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渦輪蝸桿減速器設計 目 錄 第一章 設計任務書 1 1.1設計條件 1 1.2原始數據 1 1.3 傳動方案 1 第二章 傳動裝置的總體設計 2 2.1 選擇電動機 2 2.1.1電動機類型的選擇 2 2.1.2 電動機功率的選擇 2 2.1.3 電動機轉速的選擇 2 2.2 傳動比的計算 3 2.3計算傳動裝置的運動和動力參數 3 2.3.1各軸的轉速 3 2.3.2各軸的輸入功率 3 2.3.3各軸的輸入轉矩 3 第三章 傳動零件設計 5 3.1 渦輪蝸桿設計 5 3.1.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 5 3.1.2選擇材料 5 3.1.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設 6 3.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 7 3.1.5校核齒根彎曲疲勞強度 7 3.1.6驗算效率 8 3.1.7精度等級公差和表面粗糙度的確定 8 3.1.8 蝸桿傳動的熱平衡計算 8 3.2軸的設計與校核 9 3.2.1輸入軸 9 3.2.2輸出軸 12 3.3軸承的校核 15 3.3.1蝸桿軸上的軸承壽命校核 15 3.3.2渦輪軸上的軸承校核 15 3.4鍵的校核 16 3.4.1蝸桿軸上鍵的強度校核 16 3.4.2蝸輪軸上鍵的強度校核 16 3.5聯軸器的選用 17 蝸桿軸上聯軸器的選用 17 3.6減速器潤滑與密封 17 3.6.1 軸承潤滑 17 3.6.2 渦輪蝸桿潤滑 17 3.6.3 密封類型的選擇 17 第四章 減速器箱體設計 19 4.1箱體結構設計 19 4.2油面位置及箱座高度的確定 19 4.3箱體結構的工藝性 19 4.4箱體尺寸設計 20 結 論 22 致 謝 23 參 考 文 獻 24 24 第一章 設計任務書 1.1設計條件 設計一電動絞車中的蝸桿渦輪減速器。該絞車由交流電動機通過蝸桿渦輪減速器帶動卷筒旋轉，單班制工作，工作為正反轉，有輕微振動，工作期限為五年。 1.2原始數據 卷筒對軸的阻力矩：T=550N.m 卷筒的轉速：n =50r/min（設計時允許有±5%的偏差） 1.3 傳動方案 根據設計要求，所給原始數據本次設計的絞車傳動結構簡圖如圖1-1: 圖1-1帶式運輸機傳動結構簡圖 第二章 傳動裝置的總體設計 2.1 選擇電動機 2.1.1電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。 2.1.2 電動機功率的選擇 標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數低而造成電能浪費。 1、卷筒的功率為： 2、電動機的輸出功率為 ——電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。 聯軸器傳動效率，蝸桿傳動效率，滾子軸承傳動效率 則從電動機到工作機傳送鏈的總效率為： 3、電動機所需功率為： 查《機械設計實踐與創(chuàng)新》表19-1選取電動機額定功率為4kw。 2.1.3 電動機轉速的選擇 卷筒轉速： 渦輪蝸桿推薦的傳動比為： 所以電動機實際轉速的推薦值為： 符合這一范圍的同步轉速為750、1000、1500r/min。 綜合考慮傳動裝置機構緊湊性和經濟性，選用同步轉速1000r/min的電機。 型號為Y132M1-6，滿載轉速，功率4。 2.2 傳動比的計算 （1）傳動比為： （2）傳動比 取渦輪蝸桿傳動比：（參考GB/T10085-1988） 則渦輪蝸桿傳動比： 2.3計算傳動裝置的運動和動力參數 2.3.1各軸的轉速 1軸 2軸 ； 3軸 ； 2.3.2各軸的輸入功率 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 2.3.3各軸的輸入轉矩 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 將各軸動力參數整理如下表： 軸名 功率 轉矩 轉速 傳動比 1軸 3.788 37.68 960 1 2軸 2.969 561.13 50.53 19 3軸 2.88 544.31 50.53 1 第三章 傳動零件設計 3.1 渦輪蝸桿設計 3.1.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 傳動參數： 根據設計要求選用阿基米德蝸桿即ZA式。 3.1.2選擇材料 設 滑動速度： 蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC. 蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。 為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造 （1）確定許用接觸應力 根據選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度＞45HRC，可從文獻[1]P254表11-7中查蝸輪的基本許用應力 應力循環(huán)次數 壽命系數 則 （2）確定許用彎曲應力 從文獻[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa 壽命系數 3.1.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設 （1）根據閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒面接觸疲勞強度計進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。 式中： 蝸桿頭數： 渦輪齒數： 渦輪轉矩： 載荷系數： 因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數；由文獻[1]P253表11-5選取使用系數；由于轉速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則 選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有故有： 查《機械設計》表7.3 得應取蝸桿模數： 取蝸桿直徑系數： 蝸桿分度圓直徑： 蝸桿導程角： 渦輪分度圓直徑： 中心距： 變位系數： 渦輪圓周速度： 3.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 （1）蝸桿 軸向尺距 直徑系數 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿螺線部分長度：取80mm （2）蝸輪 蝸輪齒數 驗算傳動比 蝸輪分度圓直徑 齒頂直徑 齒根圓直徑 咽喉母圓半徑 渦輪外圓直徑 渦輪寬度 3.1.5校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數 根據 從圖11-9中可查得齒形系數Y=2.37 螺旋角系數： 許用彎曲應力： 從文獻[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa 壽命系數 可以得到：< 因此彎曲強度是滿足的。 3.1.6驗算效率 已知；；與相對滑動速度有關。 從文獻[1]P264表11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計值，因此不用重算。 3.1.7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/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。詳細情況見零件圖。 3.1.8 蝸桿傳動的熱平衡計算 由于傳動效率較低，對于長期運轉的蝸桿傳動，會產生較大的熱量。如果產生的熱量不能及時散去，則系統(tǒng)的熱平衡溫度將過高，就會破壞潤滑狀態(tài)，從而導致系統(tǒng)進一步惡化。 初步估計散熱面積： 取(周圍空氣的溫度)為。 3.2軸的設計與校核 3.2.1輸入軸 (1)材料的選擇 由表16.1 查得 用45號鋼，進行調質處理， 由表16.3得 (2)估算軸的最小直徑 根據表11.6，取=112為取值范圍 估算軸的直徑： 因為軸上開有兩個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大5%~10% 考慮到與聯軸器配合，查設計手冊 軸段①上有聯軸器需要定位，因此軸段②應有軸肩 軸段③安裝軸承，必須滿足內徑標準，故 軸段④ 軸段⑤ 按彎扭合成強度校核軸頸 圓周力 徑向力 水平 垂直 合成 當量彎矩 校核 繪制軸的受力簡圖 繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力： FAY=FBY=Fr1/2=540.2N FAZ=FBZ=/2=406.6N 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： MC1=FAyL/2=16.9N·m 繪制水平面彎矩圖 圖7-1 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=406.6×62.5×=12.7N·m 繪制合彎矩圖 MC=(MC12+MC22)1/2=(16.92+12.72)1/2=21.1N·m 繪制扭矩圖 轉矩：T= TI=20.33N·m 校核危險截面C的強度 ∵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α=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。 3.2.2輸出軸 （1）材料的選擇 由表16.1 查得 用45號鋼，進行調質處理， 由表16.3得 （2）估算軸的最小直徑 根據表11.6，取=110為取值范圍 估算軸的直徑： 因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大5% ，取 （3）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，右軸承和鏈輪依次從右面裝入。 （4）確定軸的各段直徑和長度 I段：直徑d1=48mm 長度取L1=110mm II段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.08×48=4mm 直徑d2=d1+2h=48+8=56mm,長度取L2=46 mm III段：直徑d3=56mm 由GB/T297-1994初選用30212型圓錐滾子軸承，其內徑為60mm，寬度為22mm。故III段長：L3=44mm Ⅳ段：直徑d4=65mm，渦輪輪轂寬為75mm，取L4=73mm Ⅴ段：由教材P364得：h=0.08 d5=0.06×75=4.32mm D5=d4+2h=65+2×4≈73mm長度取L5=22mm Ⅵ段：直徑d6=d3=60mm L6=22mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=134mm （5）按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=315mm ②求轉矩：已知T2= TII=304.27N·m ③求圓周力Ft：根據教材P198（10-3）式得 =2T2/d2=590 N ④求徑向力Fr：根據教材P198（10-3）式得 Fr=·tanα=3586.4×tan200=1370N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=75mm 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ FAY=FBY=Fr/2=107.35N FAX=FBX=/2=295N 由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=107.35×75×=8N·m 截面C在水平面彎矩為 MC2=FAXL/2=295×75×=22.125N·m 計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N·m 圖7-2 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α=1, 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。 ∴此軸強度足夠 3.3軸承的校核 3.3.1蝸桿軸上的軸承壽命校核 在設計蝸桿選用的軸承為30206型圓錐滾子軸承,由手冊查得 (1)由滾動軸承樣本可查得,軸承背對背或面對 面成對安裝在軸上時,當量載荷可以按下式計算: 1)當 2)當 ,且工作平穩(wěn),取,按上面式(2)計算當量動載荷,即 (2)計算預期壽命 (3)求該軸承應具有的基本額定動載荷 故選擇此對軸承在軸上合適. 3.3.2渦輪軸上的軸承校核 （1）求作用在軸承上的載荷 （2）計算動量載荷 在設計時選用的30212型圓錐滾子軸承,查手冊知 根據,查得 查得 所以 （3）校核軸承的當量動載荷 已知,所以 故選用該軸承合適. 3.4鍵的校核 3.4.1蝸桿軸上鍵的強度校核 在前面設計軸此處選用平鍵聯接,尺寸為,鍵長為45mm. 鍵的工作長度 鍵的工作高度 可得鍵聯接許用比壓 故該平鍵合適. 3.4.2蝸輪軸上鍵的強度校核 在設計時選用平鍵聯接,尺寸為,鍵長度為63mm 鍵的工作長度 鍵的工作高度 得鍵聯接許用比壓 故選用此鍵合適. 3.5聯軸器的選用 蝸桿軸上聯軸器的選用 根據前面計算，蝸桿軸最小直徑： 取 查機械手冊，根據軸徑和計算轉矩選用彈性柱銷聯軸器： 聯軸器轉矩計算 查表課本14-1， K=1.3，則 啟動載荷為名義載荷的1.25倍，則 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊選擇聯軸器型號為選用HL3（J1型）彈性柱銷聯軸器，其允許最大扭矩[T]=630,許用最高轉速 n=5000，半聯軸器的孔徑d=35，孔長度l=60mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=82。 3.6減速器潤滑與密封 3.6.1 軸承潤滑 蝸桿軸上軸承： 渦輪軸上軸承： 軸承均采用脂潤滑。選用通用鋰基潤滑脂（GB7324-87），牌號為ZGL—1。其有良好的耐水性和耐熱性。適用于-20°至120°寬溫度范圍內各種機械的滾動軸承、滑動軸承及其他摩擦部位的潤滑。潤滑脂的裝填量不宜過多，一般不超過軸承內部空間容積的1/3～2/3。 3.6.2 渦輪蝸桿潤滑 渦輪蝸桿的潤滑方法采用浸油潤滑。在渦輪傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。渦輪浸入油中油的深度不宜超過高速級1/2，亦不應小于1/4。為避免渦輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應使大渦輪齒頂距油池底面的距離不小于30～50mm。現取為 3.6.3 密封類型的選擇 （1）軸外伸處的密封設計 　　為防止?jié)櫥瑒┩饴┘巴饨绲幕覊m、水分和其他雜質滲入，造成軸承磨損或腐蝕，應設置密封裝置。軸承為脂潤滑，選用氈圈油封，材料為半粗羊毛氈。 （2）剖分面的密封設計 　　在剖分面上涂水玻璃，以防止漏油。 第四章 減速器箱體設計 4.1箱體結構設計 減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高箱體強度，采用鑄造的方法制造。 為便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體采用剖分式結構，由箱座和箱蓋組成，剖分面取軸的中心線所在平面,箱座和箱蓋采用普通螺栓連接，圓柱銷定位。 減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高箱體強度，采用鑄造的方法制造。 首先保證足夠的箱體壁厚，箱座和箱蓋的壁厚取。 其次，為保證減速器箱體的支承剛度，箱體軸承座處要有足夠的厚度，并設置加強肋，且選用外肋結構。為提高軸承座孔處的聯接剛度，座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近（以避免與箱體上固定軸承蓋的螺紋孔干涉為原則）。為提高聯接剛度，在軸承座旁聯接螺栓處做出凸臺，要有一定高度，以留出足夠的扳手空間。由于減速器上各軸承蓋的外徑不等，各凸臺高度設計一致。 另外，為保證箱座與箱蓋的聯接剛度，箱蓋與箱座聯接凸緣應有較大的厚度。 為保證箱體密封，除箱體剖分面聯接凸緣要有足夠的寬度外，合理布置箱體凸緣聯接螺栓，采用對稱均勻布置，并不與吊耳、吊鉤和定位銷等發(fā)生干涉。 4.2油面位置及箱座高度的確定 對于圓柱齒輪，通常取浸油深度為一個齒高，對于多級傳動中的低速級大齒輪，其浸油深度不得超過其分度圓半徑的1/3。為避免傳動零件傳動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應使大齒輪齒頂圓距油齒底面的的距離不小于30～50mm。取45mm。 4.3箱體結構的工藝性 由于采用鑄造箱體，所以要注意鑄造的工藝要求，例如注意力求壁厚均勻、過渡平緩，外形簡單；考慮液態(tài)金屬的流動性，箱體壁厚不應過薄，砂形鑄造圓角半徑??；為便于造型時取模，鑄件表面沿拔模方向設計成～的拔模斜度，以便拔模方便。箱體與其他零件的結合處，如箱體軸承座端面與軸承蓋、窺視孔與視孔蓋、螺塞等處均做出凸臺，以便于機加工。 設計箱體結構形狀時，應盡量減小機械加工面積，減少工件和刀鋸的的調整次數。例如同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度，取兩軸承座孔的直徑相同。箱體的加工面與非加工面必須嚴格分開,加工處做出凸臺()。螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑。箱體形狀力求均勻、美觀。 4.4箱體尺寸設計 要設計啟蓋螺釘，其上的螺紋長度要大于箱蓋聯接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，加工成半圓形，以免頂壞螺紋。 為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度，在箱體聯接凸緣的長度方向兩端各設一圓錐定位銷。兩銷間的距離盡量遠，以提高定位精度。定位銷直徑一般取，取，長度應大于箱蓋和箱座聯接凸緣的總厚度，以利于裝拆。 箱體相關尺寸匯總如下： 名 稱 代號 一級齒輪減速器 計算結果 機座壁厚 δ 0.04a+3mm≥8mm 8 機蓋壁厚 δ1 0.85δ 8 機座凸緣厚度 b 1.5δ 20 機蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 20 機座底凸緣厚度 b2 2.5δ 30 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12mm 16 地腳螺釘數目 n 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75 df 16 機座與機蓋連接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6) df 12 連接螺栓d2的間距 l 150~200mm 軸承端螺釘直徑 d3 (0.4~0.5) df 6 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4) df 5 定位銷直徑 d (0.7~0.8) d2 6 df、d1 、d2至外機壁距離 c1 見表2 22,16,13 df 、d2至緣邊距離 c2 見表2 20,11 軸承旁凸臺半徑 R1 c2 20 凸臺高度 h 根據低速軸承座外徑確定 50 外機壁到軸承端面距離 l1 c1+ c2+(5~8)mm 48 內機壁到軸承端面距離 l2 δ+ c1+ c2+(5~8)mm 56 蝸輪齒頂圓與內機壁距離 △1 ≥1.2δ 10 蝸輪端面與內機壁的距離 △2 ≥δ 8 機座肋厚 m m≈0.85δ 7 軸承端蓋外徑 D2 軸承座孔直徑+(5~5.5) d3 125 軸承端蓋凸緣厚度 e (1~1.2) d3 10 軸承旁連接螺栓距離 s 盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準 結 論 這次的課程設計幾乎用到了我們大學所學的所有專業(yè)課程,可以說是我們大學所學專業(yè)知識的一次綜合考察和評定.通過這次課程設計,使我們對以前所學的專業(yè)知識有了一個總體的認識與融會貫通.例如我們在設計過程當中需要用到所學的工程制圖、材料力學、機械工程材料、機械設計、極限配合與公差以及CAD計算機輔助制圖等基礎的專業(yè)知識.在做課程設計的過程中,不僅使我們熟悉了舊的的知識點,還使我們發(fā)現了許多以前沒有注意的細節(jié)問題,而這些細節(jié)問題恰恰是決定我們是否能夠成為一名合格的機械技術人才的關鍵所在. 此外,我感覺兩個月的課程設計極大的豐富了我們的知識面,使我學到了許多知識,不僅僅局限于多學的專業(yè)知識.在做設計的過程中,由于需要用到課本外的知識,這要求我們上網或者到圖書館等查閱資料.例如在設計傳動方案時就需要我們對絞車的工作環(huán)境和工作能力等由一定的了解才能選擇合適的傳動方式.由于以前沒有注意此方面的問題,所以必須通過實踐認識和查閱資料才能做到更好. 致 謝 從基礎課到專業(yè)課四五十門，但這都是零散的，成塊吸收，而最終的課程設計就是把這些零散、成塊的知識有條理、系統(tǒng)化，綜合運用。達到檢驗所學程度的目的，既是對綜合運用知識的能力的培養(yǎng)，又是為將來走上工作崗位的做的一次實戰(zhàn)模擬。 絞車對我來說是陌生的，因為平時接觸這方面的知識很少。在整個設計過程中，我學會了如何把所學的知識應用到設計中去，不是單一的設計一件東西，而是要靈活運用，舉一反三，能運用到別的設計中去，不過，在設計上還有很多缺陷，需要進一步完善，希望各位領導和老師提出意見，批評指正，使以后不在犯同樣的錯誤，不斷成熟、進步，在此我感謝各位領導和老師的孜孜不倦的教悔和熱心幫助。 經過了近3個月的時間,我的課程設計終于作完了,在整個設計過程中我尊敬的老師們和我的同學給予了我很大的幫助，在此我深表感謝，沒有他們的幫助我很難將這次課程設計做好。我更加感謝的我的指導，在我的整個設計過程中都給予了我很大的支持和幫助，在此,我對老師衷心的說一聲謝謝。我還要感謝院里的領導，因為是他們?yōu)槲姨峁┝诉@次機會。謝謝! 參 考 文 獻 [1] 濮良貴，紀名剛.機械設計(第七版).高等教育出版社，2001.6 [2] 李儀鈺.礦山機械(提升運輸機械部分).冶金工業(yè)出版社,1980.7 [3] 東北工學院機械設計機械制圖教研室.機械設計手冊.冶金工業(yè)出版社 ,1974.4 [4] 王昆,何小柏,汪信遠.機械設計指導手冊.高等教育出版社,1995.12 [5] 交通大學起重運輸機械教研組.起重運輸機械.機械工業(yè)出版社,1958.10 [6] 陳維健,齊秀麗.礦井提升機械.中國礦業(yè)大學出版社,1989.2 [7] 勞動部煤炭工業(yè)部頒發(fā).絞車工手冊. 煤炭工業(yè)出版社,1998.5 [8] 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