课程设计报告：带式蜗轮蜗杆减速器传动设计说明书

.PAGE.资料.涡轮蜗杆减速器课程设计说明课程名称：机械设计课程设计题目名称：带式蜗轮蜗杆减速器传动设计说明书班级：2006级机制专业06机制教班姓名：fu45018学号：指导教师：评定成绩：教师评语：指导老师签名：年月日成绩成绩评阅教师日期目录一、设计任务书…………………31、带式运输机工作原理………32、已知条件……………………33、设计数据……………………34、传动方案……………………35、设计内容……………………3二、总体传动方案的选择与分析……………41、传动方案的选择……………42、传动方案的分析……………4三、原动机的选择………………41、原动机功率的确定…………4 2、原动机转速的确定…………53、原动机的选择………………5四、传动装置运动及动力参数计算…………51、各轴转速的计算……………52、各轴功率的计算……………53、各轴转矩的计算……………6五、蜗杆的设计计算……………6六、低速轴的设计计算及校核………………7七、联轴器的选取择……………111、高速级联轴器的选择………112、低速级联轴器的选择………11八、低速级滚动轴承和键的校核……………12九、润滑方式的选择……………13十、心得体会……………………13一、课程设计任务书1．带度运输机的工作原理带式动输机传动示意图如下所示：图1.1带式运输机传动示意图2．设计已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度为35℃；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5）运输带速度允许误差：±5%；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3．设计数据运输带工作接力F/N运输带工作速度/（m/s）卷筒直径D/mm15001.12204．传动方案本课题采用的是蜗轮蜗杆封闭式减速器传动。5．课程设计内容1）按照给定的数据及传动方案设计减速器装置；2）完成减速器装配图1张（A0或A1）；3）零件工作图13张；4）编写设计计算说明书一份；二、总体传动方案的选择与分析1．传动方案的选择该传动方案在任务书中已确定，采用一个一级蜗轮蜗杆封闭式减速器传动装置传动，如下图所示：2．传动方案的分析该工作机采用的是原动机为Y系列的三相异步电动机，三相异步电动机在室内比较实用，传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小；另外价格相对于其它种类的各种原动机稍微便宜，在室内使用比较环保。传动装置采用一级蜗轮蜗杆减速器组成的封闭式减速器，采用蜗杆传动能实现较大的传动比，结构紧凑,传动平稳，但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但采用圆锥滚子轴承可以减小这缺点带来的影响，但它常用于高速重载荷传动，所以将它安放在高速级上。并且在电动机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷筒轴之间采用弹性联轴器联接，因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。三、原动机的选择1．原动机的功率的确定1）工作机各传动部件的传动效率及总效率：查《机械设计课程设计手册》书中表1-7得各传动部件的效率分别为：；；；工作机的总效率为：2）原动机的功率：2．原动机的转速的确定1）传动装置的传动比的确定：查《机械设计课程设计手册》书中表13–2得各级齿轮传动比如下：理论总传动比：2）原动机的转速：3．原动机的选择根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，可由《机械设计课程设计手册》书中表12–1可选择合适的电动机。本设计选择的电动机的型号及参数如下表：型号额定功率满载转速最大转矩质量轴的直径Y100L2–43kw1430r/min2.338kg24mm四、传动装置运动及动力参数计算1．各轴的转速的计算1）实际总传动比及各级传动比的他配：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比=1430/95.5=14.9所以取=152）各轴的转速：第一轴转速：第二轴转速：2．各轴的功率第一轴功率：第二轴功率：第三轴功率：3．各轴的转矩第一轴转矩：第二轴转矩：第三轴转矩：五、蜗轮蜗杆的设计及其参数计算(用机械设计手册V3.0设计的)1．传动参数蜗杆输入功率：2.32kW蜗杆类型：阿基米德蜗杆(ZA型)蜗杆转速n1：1430r/min蜗轮转速n2：95.5r/min使用寿命：46080小时理论传动比：14.974蜗杆头数z1：2蜗轮齿数z2：30实际传动比i：152．蜗杆蜗轮材料蜗杆材料：45蜗杆热处理类型：调质蜗轮材料：ZCuSn10P1蜗轮铸造方法：离心铸造疲劳接触强度最小安全系数SHmin；1.1弯曲疲劳强度最小安全系数SFmin；1.2转速系数Zn：0.726寿命系数Zh；0.903材料弹性系数Ze：147N^0.5/mm蜗轮材料接触疲劳极限应力σHlim：340N/mm^2蜗轮材料许用接触应力[σH]：202.654N/mm^2蜗轮材料弯曲疲劳极限应力σFlim：190N/mm^2蜗轮材料许用弯曲应力[σF]：158.333N/mm^23．蜗轮材料强度计算蜗轮轴转矩T2:185.6N.m蜗轮轴接触强度要求:m^2d1≥1355.784mm^3模数m:5mm蜗杆分度圆直径d1:50mm4．蜗轮材料强度校核蜗轮使用环境：平稳蜗轮载荷分布情况：平稳载荷蜗轮使用系数Ka：1蜗轮动载系数Kv：1.2蜗轮动载系数Kv：1.2导程角系数Yβ：0.906蜗轮齿面接触强度σH:200.532N/mm^2，通过接触强度验算！蜗轮齿根弯曲强度σF:15.262N/mm^2，通过弯曲强度计算！5．几何尺寸计算结果实际中心距a：100mm齿根高系数ha*:1齿根高系数c*:0.2蜗杆分度圆直径d1：50mm蜗杆齿顶圆直径da1：60mm蜗杆齿根圆直径df1：38mm蜗轮分度圆直径d2：150mm蜗轮变位系数x2：0法面模数mn：4.903mm蜗轮喉圆直径da2：160mm蜗轮齿根圆直径df2：138mm蜗轮齿顶圆弧半径Ra2：20mm蜗轮齿根圆弧半径Rf2：31mm蜗轮顶圆直径de2：161mm蜗杆导程角γ：11.31°轴向齿形角αx：20°法向齿形角αn：19.642°蜗杆轴向齿厚sx1：7.854mm蜗杆法向齿厚sn1：7.701mm蜗杆分度圆齿厚s2：7.854mm蜗杆螺纹长b1≥：64mm蜗轮齿宽b2≤：45mm齿面滑动速度vs：3.818m/s六、低速轴的设计计算及校核1、低速轴的设计计算１)选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2)初估轴的最小直径已知功率为1.806kw，转速为95.5r/min。按扭矩初估轴的直径,查参考文献[2]中的表15-3,得Ao=106至118,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取Ao=115则:又轴上有二个键槽则取3)轴的设计参数及校核(用机械设计手册V3.0设计的):1、轴的总体设计信息如下：轴的编号：001轴的名称：阶梯轴轴的转向方式：单向恒定轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：95.5r/min功率:1.806kW转矩：180600N·mm所设计的轴是实心轴材料牌号：45调质硬度(HB)：230抗拉强度：650MPa屈服点：360MPa弯曲疲劳极限：270MPa扭转疲劳极限：155MPa许用静应力：260MPa许用疲劳应力：180Mpa2、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴A值为：118许用剪应力范围：30～40MPa最小直径的理论计算值：31.44mm满足设计的最小轴径：40mm3、轴的结构造型如下：轴各段直径长度：长度直径左起第一段25mm50mm二10mm60mm三58mm54mm四37mm50mm五47mm46mm六45mm40mm轴的总长度：222mm轴的段数：6轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面弯矩水平面弯矩轴向扭矩54mm64mm180600N·mm65733N·mm180600N·mm40mm199.5mm0N·mm-165000N·mm0N·mm轴所受支撑的信息：直径距左端距离50mm12.5mm50mm111.5mm4、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1垂直支反力Rv112.5mm-751.13N-2979.58N距左端距离水平支反力Rh2垂直支反力Rv2111.5mm1374.71N571.6N5、内力x/mmd/mmm1/N·mmm2/N·mm12.550006454158249.1238326.28111.55033002.0433002.04199.540165003.85.076、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标：111.5mm直径：50mm危险截面的弯矩M：33002.04N·mm扭矩T：180600N·mm截面的计算工作应力：9.76MPa许用疲劳应力：180MPa111.5mm处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过7、安全系数校核如下：疲劳强度校核如下：危险截面的x坐标：111.5mm直径：50mm危险截面的弯矩M：33002.04N·mm扭矩T：180600N·mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62（扭转作用）：1.89截面的疲劳强度安全系数S：7.89许用安全系数[S]：2.0111.5mm处疲劳强度校核通过结论：疲劳强度校核通过静校核计算：危险截面的x坐标：111.5mm直径：50mm危险截面的弯矩M：33002.04N·mm扭矩T：180600N·mm截面的静强度安全系数：29.21许用安全系数[Ss]：1.8111.5mm处静强度校核通过结论：静强度校核通过8、扭转刚度校核如下：圆轴的扭转角：0.059(°)许用扭转变形：0.9°/m扭转刚度校核通过9、弯曲刚度校核如下：挠度计算如下：x/mmνi/mm13.1250.00310826.250.00207239.3750.001036412.50537.25-0.001036662-0.001513786.75-0.0008758111.509125.31250.00097810139.1250.00212311152.93750.003591许用挠度系数：0.003最大挠度：0.003591mm弯曲刚度校核通过10、临界转速计算如下：当量直径dv：53.19mm轴截面的惯性距I：392906.75mm^4支承距离与L的比值：0.45轴所受的重力：400N支座形式系数λ1：9.0轴的一阶临界转速ncr1：36614.45r/min5)低速轴的受力分析：蜗轮轴上的力：圆周力径向力轴向力6)低速轴零件图及各弯矩图和扭矩图(用机械设计手册V3.0设计的)：零件图垂直面弯矩：水平面弯矩：合成弯矩：扭矩：七、联轴器的选择1、高速级联轴器的选择1.1、选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.1.2、初估轴的最小直径已知扭矩为2.303kw，转速为1430r/min。按扭矩初估轴的直径,查参考文献[2]中的表15-3,得Ao=106至118,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取Ao=115则:又轴上有1个键槽则取1.3、载荷计算已知转矩为15.380N.m,查文献[2]中的表14-1得=1.51.4、选择联轴器而所选的联轴器为弹性套柱销联轴器，查文献[1]中的表8-5选用其型号为LT3。它的公称扭矩为31.5N·m，故满足要求。2、低速级联轴器的选择2.1、载荷计算已知转矩为376.476N.m,查文献[2]中的表14-1得=1.52.2、选择联轴器而所选的联轴器为弹性套柱销联轴器，查文献[1]中的表8-5选用其型号为LT7。它的公称扭矩为500N·m，故满足要求。八、低速级滚动轴承和键的校核1、低速级轴键的校核1,低速级轴蜗轮轴上键的校核(用机械设计手册V3.0设计的)平键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T=180600N·mm轴的直径d=54mm键的类型sType=A型键的截面尺寸b×h=16x10mm键的长度L=50mm键的有效长度L0=34.000mm接触高度k=4.000mm最弱的材料Met=钢载荷类型PType=静载荷许用应力[σp]=135Mpa计算应力σp=49.183MPa校核计算结果：σ≤[σ]满足2,低速级轴联轴器上键的校核(用机械设计手册V3.0设计的)平键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T=180600N·mm轴的直径d=40mm键的类型sType=A型键的截面尺寸b×h=10x8mm键的长度L=32mm键的有效长度L0=22.000mm接触高度k=3.200mm最弱的材料Met=钢载荷类型PType=静载荷许用应力[σp]=135Mpa计算应力σp=128.267MPa校核计算结果：σ≤[σ]满足2、低速级滚动轴承的选用及校核1、设计参数(用机械设计手册V3.0设计的)径向力Fr=876.44(N)轴向力Fa=615.2(N)圆周力Ft=2408(N)轴颈直径d1=50(mm)转速n=95.5(r/min)要求寿命Lh'=46080(h)作用点距离L=99(mm)Fr与轴承1距离L1=47.5(mm)Fr与轴心线距离La=75(mm)温度系数ft=1润滑方式Grease=脂润滑2、选择轴承型号轴承类型BType=圆锥滚子轴承轴承型号BCode=30210轴承内径d=50(mm)轴承外径D=90(mm)轴承宽度B=22(mm)基本额定动载荷C=73200(N)基本额定静载荷Co=92000(N)极限转速(脂)nlimz=4300(r/min)3、计算轴承受力轴承1径向支反力Fr1=1252.69(N)轴承1轴向支反力Fa1=1015.24(N)轴承2径向支反力Fr2=1456.31(N)轴承2轴向支反力Fa2=1630.44(N)4、计算当量动载荷当量动载荷P1=1503.23(N)当量动载荷P2=1906.21(N)5、校核轴承寿命轴承工作温度T=<=120(℃)轴承寿命L10=190812(10^6转)轴承寿命Lh=33300574(h)