蝸輪蝸桿減速器課程設計(共48頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上機械設計課程設計計算說明書題 目 設計電動機卷揚機傳動裝置 專業(yè)班級 機械設計制造及其自動化08級1班學 號 學生姓名 邊朋博 指導教師 周毓明 何斌鋒 西 安 理 工 大 學 2010年12月西 安 理 工 大 學機械設計課程設計任務書學生姓名 邊朋博 班級 08機械設計制造及其自動化（1）班 學 號 指導教師 職 稱 教研室 題目 設計電動卷揚機傳動裝置 編號W-10傳動系統(tǒng)圖：原始數(shù)據(jù)：鋼繩拉力鋼繩速度卷筒直徑178330工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，小批量生產(chǎn)，單班制工作，使用期限8年，運輸帶速度允許誤差為5%要求完成：1.減速器裝配圖1張（A2）

2、。2.零件工作圖2張（箱體和軸）。3.設計說明書1份，6000-8000字。開始日期 2010 年 12 月 6 日 完成日期 2010 年 12 月 31 日 2010年 12 月 1 日目錄專心-專注-專業(yè)1電機選擇工作機所需輸入功率所需電動機的輸出功率傳遞裝置總效率式中：蝸桿的傳動效率0.75：每對軸承的傳動效率0.98：直齒圓柱齒輪的傳動效率0.97：聯(lián)軸器的效率0.99：卷筒的傳動效率0.96所以 故選電動機的額定功率為4kw符合這一要求的同步轉(zhuǎn)速有750r/min , 1000r/min , 1500r/min電機容量的選擇比較：表1.1 電動機的比較方案型號額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速

3、/r/min滿載轉(zhuǎn)速/r/min重量價格1Y160M-84750720重高2Y132M-641000960中中3Y112M-4415001440輕低考慮電動機和傳動裝置的尺寸 重量及成本，可見第二種方案較合理，因此選擇型號為：Y132M-6D的電動機。2選擇傳動比2.1總傳動比 2.2減速裝置的傳動比分配 所以 3各軸的參數(shù)將傳動裝置各軸從高速到低速依次定為I軸 II軸 III軸 IV軸 ：、 、 、 、 依次為電動機與I軸 I軸與II軸 II軸與III軸 III軸與V軸的傳動效率 則：3.1各軸的轉(zhuǎn)速 3.2各軸的輸入功率 軸 軸 軸 軸 3.3各軸的輸出功率 軸 軸 軸 軸 3.4各軸的輸

4、入轉(zhuǎn)矩電動機 軸 軸 軸 軸 3.5各軸的輸出轉(zhuǎn)矩電動機 軸 軸 軸 軸 3.6各軸的運動參數(shù)表表3.1 各軸的運動參數(shù)表軸號功率轉(zhuǎn)矩(Nm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動i效率輸入輸出輸入輸出電機軸43.557835.392796010.991軸3.52333.457935.038834.338096031.08752軸2.58892.2571800.620784.599730.88060.73513軸2.51172.4615776.754761.218530.88060.97024卷軸2.38762.33982953.532894.4577.720.95064.蝸輪蝸桿的選擇 4.1選擇蝸輪蝸桿的

5、傳動類型根據(jù)GB/T100851998 選擇ZI4.2選擇材料蝸桿選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4.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設（1）根據(jù)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。由文獻1P254式（11-12）， 傳動中心距由 前面的設計知作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2，按Z=1,估取，則：（2）確定載荷系數(shù)K因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù)；由文獻1P253表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則（3）確定彈性影響系數(shù)

6、因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有（4）確定接觸系數(shù)先假設蝸桿分度圓直徑 和中心距的比值，從文獻1P253圖11-18中可查到（5）確定許用接觸應力根據(jù)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1P254表11-7中查蝸輪的基本許用應力應力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù)則 （6）計算中心距: 取a=160mm，由 i=30，則從文獻1P245表11-2中查取，模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑從圖中11-18中可查，由于，即以上算法有效。4.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸（1）蝸桿軸向尺距 = 25.133mm直徑系數(shù)q= =10齒頂圓直徑

7、齒根圓直徑 分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚蝸桿的法向齒厚（2）蝸輪 蝸輪齒數(shù), 變位系數(shù) 驗算傳動比，這時傳動比誤差為：，在誤差允許值內(nèi)。蝸輪分度圓直徑喉圓直徑齒根圓直徑咽喉母圓半徑4.5校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù) 根據(jù) 從圖11-9中可查得齒形系數(shù)Y=2.55螺旋角系數(shù)：許用彎曲應力：從文獻1P256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(shù) 可以得到：S=1.5故該軸在截面右側(cè)強度也是足夠的。本設計因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。至此軸的設計即告結(jié)束。7.滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預計壽命：。7.1蝸桿軸上的軸

8、承的選擇和壽命計算（1）軸承的選擇采用角接觸球軸承，根據(jù)軸直徑d=45mm，選擇角接觸球軸承的型號為7209C，主要參數(shù)如下：基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速（2）壽命計算因蝸桿軸所受的軸向力向左，所以只有最左邊的角接觸球軸承受軸向力該軸承所受的徑向力約為對于70000型軸承，按文獻1P322表13-7軸承派生軸向力，其中為文獻1P321表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，查文獻1P321表13-5得角接觸球軸承判斷系數(shù) 所以當量動載荷深溝球軸承所受的徑向力約為當量動載荷所以，應用核算軸承的壽命因為是球軸承，所以取指數(shù)軸承計算壽命減速器設計壽命所以滿足壽命要求。7.2蝸桿軸上軸承的

9、選擇計算（1）軸承的選擇選擇使用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d=65mm，選用角接觸球軸承的型號為7213C。主要參數(shù)如下： 基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速 （2）壽命計算對于70000C型軸承，按文獻1P322表13-7軸承派生軸向力，其中為文獻1P321表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，故先初取，因此可估算：按文獻1P322式（13-11）得由文獻1P321表13-5進行插值計算，得，。再計算： 兩次計算的值相差不大，因此可以確定，。（3）軸承當量動載荷、因為 由文獻1P321表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 對軸承2 因

10、軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按文獻1P319表13-6，取。則：軸承計算壽命 減速器設計壽命 所以滿足壽命要求。（3）靜載荷計算查機械零件手冊可知，角接觸球軸承當量靜載荷因載荷穩(wěn)定，無沖擊，所以取靜強度安全系數(shù)所以滿足強度條件（4）極限工作轉(zhuǎn)速計算以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速都成立，所以他們的極限工作轉(zhuǎn)速一定滿足要求。8.鍵連接的選擇及校核計算8.1輸入軸與電動機軸采用平鍵連接根據(jù)軸徑，查文獻2P123可選用A型平鍵，得：，即：鍵870GB/T1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻1P106表6-2查的許用應力 ，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻1P106式（6-1

11、）得： 所以此鍵強度符合設計要求。8.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接根據(jù)軸徑，查文獻2 P123可選用A型平鍵，得：，即：鍵2070GB/T1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻1P106表6-2查的許用應力 ，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻1P106式（6-1）得： 所以此鍵強度符合設計要求。8.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接根據(jù)軸徑，查文獻1P123可選用A型平鍵，得：，即：鍵1670GB/T1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻1P106表6-2查的許用應力 ，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻1P106式（6-1）得：

12、 所以此鍵強度符合設計要求。9聯(lián)軸器的選擇計算9.1與電機輸出軸的配合的聯(lián)軸器（1）計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距查文獻1P351表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機作原動機情況下?。?）型號選擇根據(jù)前面的計算，電機輸出軸，選擇彈性聯(lián)軸器TL6型。主要參數(shù)如下：公稱扭距（滿足要求）許用轉(zhuǎn)速 ，因此此聯(lián)軸器符合要求。軸孔直徑軸孔長度9.2與二級齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器（1）計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距查文獻1P351表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機作原動機情況下取（2）型號選擇根據(jù)前面的計算，蝸輪輸出軸，選擇彈性銷柱聯(lián)軸器HL4型。主要參數(shù)如下：公稱扭距 許用轉(zhuǎn)速 ，因此此聯(lián)軸器符合要求。軸孔直徑軸孔長度10.潤滑和密封說明1

13、0.1潤滑說明因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤滑，取浸油深度h=12mm；潤滑油使用50號機械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤滑，因為軸承轉(zhuǎn)速v1500r /min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。10.2密封說明在試運轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應涂上潤滑脂。11拆裝和調(diào)整的說明在安裝調(diào)整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側(cè)隙及齒面接觸斑點，側(cè)隙和接觸斑點是由傳動精度確定的，可查手冊。當傳動側(cè)隙及接觸斑點不符

14、合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調(diào)整傳動件的嚙合位置。也可調(diào)整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。12減速箱體的附件說明機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，箱體的一些結(jié)構尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消耗、質(zhì)量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規(guī)則和應力分布的復雜性，未能進行強度和剛度的分析計算，但是可以根據(jù)經(jīng)驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強度。箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。13.設計小結(jié) 早在大一的時候我就看著學長每天也是這么忙的在做課程設計，當時我就很不理解，我們

15、專業(yè)有這么忙嗎？現(xiàn)在我才知道了，原來我們專業(yè)是很有意思，能夠讓人學到很多知識。轉(zhuǎn)眼間，我就大三了，拿到任務書時我是非常的興奮，當時心里就想一定要把課程設計做好。機械設計課程設計主要分為四個階段。第一階段，設計計算階段。在這一階段中在老師的開題講座中，我明白了我們本課程設計要設計什么，那一階段該干些什么。在設計計算階段中，我遇到了最大的一個問題就是蝸輪的傳動比分配不合理。在這問題直接導致了我重新分配傳動比，再次對減速器的各個零件的設計及選用。第二階段，減速器裝配圖草圖繪制階段。在這一階段我們主要要根據(jù)我們之前的計算實現(xiàn)在圖紙上，要確定箱體的大小，以及各個零件該安裝在箱體的那個位置上。在老師的幫助

16、下，我也參考了書籍資料，最終毫不費力的把草圖繪制出來了。第三階段，用CAD繪制裝配圖和零件圖。由于前兩個階段我做的比較仔細所以各個零件的尺寸我很快的就繪制了出來，但是由于工程制圖的很多相關知識的遺忘，在繪制標準件和減速器附件時不是很順利，要不停的去看書和查尺寸。但是經(jīng)過我廢寢忘食的繪制，最后這個難關也被我攻克了。第四階段，減速器設計說明書的書寫。在這一階段中，由于個零件圖和裝配圖，與我最初的設計計算有一些出入，所以很多數(shù)據(jù)又進行了再計算。但是當我把說明書在word中體現(xiàn)出來后，文章的排版是一個很繁瑣而又復雜的難題，按照老師的版面要求，最后把說明書排成了老師要求的版式。在這個課程設計中，它把我以

17、前所學的獨立課程（如：機械制圖、理論力學、材料力學、機械原理、機械制造基礎、工程材料與成型技術基礎、互換性與測量技術、機械設計）有機結(jié)合了起來。在這過程中我充分的體會到了，這些學科即使相對獨立又是密不可分的。通過這次設計把我以前落下的和忘了的知識都補了回來。雖然在設計的工程中我有抱怨，但是我的內(nèi)心還是想必須要把這個課程設計要做好。所以我每天從早八點到晚上十一點，不是太累的時候，我還做到凌晨的三四點。在這個繁瑣又復雜的設計中，我體會到了我們專業(yè)需要我們嚴謹?shù)乃季S、精確的計算、刻苦的精神。在此設計的過程中，又把我高三的奮斗精神激發(fā)了出來。這次課程設計我學到了以前沒有學到的知識，體會到了我們專業(yè)的偉大，展望出了我們就業(yè)前景的美好。設計是一項艱巨的任務，設計是要反復思考、反復修改，設計是要以堅實的知識基礎為前提的，設計機械的最終目的是要用于實際生產(chǎn)的，所以任何一個環(huán)節(jié)都馬虎不得，機械