联轴器-一级蜗杆-链传动,F=5500,v=04,D=300,16小时300天10年(高下低上)

第页目录第一章设计任务书 31.1设计题目 31.2设计步骤 3第二章传动装置总体设计方案 32.1传动方案 32.2该方案的优缺点 3第三章电动机的选择 43.1选择电动机类型 43.2确定传动装置的效率 43.3选择电动机的容量 43.4确定电动机参数 43.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 5第四章计算传动装置运动学和动力学参数 64.1电动机输出参数 64.2高速轴Ⅰ的参数 64.3中间轴Ⅱ的参数 64.4低速轴Ⅲ的参数 64.5工作机轴的参数 7第五章链传动设计计算 8第六章减速器蜗杆副传动设计计算 96.1选择材料、热处理方式和公差等级 96.2确定蜗杆头数和涡轮齿数 96.3初步计算传动的主要尺寸 106.4计算传动尺寸 10第七章轴的设计 137.1高速轴设计计算 137.2低速轴设计计算 17第八章滚动轴承寿命校核 238.1高速轴上的轴承校核 238.2低速轴上的轴承校核 24第九章键联接设计计算 259.1高速轴与联轴器配合处的键连接 259.2低速轴与涡轮配合处的键连接 269.3低速轴与链轮配合处的键连接 26第十章联轴器的选择 2610.1高速轴上联轴器 26第十一章减速器的密封与润滑 2711.1减速器的密封 2711.2轴承的润滑 27第十二章减速器附件设计 2712.1轴承端盖 2712.2油面指示器 2812.3通气器 2812.4放油孔及放油螺塞 2812.5窥视孔和视孔盖 2912.6定位销 2912.7启盖螺钉 2912.8螺栓及螺钉 29第十三章减速器箱体主要结构尺寸 30第十四章设计小结 31第十五章参考文献 31

第一章设计任务书1.1设计题目一级蜗杆减速器，拉力F=5500N，速度v=0.4m/s，直径D=300mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.链传动设计计算6.减速器内部传动设计计算7.传动轴的设计8.滚动轴承校核9.键联接设计10.联轴器设计11.润滑密封设计12.箱体结构设计第二章传动装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为一级涡轮蜗杆减速器器。2.2该方案的优缺点一级涡轮蜗杆减速器机械结构紧凑、体积外形轻巧、小型高效；热交换性能好、散热快；安装简易、灵活轻捷、性能优越、易于维护检修；运行平稳、噪音小、经久耐用；使用性强、安全可靠性大；和齿轮传动比较,链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力;能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动比较,它能保证准确的平均传动比,传递功率较大,且作用在轴和轴承上的力较小;传递效率较高,一般可达0.95～0.97;链条的铰链磨损后,使得节距变大造成脱落现象;安装和维修要求较高。第三章电动机的选择3.1选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：η1=0.99一对滚动轴承的效率：η2=0.98闭式蜗杆传动效率：η=3=0.8链传动效率：η4=0.96工作机效率：ηw=0.97故传动装置的总效率η3.3选择电动机的容量工作机所需功率为P3.4确定电动机参数电动机所需额定功率:P工作转速：n经查表按推荐的合理传动比范围，一级蜗杆减速器传动比范围为：10--40链传动比范围为：2--4因此理论传动比范围为：20--160。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(20--160)×25.48=510--4077r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890电机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×333.5确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：i（2）分配传动装置传动比取链传动比：ic=3减速器传动比为i第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数功率：转速：扭矩：4.2高速轴Ⅰ的参数功率：转速：扭矩：4.3中间轴Ⅱ的参数功率：转速：扭矩：4.4低速轴Ⅲ的参数功率：转速：扭矩：4.5工作机轴的参数功率：转速：扭矩：运动和动力参数计算结果整理于下表:

轴名功率P(kW)转矩T(N•mm)转速(r/min)传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴3.1731534.996010.99Ⅰ轴3.143.0831236.4630611.730896012.560.78Ⅱ轴2.462.41307379.3301231.71476.4330.93工作机轴2.22.16824568.29809576.1425.48第五章链传动设计计算（1）确定链轮齿数由传动比取小链轮齿数Z1=21，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=i×Z1=63，所以取Z2=65。实际传动比i=z2/z1=3.1（2）确定链条型号和节距查表得工况系数KA=1小链轮齿数系数：K取单排链,则计算功率为:P选择链条型号和节距：根据Pca=3.001kW，n1=76.43r/min，查图选择链号10A-1，节距p=15.875mm。计算链长初选中心距a则，链长为:L取Lp=128节采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24661则链传动的最大中心距为：a计算链速v，确定润滑方式v=按v=0.425m/s，链号10A，查图选用滴油润滑。作用在轴上的力有效圆周力F作用在轴上的力F链轮尺寸及结构分度圆直径dd第六章减速器蜗杆副传动设计计算6.1选择材料、热处理方式和公差等级考虑到蜗杆传递的功率不大，速度不太高有相对滑动，蜗杆选用45钢，表面淬火处理，HBC=45∽50。设相对滑动速度vs=6m/s，故涡轮选用铸铝铁青铜ZCuAl10Fe3金属模铸造，选用8级精度。6.2确定蜗杆头数和涡轮齿数选蜗杆头数Z1=4，则涡轮齿数Z2=i×Z1=506.3初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。则有m（1）涡轮传动的扭矩T1=31236.46N•mm（2）载荷系数K=KA×Kv×Kβ。查得工作情况系数KA=1；设涡轮圆周速度vs<3m/s，取动载荷系数Kv=1.0；因工作载荷系数平稳，故取齿向载荷分布系数Kβ=1.0，则K=（3）许用接触应力[σ]H=KNH×[σ]OH，查取基本许用接触应力[σ]OH=250MPa，应力循环次数为N故寿命系数为：Kσ（4）弹性系数ZE=164Mpa，则模数m和蜗杆分度圆直径d1：m查表得：m=4mm6.4计算传动尺寸（1）涡轮分度圆直径为：d（2）传动中心距为：a=5.验算涡轮圆周速度v2，相对滑动速度vs及传动总效率η（1）涡轮圆周速度v2v与初选值相符，取Kv=1.0合适（2）导程角由tanγ=m×z1/d1=4×4/71=0.23得γ=12°56'59"（3）相对滑动速度vsv与初选值相符，选用材料合适（4）传动总效率η=0.96η6.复核m^2×d19×K×T×原设计合理验算涡轮弯曲强度涡轮齿根抗弯强度验算公式为：σ（1）K、T2、m和d1、d2同前（2）齿形系数YFa2。当量齿数为Z查得齿形系数YFa2=2.3Y（3）螺旋角系数Yγ。Y（4）许用弯曲应力。查得[σ]OF=90MPa，寿命系数为Yσ则抗弯强度为σ抗弯强度足够。8.计算蜗杆传动其它几何尺寸（1）蜗杆齿顶高h全齿高h齿顶圆直径d齿根圆直径d蜗杆螺旋部分长度为：bb蜗杆轴向齿距p蜗杆螺旋线导程p（2）涡轮涡轮齿顶圆直径d涡轮齿根圆直径d外圆直径d齿宽b齿宽角θ咽喉母圆半径r轮毂宽度b取b=59mm9.热平衡计算取油温t=70℃，周围空气温度t0=20℃，通风良好，取Ks=15W/(m^2•℃)，传动效率为0.811，则散热面积为：A=第七章轴的设计7.1高速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=960r/min；功率P=3.14kW；轴传递的转矩T=31236.46N•mm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为217∽255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于蜗杆受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。d由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%d查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析为方便安装和调整涡轮轴。采用沿涡轮轴线的水平面剖分箱体结构，蜗杆轴不长，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序。b.确定各轴段的直径和长度。第1段：d1=30mm，L1=80mm第2段：d2=35mm（轴肩），L2=62mm第3段：d3=40mm（与轴承内径配合），L3=20mm第4段：d4=45mm（轴肩），L4=60mm第5段：d5=79mm（蜗杆段），L5=60mm第6段：d6=45mm（轴肩），L6=60mm第7段：d7=40mm（与轴承内径配合），L7=20mm（5）蜗杆的受力分析a.画蜗杆的受力图如图所示为蜗杆受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在蜗杆的力蜗杆所受的圆周力（d1为蜗杆的分度圆直径）F蜗杆所受的径向力（d2为涡轮的分度圆直径）F蜗杆所受的轴向力F第一段轴中点到轴承中点距离La=111mm，轴承中点到蜗杆中点距离Lb=99mm，蜗杆中点到轴承中点距离Lc=99mm轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关轴承A和轴承B在水平面内的支承反力为：R轴承A在垂直面内的支承反力为：R轴承B在垂直面内的支承反力为：R轴承A的总支承反力为：R轴承B的总支承反力为：Re.画弯矩图弯矩图如图所示：在水平面上，蜗杆受力点截面C处弯矩为：M在垂直面上，蜗杆受力点截面C左侧弯矩为：M在垂直面上，蜗杆受力点截面C右侧弯矩为：M合成弯矩，蜗杆受力点截面C左侧为MC合成弯矩，蜗杆受力点截面C右侧为MCf.转矩和扭矩图Tg.校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面右侧为危险截面其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得45，调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n2=76.43r/min；功率P2=2.46kW；轴传递的转矩T2=307379.3N•mm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为217∽255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。d由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%d查表可知标准轴孔直径为40mm故取dmin=40（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=10×8mm(GB/T1096-2003)，长L=36mm；定位轴肩直径为45mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。第1段：d1=40mm，L1=80mm第2段：d2=45mm（轴肩），L2=49mm第3段：d3=50mm（与轴承内径配合），L3=40mm（由轴承宽度确定）第4段：d4=55mm（与涡轮内径配合），L4=92mm（等于涡轮轮毂宽度-2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=65mm（轴肩），L5=5mm第6段：d6=50mm（与轴承内径配合），L6=35mm轴段123456直径(mm)404550556550长度(mm)80494092535（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力涡轮所受的圆周力（d2为涡轮的分度圆直径）F涡轮所受的径向力（d1为蜗杆的分度圆直径）F涡轮所受的轴向力Fc.计算作用在轴上的支座反力第一段轴中点到轴承中点距离La=99mm，轴承中点到涡轮中点距离Lb=48.32mm，涡轮中点到轴承中点距离Lc=48.32mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH低速轴上外传动件施加在轴上的径向力Q=6656NRR轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRR轴承A的总支承反力为：R轴承B的总支承反力为：Re.画弯矩图弯矩图如图所示：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：M在水平面上，轴截面B处所受弯矩：M在水平面上，涡轮所在轴截面C处所受弯矩：M在水平面上，轴截面D处所受弯矩：M在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：M在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：M在垂直面上，轴截面C右侧所受弯矩：M在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩：M在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：Mf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：M截面B处合成弯矩：M截面C左侧合成弯矩：M截面C右侧合成弯矩：M截面D处合成弯矩：Mg.绘制扭矩图T=301231.71N•mmh.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：M截面B处当量弯矩：M截面C左侧当量弯矩：M截面C右侧当量弯矩：M截面D处当量弯矩：Mh.校核轴的强度因涡轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得45，调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。第八章滚动轴承寿命校核8.1高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020840801863根据前面的计算，选用30208轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=63kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因此两轴承的当量动载荷如下：PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3021050902073.2根据前面的计算，选用30210轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.42。当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=73.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=1.4查表可知ft=1，fp=1因此两轴承的当量动载荷如下：PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章键联接设计计算9.1高速轴与联轴器配合处的键连接高速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长63mm。键的工作长度l=L-b=55mm联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.2低速轴与涡轮配合处的键连接低速轴与涡轮配合处选用A型普通平键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长36mm。键的工作长度l=L-b=26mm涡轮材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.3低速轴与链轮配合处的键连接低速轴与链轮配合处选用A型普通平键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长63mm。键的工作长度l=L-b=51mm链轮材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ第十章联轴器的选择10.1高速轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=40.61N•mm选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为GY5凸缘联轴器（GB/T5843-2003），公称转矩Tn=400N•m，许用转速[n]=8000r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=38mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=30mm，轴孔长度L1=82mm。Tc=40.61N•m<Tn=400N•mn=960r/min<[n]=8000r/min第十一章减速器的密封与润滑11.1减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V<3m/s，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。蜗杆副及高速级轴承选择全损耗系统用油L-AN100润滑油润滑，润滑油深度为7.5cm，箱体底面尺寸为240×99cm，箱体内所装润滑油量为V=7.5×240×99c该减速器所传递的功率为4kW。对于单级减速器，每传递1kW的功率，需油量为V0=350cm^3，则该减速器所需油量为：V润滑油量满足要求。11.2轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于涡轮圆周速度≤2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB/T7324-1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。第十二章减速器附件设计12.1轴承端盖在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。12.2油面指示器用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。12.3通气器由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。12.4放油孔及放油螺塞为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。12.5窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。12.6定位销采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。12.7启盖螺钉由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因