蝸桿-直齒輪減速器,蝸桿,齒輪,減速器 蝸桿-直齒輪減速器 設計說明書 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： 設計日期：2013.12.29. - 3 - 目錄 一、課程設計任務書----------------------------------------------------------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、蝸桿及直齒輪的設計計算--------------------------------------------7 五、軸的設計計算------------------------------------------------------------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 設計任務書 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，載荷較平穩(wěn)，室內工作，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308/220ⅴ； 4）運輸帶速度允許誤差：±5%； 5）制造條件及生產批量：一般機械制造，小批量生產； 6）設計數(shù)據：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：結構較復雜，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：在輪廓尺寸和結構質量較小的情況下，可得到較大的傳動比（可大于7）； 在任何轉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；結構簡單且緊湊，拆裝方便，調整容易。 缺點：由于蝸輪齒圈要求用高質量的錫青銅制作，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;結構簡單,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 設計內容及步驟 結果 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《機械設計課程設計手冊》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： 根據上面所算得的原動機的功率，查《機械設計課程設計手冊》表12-1選擇電動機的型號如下： 型號 額定功率 滿載轉速 Y132M-4 7.5kw 1440r/min 2.2 2.3 2.總傳動比及傳動比的分配 工作機轉速： ：電動滿載轉速 3.各軸轉速與扭矩 第一軸轉速： 第二軸轉速： 第三軸轉速： 第一軸轉矩: = 第二軸轉矩： 第三軸轉矩： 軸 轉速（n） 轉矩（M） 第一軸 1440r/min 47.27N.m 第二軸 140r/min 364.67N.m 第三軸 65.4r/min 722.87N.m 二、蝸桿及直齒輪的設計計算 1．蝸桿渦輪的設計計算 （1）選擇蝸桿傳動類型 根據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計 查閱機械設計書公式11-12得 1）確定轉矩 按 估取效率計算 查前面數(shù)據得: 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 由于轉速不高，轉速不大，故=1.1 K==1*1*1.1=1.1 3）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=2.9 5）確定許用接觸應力 查表11-7得渦輪的基本許用應力得268MPa 應力循環(huán)次數(shù)為N=60 其中j=1， 根據前面查的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=6.28 2）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，=51.07，從圖11-19可查的齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù)： 許用彎曲應力： 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用彎曲應力。 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η=0.85,大于原估計值,所以不用重算。 2．直齒輪的設計計算 材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr,調制處理，硬度為280HBS。大齒輪材料為45鋼，調制處理，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 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， 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）按齒根彎曲強度設計 由式10-5得彎曲強度的設計公式為 確定公式內的各計算數(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、軸的設計計算 （一）.輸入軸的設計計算 1. 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15-3取 根據公式, 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30310 4.軸的結構設計 軸的結構簡圖 如圖所示，徑向尺寸為： 根據聯(lián)軸器 制出軸肩令 根據軸承選 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： 根據聯(lián)軸器選選 為安裝軸承端蓋取 根據軸承寬度取 軸的軸向定位 根據嚙合及安裝要求取 根據嚙合要求取 根據蝸桿長度取 （二）.中間軸的設計計算 1.初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15-3取 根據公式 其中 可得 因為軸上有一個鍵槽所以有 2. 選擇軸承 根據前面，與輸入軸選用同型號軸承為圓周滾子軸承30310 3.軸的結構設計 軸的結構簡圖如下 如圖所示，軸的徑向尺寸如下： 根據軸承得 根據蝸輪尺寸選取 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： 根據軸承尺寸和與箱體距離可得 根據渦輪輪轂寬度103可得 取軸肩處寬度為 直齒小齒輪輪轂寬度為 （三）.輸出軸的設計計算 1.軸的材料選擇：選取軸的材料為45鋼，調制處理。 2.初步確定軸的最小直徑 根據公式 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107 4. 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. 軸的結構設計 軸的結構簡圖如下 如圖所示，徑向尺寸為： 根據軸承選擇和安裝方便取 根據安裝尺寸取 為了齒輪軸向定位取 根據齒輪尺寸取 為安裝軸承端蓋取 根據聯(lián)軸器取 軸的軸向尺寸： 根據安裝及軸承要求取 根據安裝要求取 取軸肩寬度 根據輪轂寬度取 為方便安裝軸承端蓋取 根據聯(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 根據彎矩圖取蝸桿的中間部位為危險截面，查表15-5的， 根據表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 =144401N·mm，=13021N·mm =185603N·mm,=152637N·mm =43170N·m，=51694N·mm ==235160N·mm ==210118N·mm ==45091N·mm ==53309N·mm =166.53N·m 2. 中間軸的受力簡圖 3.按彎扭合成應力校核軸的強度 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）。根據式（15-5）及上表中的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力為 =/=49.2MPa 因軸的材料為40Cr，調質處理，由表15-1查得[]=70MPa。 因＜[]，故安全。 （3） 輸出軸的校核 1. 輸出軸的設計計算 =2661N,=1517N ， =174N,=1397N =165754N·mm =165784N·mm,=236869N·mm 2. 輸出軸的受力簡圖 3. 輸出軸的校核 =/=16.1MPa 因軸的材料為40Cr，調質處理，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 經分析判斷可知，2號軸只需要校核截面2的左右兩側；由于軸的最小直徑是按扭轉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 截面2左側 抗彎截面系數(shù) =0.13=0.1×503mm3=12500mm3 抗扭截面系數(shù) =0.23=0.2×503mm3=25000mm3 截面2左側的彎矩為 =185603.2×（71.45-33.5）/71.45N·mm=61934.4N·mm 截面2上的扭矩為 =166530N·mm 截面上的彎曲應力 =/=61934.4/2700MPa=23.0MPa 截面上的扭轉切應力 =/=166530/5400MPa=30.8MPa 軸的材料為40Cr，調質處理。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的扭轉尺寸系數(shù)=0.9. 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為==0.91 軸未經表面強化處理，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 ==5.25＞＞S=1.5 故可知其安全。 截面2右側 抗彎截面系數(shù) =0.13=0.1×703mm3=34300mm3 抗扭截面系數(shù) =0.23=0.2×703mm3=68600mm3 截面2又側的彎矩為 =185603.2×(71.45-33.5）/71.45N·mm=61934.4N·mm 截面2上的扭矩為 =166530N·mm 截面上的彎曲應力 =/=61934.4/4287.5MPa=14.4MPa 截面上的扭轉切應力 =/=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, =0.8×3.20=2.56 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(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右側的安全系數(shù)為 =/（+）==5.73 =/(+)=5.56 ==4.00＞＞S=1.5 故該軸在截面2右側的強度也是足夠的。 校核截面3左右兩側 截面3左側 抗彎截面系數(shù) =0.13=0.1×703mm3=35937mm3 抗扭截面系數(shù) =0.23=0.2×703mm3=71874mm3 截面3左側的彎矩為 =51693.6×（48.95-11）/48.95N·mm=40077.1N·mm 截面Ⅴ上的扭矩為 =166530N·mm 截面上的彎曲應力 =/=40077.1/35937MPa=1.12MPa 截面上的扭轉切應力 =/=166530/7187.4MPa=2.32 MPa 軸的材料為40Cr，調質處理。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的扭轉尺寸系數(shù)=0.88. 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 ==0.91 軸未經表面強化處理，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 ==5.48＞＞S=1.5 故可知其安全。 截面3右側 抗彎截面系數(shù) =0.13=0.1×303mm3=2700mm3 抗扭截面系數(shù) =0.23=0.2×303mm3=5400mm3 截面3左側的彎矩為 =51693.6×（48.95-11）/48.95N·mm=40077.1N·mm 截面3上的扭矩為 =166530N·mm 截面上的彎曲應力 =/=61934.4/4287.5MPa=14.8MPa 截面上的扭轉切應力 =/=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右側的安全系數(shù)為 =/（+）==7.52 =/(+)=4.96 ==4.14＞＞S=1.5 故該軸在截面3右側的強度也是足夠的。 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, ==192 2.計算軸向載荷 =/2Y=666/(2×1.6)N=208N =/2Y=1923/(2×1.6)N=601N；又A=595N ==601N，=+A=1196 3.計算當量動載荷 /=1.80＞e, 則X=0.40，Y=1.6 /=0.32≤e， 則X=1，Y=0；取=1.5 所以=（X+Y）=3270N,= =2885N 4.驗算軸承壽命 因為＞，所以按軸承1的受力大小驗算 ===4.74×h =8×300×2×8h=3.84×h＜，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, ==1056N 2.計算軸向載荷 =/2Y=2598/(2×1.6)N=812N =/2Y=1056/(2×1.6)N=330N；又A=523N ==330N，=+A=853N 3.計算當量動載荷 /=0.43＞e,則X=0.40，Y=1.6 /=0.31≤e，則X=1，Y=0；取=1.5 所以=（X+Y）=3606N,= =1584N 4.驗算軸承壽命 因為＞，所以按軸承1的受力大小驗算 ===21.6×h＞ 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10mm×8mm×30mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5=0.5×8mm=4mm。 由式（6-1）可得 ==MPa=63MPa＜[]=110MPa 故符合要求。 2.對鍵二： 平鍵20mm×12mm×56mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5=0.5×12mm=6mm。 由式（6-1）可得 ===51.7MPa＜[]=110MPa 故符合要求。 3.對鍵三： 平鍵22mm×14mm×100mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5=0.5×11mm=5.5mm。 由式（6-1）可得 ===108.5MPa[]=110MPa 故符合要求。 4.對鍵四： 平鍵18mm×90mm×90mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5=0.5×9mm=4.5mm。 由式（6-1）可得 ===102.6 MPa＜[]=110MPa 故符合要求。 七、參考資料 1、《機械設計》 第8版 濮良貴 紀名剛 高等教育出版社 2、《機械設計課程設計手冊》 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 滿載轉速: 1440r/min 同步轉速： 1500r/min 額定轉距： 47.75N﹒m i=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 -