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一、課程設(shè)計任務(wù)書
題目：蝸桿減速器設(shè)計
技術(shù)參數(shù)：帶拽引力F=2.3KN；
帶速V=1.8m/s；
滾筒直徑D=250mm
工作條件：
工作年限：8年
工作班制：單班制
載荷性質(zhì)：載荷性質(zhì)平穩(wěn)，啟動過載不大于5%，單向回轉(zhuǎn)；
允許鼓輪的速度誤差±5%；
工作環(huán)境：室內(nèi)
二、傳動方案的擬定與分析
由于本課程設(shè)計傳動方案已給：采用單級蝸桿下置式減速器，它與蝸桿上置式減速器相比具有攪油損失小，潤滑條件好等優(yōu)點，適用于傳動V≤4-5 m/s,這正符合本課題的要求。
根據(jù)設(shè)計要求傳動方案如下：
三、電動機的選擇
1、電動機類型的選擇
按工作要求和條件，選擇全封閉自散冷式籠型三相異步電動機，電壓380Ｖ，型號選擇Y系列三相異步電動機。
2、電動機功率選擇
1）傳動裝置的總效率：
2）電機所需的功率：
3、確定電動機轉(zhuǎn)速
計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：
按《機械設(shè)計》教材推薦的傳動比合理范圍，取一級蝸桿減速器傳動比范圍，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：
，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500和3000r/min。
根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=3000r/min。
4、確定電動機型號
根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132S2-2。
其主要性能：額定功率7.5KW；滿載轉(zhuǎn)速2900r/min；額定轉(zhuǎn)矩2.2。
四、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比
五、動力學參數(shù)計算
1、計算各軸轉(zhuǎn)速
2、計算各軸的功率
P0=P電機 =6.235 KW
PⅠ=P0×η聯(lián)=6.173KW
PⅡ=PⅠ×η軸承×η蝸桿=4.4KW
3、計算各軸扭矩
T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×6.235/2900=20.53N·m
TⅠ=9.55×106PII/nⅠ=9.55×106×6.173/2900=20.33N·m
TⅡ=9.55×106PIII/nⅡ=9.55×106×4.4/138.1=304.27N·m
五、傳動零件的設(shè)計計算
? 蝸桿傳動的設(shè)計計算
1、選擇蝸桿傳動類型
根據(jù)GB/T10085—1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。
2、選擇材料
考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45鋼;因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為45～55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT200制造。
3、按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計
根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由教材P254式(11—12),傳動中心距
(1)確定作用在蝸桿上的轉(zhuǎn)矩
由于傳動比i=21，故取，估取效率=0.75，
則=
(2)確定載荷系數(shù)K
因工作載荷有輕微沖擊,故由教材P253取載荷分布不均系數(shù)=1;由教材P253表11—5選取使用系數(shù)由于轉(zhuǎn)速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù);則由教材P252
(3)確定彈性影響系數(shù)
因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。
(4)確定接觸系數(shù)
先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖11—18中可查得=2.9。
(5)確定許用接觸應(yīng)力
根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從從教材P254表11—7查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268。由教材P254應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
壽命系數(shù)
則
(6)計算中心距
(6)取中心距a=125mm,因i=21,故從教材P245表11—2中取模數(shù)m=5mm, 蝸桿分度圓直徑=50mm這時=0.4從教材P253圖11—18中可查得接觸系數(shù)=2.74因為=,因此以上計算結(jié)果可用。
4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸
(1) 蝸桿
軸向尺距mm;直徑系數(shù);
齒頂圓直徑;
齒根圓直徑;
分度圓導程角;
蝸桿軸向齒厚mm。
(2) 蝸輪
蝸輪齒數(shù)41;變位系數(shù)mm;
演算傳動比，
這時傳動誤差比為,是允許的。
蝸輪分度圓直徑mm
蝸輪喉圓直徑=210mm
蝸輪齒根圓直徑
蝸輪咽喉母圓半徑mm
5、校核齒根彎曲疲勞強度
當量齒數(shù)
根據(jù)從教材P255圖11—19中可查得齒形系數(shù)
螺旋角系數(shù)
從教材P255知許用彎曲應(yīng)力
從教材P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力=56。
由教材P255壽命系數(shù)
可見彎曲強度是滿足的。
6、驗算效率
已知=;;與相對滑動速度有關(guān)。
從教材P264表11—18中用插值法查得=0.01632, 代入式中得=0.824,大于原估計值,因此不用重算。
7、精度等級公差和表面粗糙度的確定
考慮到所設(shè)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、蝸輪精度中選擇9級精度,側(cè)隙種類為f,標注為8f GB/T10089—1988。然后由參考文獻[5]P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71μm, 蝸輪的齒厚公差為 =130μm;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6μm, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6μm和3.2μm。
8.熱平衡核算
初步估計散熱面積：
取(周圍空氣的溫度)為。
六、軸的設(shè)計計算
? 輸入軸的設(shè)計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS
根據(jù)教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115
d≥115 (6.173/2900)1/3mm=14.8mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=14.8×(1+5%)mm=15.5mm
∴選d=20mm
2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
（1）軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。
（2）確定軸各段直徑和長度
I段：直徑d1=20mm 長度取L1=50mm
II段：由教材P364得：h=0.08 d1=0. 08×20=1.6mm
直徑d2=d1+2h=20+2×1.6=23.2mm,取d2=28mm,長度取L2=50 mm
III段：直徑d3= 30mm
初選用30206圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為30mm，寬度為16mm；
故III段長：L3=40mm
由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×30=2.4mm
d4=d3+2h=30+2×2.4=34.8mm，取d4=36長度取L4=65mm
Ⅴ段：為蝸桿，長度L5=60mm
Ⅵ段：直徑d6= d4=36mm 長度L6=65mm
Ⅶ段：直徑d7=d3=30mm 長度L7= 34.5mm
初選用30206圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為30mm，寬度為16mm。
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=215mm
（3）按彎矩復合強度計算
①求蝸桿輪分度圓直徑：已知d1=50mm
②求轉(zhuǎn)矩：已知T2=304.27N·m、T1=20.33N·m
③求圓周力：Ft
根據(jù)教材P198（10-3）式得：
=2T1/d1=2×20.33/50×=813.2N
=2T2/d2=2968.5N
④求徑向力Fr
根據(jù)教材P198（10-3）式得：
Fr=·tanα=2968.5×tan200=1080.4N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=62.5mm
n 繪制軸的受力簡圖
n 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
n 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
n 繪制合彎矩圖
MC=(MC12+MC22)1/2=(16.92+12.72)1/2=21.1N·m
n 繪制扭矩圖
轉(zhuǎn)矩：T= TI=20.33N·m
n 校核危險截面C的強度
∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力,取α=0.6,
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。
∴該軸強度足夠。
? 輸出軸的設(shè)計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS）
根據(jù)教材P370頁式（15-2），表（15-3）取A0=115
d≥A0(P2/n2)1/3=115(4.4/138.1)1/3=36.5mm
考慮有兩處鍵槽，將直徑增大10%，則：
d=36.5×(1+10%)mm=40.15mm
∴選d=40mm
2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
（1）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。
（2）確定軸的各段直徑和長度
I段：直徑d1=40mm 長度取L1=110mm
II段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.08×40=3.2mm
直徑d2=d1+2h=40+6.4≈48mm,長度取L2=46 mm
III段：直徑d3=50mm
由GB/T297-1994初選用30210型圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為50mm，寬度為20mm。故III段長：L3=44mm
Ⅳ段：直徑d4=54mm，渦輪輪轂寬為70mm，取L4=68mm
Ⅴ段：由教材P364得：h=0.08 d5=0.08×54=4.32mm
D5=d4+2h=54+2×4.32≈62mm長度取L5=22mm
Ⅵ段：直徑d6=d3=50mm L6=20mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=134mm
（3）按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=205mm
②求轉(zhuǎn)矩：已知T2= TII=304.27N·m
③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得
=2T2/d2=590 N
④求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（10-3）式得
Fr=·tanα=3586.4×tan200=1370N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=75mm
n 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ
FAY=FBY=Fr/2=107.35N
FAX=FBX=/2=295N
n 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
n 截面C在水平面彎矩為
MC2=FAXL/2=295×75×=22.125N·m
n 計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N·m
圖7-2
n 校核危險截面C的強度由式（15-5）
∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力,取α=1,
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。
∴此軸強度足夠
七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：8×365×8=23360小時。
1、計算輸入軸軸承
初選兩軸承為圓錐滾子軸承30206型查軸承手冊可知其基本額定動載荷=46.2KN基本額定靜載荷=30.5KN。
(1)求兩軸承受到的徑向載荷和
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知:
（2）求兩軸承的計算軸向力
對于30206型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321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,故先取e=0.4,因此估算
按教材P322式(13-11a)
由教材P321表13-5進行插值計算,得。再計算
由兩次計算相差不大，所以則有e=0.225, e=0.2,=669N,=140.77N。
(3)求軸承當量動載荷和
因為
由教材P321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 =0.44, =1.18
對軸承2 =1, =0
因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按教材P321表13-6, ,取。則由教材P320式(13-8a)
(4)驗算軸承壽命
因為,所以按軸承1的受力大小驗算
由教材P319式(13-5)
h故所選軸承滿足壽命要求。
2、計算輸出軸軸承
初選兩軸承為30210型圓錐滾子軸承查圓錐滾子軸承手冊可知其基本額定動載荷=115KN基本額定靜載荷=87.2KN。
(1)求兩軸承受到的徑向載荷和
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知:
（2）求兩軸承的計算軸向力和軸承當量動載荷和
由教材P321表13-5進行插值計算,得。再計算
由兩次計算相差不大，所以則有e=0.385, e=0.28,=1526.7N,=223.24N。
(3)求軸承當量動載荷和
由教材P321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 =1, =0
對軸承2 =1 =0
因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按教材P321表13-6, ,取。則由教材P320式(13-8a)
(4)驗算軸承壽命
因為,所以按軸承1的受力大小驗算
由教材P319式(13-5)
h故所選軸承滿足壽命要求
八、鍵連接的選擇及校核計算
1、連軸器與電機連接采用平鍵連接
軸徑d1=38mm，L電機=50mm
查參考文獻[5]P119選用A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50
即：鍵A10×50 GB/T1096-2003
l=L電機-b=50-8=42mm T2=20000N·m
根據(jù)教材P106式6-1得
σp=4T2/dhl=4×20000/10×8×42=23.8Mpa<[σp](110Mpa)
2、輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接
軸徑d2=20mm L1=50mm T=29.48N·m
查手冊P51 選A型平鍵，得：b=6 h=6 L=45
即：鍵A6×45 GB/T1096-2003
l=L1-b=45-6=39mm h=6mm
σp=4T/dhl=4×54800/20×6×45=18.3Mpa<[σp](110Mpa)
3、輸出軸與渦輪連接用平鍵連接
軸徑d3=54mm L2=68mm T=812.49N.m
查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=16 h=10 L=63
即：鍵A16×63 GB/T1096-2003
l=L2-b=68-16=52mm h=10mm
根據(jù)教材P106（6-1）式得
σp=4T/dhl=4×812.49/54×10×52=78.1Mpa<[σp] (110Mpa)
4、輸出軸與滾筒聯(lián)軸器采用平鍵連接
軸徑d3=40mm L2=68mm T=812.49N.m
查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=12 h=8 L=100
即：鍵A12×100 GB/T1096-2003
l=L2-b=100-12=88mm h=8mm
根據(jù)教材P106（6-1）式得
σp=4T/dhl=4×812.49/40×8×88=36.2Mpa<[σp] (110Mpa)
九、聯(lián)軸器的選擇及校核計算
聯(lián)軸器選擇的步驟：
? 連軸器的設(shè)計計算
1、類型選擇
為了隔離振動與沖擊,選用彈性套柱銷連軸器。
2、載荷計算
公稱轉(zhuǎn)矩T= N·m
3、型號選擇
從GB4323—2002中查得LX3型彈性套柱銷連軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為1250N·m,許用最大轉(zhuǎn)速為5700r/min,軸徑為30～48 mm之間,故合用。
十、減速器的潤滑與密封
1、齒輪的潤滑
因蝸桿圓周速度<12 m/s，所以采用浸油潤滑的潤滑方式。高蝸桿輪浸入油面高度約0.7個齒高，但不小于10mm，渦輪采用飛濺潤滑。
2、滾動軸承的潤滑
因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V≥1.5～2m/s所以采用飛濺潤滑。
3、密封
軸承蓋上均裝墊片，透蓋上裝密封圈。
十一、箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1、減速器結(jié)構(gòu)
減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結(jié)構(gòu)尺寸見裝配圖及零件圖。
2、注意事項
（1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內(nèi)壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料；
（2）齒輪嚙合側(cè)隙用鉛絲檢驗，高速級側(cè)隙應(yīng)不小于0.211mm，低速級側(cè)隙也不應(yīng)小于0.211mm；
（3）齒輪的齒側(cè)間隙最小= 0.09mm，齒面接觸斑點高度>45%，長度>60%；
（4）圓錐滾子軸承30206、30210的軸向游隙均為0.10～0.15mm；用潤滑油潤滑；
（5）箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片，允許涂密封膠和水玻璃，各密封處不允許漏油；
（6）減速器裝置內(nèi)裝CKC150工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍；
（7）減速器外表面涂灰色油漆；
（8）按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。
電動機型號：
Y132S2-2
P0=6.235KW
PI=6.173KW
PII=4.4KW
T0=20.53N·m
TI=20.338N·m
TII=304.27N·m
K=1.05
=
=
d=20mm
d1=20mm
d2=28mm
d3=30mm
d4=36mm
d6=36mm
d7=30mm
FAY=540.2N
FAZ=406.6N
MC1=16.9N·m
d=40mm
d1=40mm
d2=48mm
d3=50mm
d4=54mm
d5=62mm
d6=62mm
=590 N
Fr=1370N
FAY=107.35N
FAX=295N
MC1=8N·m
MC2=22.125N·m
MC=23.54N·m
=1
=0
=0
鍵A10×50
GB/T1096-2003
σp=23.8Mpa
鍵A6×45
GB/T1096-2003
σp=18.3Mpa
鍵A16×63
GB/T1096-2003
σp=78.1Mpa
鍵A12×88
GB/T1096-2003
σp=36.2Mpa
參考文獻
[1] 濮良貴、紀名剛．機械設(shè)計（第八版）．北京：高等教育出版社，2006．
[2] 龔溎義、羅圣國．機械設(shè)計課程設(shè)計指導書（第二版）．北京：高等教育出版社，1990．
[3] 吳宗澤、羅圣國．機械設(shè)計課程設(shè)計手冊（第二版）．北京：高等教育出版社，1999．
[4] 陳鐵鳴．新編機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊．北京：高等教育出版社，2003．
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