5MPa=14.8MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =/=166530/8575MPa=30.8MPa 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=3.09，=2.47 故得綜合系數(shù)為=/+1/-1=3.09+1/0.91-1=3.19=/+1/-1=2.47+1/0.91-1=2.57所以軸在截面3右側(cè)的安全系數(shù)為 =/（+）=7.52=/(+)=4.96=4.14S=1.5故該軸在截面3右側(cè)的強度也是足夠的。五、軸承的壽命計算對輸入軸圓錐滾子軸承1.計算徑向載荷垂直面支反力： =194N，=713N水平面支反力： =637N，=1786N =666N,=1923N則徑向載荷=666N, =1922.計算軸向載荷=/2Y=666/(21.6)N=208N=/2Y=1923/(21.6)N=601N；又A=595N=601N，=+A=11963.計算當量動載荷 /=1.80e,則X=0.40，Y=1.6/=0.32e，則X=1，Y=0；取=1.5所以=（X+Y）=3270N,= =2885N4.驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算=4.74h=830028h=3.84h，符合要求。對中間軸圓錐滾子軸承1.計算徑向載荷垂直面支反力：=1632N，=1022N水平面支反力： =2021N，=266N=2598N,=1056N則徑向載荷=2598N, =1056N2.計算軸向載荷=/2Y=2598/(21.6)N=812N=/2Y=1056/(21.6)N=330N；又A=523N=330N，=+A=853N3.計算當量動載荷 /=0.43e,則X=0.40，Y=1.6/=0.31e，則X=1，Y=0；取=1.5所以=（X+Y）=3606N,= =1584N4.驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算=21.6h故符合要求。六、鍵的強度校核因為鍵的材料為鋼，由表6-2查得=100-120MPa,取其平均值，=110MPa。1.對鍵一：平鍵10mm8mm30mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5=0.58mm=4mm。由式（6-1）可得 =MPa=63MPa=110MPa故符合要求。2.對鍵二：平鍵20mm12mm56mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5=0.512mm=6mm。由式（6-1）可得 =51.7MPa=110MPa 故符合要求。3.對鍵三：平鍵22mm14mm100mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5=0.511mm=5.5mm。由式（6-1）可得 =108.5MPa=110MPa 故符合要求。4.對鍵四：平鍵18mm90mm90mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5=0.59mm=4.5mm。由式（6-1）可得 =102.6 MPa=110MPa故符合要求。七、參考資料1、機械設(shè)計 第8版 濮良貴 紀名剛 高等教育出版社 2、機械設(shè)計課程設(shè)計手冊吳宗澤 第4版高等教育出版社3、材料力學 劉鴻文 第5版 高等教育出版社4、工程圖學左宗義 華南理工大學出版社5、機械原理 鄭文緯吳克堅 高等教育出版社 型號:Y132M-4額定功率: 7.5kw滿載轉(zhuǎn)速: 1440r/min同步轉(zhuǎn)速：1500r/min額定轉(zhuǎn)距：47.75Nmi=22.00蝸桿齒數(shù)為4渦輪齒數(shù)為41彎曲強度滿足輸入軸安全中間軸安全輸出軸安全截面2安全截面3安全- 36 -