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      簡明機械設計手冊

      發布時間:2021-11-11 02:01:01

      『壹』 一級蝸輪蝸桿課程設計

      機械設計課程設計說明書

      前言
      課程設計是考察學生全面在掌握基本理論知識的重要環節。根據學院的教學環節,在2006年6月12日-2006年6月30日為期三周的機械設計課程設計。本次是設計一個蝸輪蝸桿減速器,減速器是用于電動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。本減速器屬單級蝸桿減速器(電機——聯軸器——減速器——聯軸器——帶式運輸機),本人是在周知進老師指導下獨立完成的。該課程設計內容包括:任務設計書,參數選擇,傳動裝置總體設計,電動機的選擇,運動參數計算,蝸輪蝸桿傳動設計,蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計,蝸輪軸的尺寸設計與校核,減速器箱體的結構設計,減速器其他零件的選擇,減速器的潤滑等和A0圖紙一張、A3圖紙三張。設計參數的確定和方案的選擇通過查詢有關資料所得。
      該減速器的設計基本上符合生產設計要求,限于作者初學水平,錯誤及不妥之處望老師批評指正。

      設計者:殷其中
      2006年6月30日

      參數選擇:
      總傳動比:I=35 Z1=1 Z2=35
      卷筒直徑:D=350mm
      運輸帶有效拉力:F=6000N
      運輸帶速度:V=0.5m/s
      工作環境:三相交流電源
      有粉塵
      常溫連續工作
      一、 傳動裝置總體設計:
      根據要求設計單級蝸桿減速器,傳動路線為:電機——連軸器——減速器——連軸器——帶式運輸機。(如圖2.1所示) 根據生產設計要求可知,該蝸桿的圓周速度V≤4——5m/s,所以該蝸桿減速器采用蝸桿下置式見(如圖2.2所示),采用此布置結構,由于蝸桿在蝸輪的下邊,嚙合處的冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均采用圓錐滾子軸承,承受徑向載荷和軸向載荷的復合作用,為防止軸外伸段箱內潤滑油漏失以及外界灰塵,異物侵入箱內,在軸承蓋中裝有密封元件。 圖2.1
      該減速器的結構包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷等附件、以及其他標準件等。

      二、 電動機的選擇:
      由于該生產單位采用三相交流電源,可考慮采用Y系列三相異步電動機。三相異步電動機的結構簡單,工作可靠,價格低廉,維護方便,啟動性能好等優點。一般電動機的額定電壓為380V
      根據生產設計要求,該減速器卷筒直徑D=350mm。運輸帶的有效拉力F=6000N,帶速V=0.5m/s,載荷平穩,常溫下連續工作,工作環境多塵,電源為三相交流電,電壓為380V。
      1、 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機,封閉扇冷式結構,電壓為380V,Y系列
      2、 傳動滾筒所需功率
      3、 傳動裝置效率:(根據參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社 第133-134頁表12-8得各級效率如下)其中:
      蝸桿傳動效率η1=0.70
      攪油效率η2=0.95
      滾動軸承效率(一對)η3=0.98
      聯軸器效率ηc=0.99
      傳動滾筒效率ηcy=0.96
      所以:
      η=η1•η2•η33•ηc2•ηcy =0.7×0.99×0.983×0.992×0.96 =0.633
      電動機所需功率: Pr= Pw/η =3.0/0.633=4.7KW
      傳動滾筒工作轉速: nw=60×1000×v / ×350
      =27.9r/min
      根據容量和轉速,根據參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社 第339-340頁表附表15-1可查得所需的電動機Y系列三相異步電動機技術數據,查出有四種適用的電動機型號,因此有四種傳動比方案,如表3-1:
      表3-1
      方案 電動機型號 額定功率
      Ped kw 電動機轉速 r/min 額定轉矩
      同步轉速 滿載轉速
      1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 2.0
      2 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2
      3 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0
      4 Y160M-8 5.5 750 720 2.0

      綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比,可見第3方案比較適合。因此選定電動機機型號為Y132M2-6其主要性能如下表3-2:
      表3-2
      中心高H 外形尺寸
      L×(AC/2+AD)×HD 底角安裝尺寸
      A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸身尺寸
      D×E 裝鍵部位尺寸
      F×G×D
      132 515×(270/2+210)×315 216×178 12 38×80 10×33×38
      四、運動參數計算:
      4.1蝸桿軸的輸入功率、轉速與轉矩
      P0 = Pr=4.7kw
      n0=960r/min
      T0=9.55 P0 / n0=4.7×103=46.7N .m
      4.2蝸輪軸的輸入功率、轉速與轉矩
      P1 = P0•η01 = 4.7×0.99×0.99×0.7×0.992 =3.19 kw
      nⅠ= = = 27.4 r/min
      T1= 9550 = 9550× = 1111.84N•m
      4.3傳動滾筒軸的輸入功率、轉速與轉矩
      P2 = P1•ηc•ηcy=3.19×0.99×0.99=3.13kw
      n2= = = 27.4 r/min
      T2= 9550 = 9550× = 1089.24N•m
      運動和動力參數計算結果整理于下表4-1:
      表4-1
      類型 功率P(kw) 轉速n(r/min) 轉矩T(N•m) 傳動比i 效率η
      蝸桿軸 4.7 960 46.75 1 0.679
      蝸輪軸 3.19 27.4 1111.84 35
      傳動滾筒軸 3.13 27.4 1089.24

      五、蝸輪蝸桿的傳動設計:
      蝸桿的材料采用45鋼,表面硬度>45HRC,蝸輪材料采用ZCuA110Fe3,砂型鑄造。
      以下設計參數與公式除特殊說明外均以參考由《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年 第13章蝸桿傳動為主要依據。
      具體如表3—1:

      表5—1蝸輪蝸桿的傳動設計表
      項 目 計算內容 計算結果
      中心距的計算
      蝸桿副的相對滑動速度
      參考文獻5第37頁(23式) 4m/s<Vs<7m/s
      當量摩擦
      系數 4m/s<Vs<7m/s
      由表13.6取最大值

      選[ ]值
      在圖13.11的i=35的線上,查得[ ]=0.45
      [ ]=0.45

      蝸輪轉矩

      使用系數 按要求查表12.9

      轉速系數

      彈性系數 根據蝸輪副材料查表13.2

      壽命系數

      接觸系數 按圖13.12I線查出

      接觸疲勞極限 查表13.2

      接觸疲勞最小安全系數 自定

      中心距

      傳動基本尺寸
      蝸桿頭數
      Z1=1
      蝸輪齒數模數

      m=10
      蝸桿分度圓 直徑


      蝸輪分度圓
      直徑
      mm

      蝸桿導程角
      表13.5

      變位系數 x=(225-220)/10=0.5 x=0.5
      蝸桿齒頂圓 直徑 表13.5
      mm

      蝸桿齒根圓 直徑 表13.5
      mm

      蝸桿齒寬
      mm

      蝸輪齒根圓直徑
      mm

      蝸輪齒頂圓直徑(吼圓直徑)
      mm

      蝸輪外徑
      mm

      蝸輪咽喉母圓半徑

      蝸輪齒寬 B =82.5

      B=82mm
      mm

      蝸桿圓周速度
      =4.52 m/s

      相對滑動速度
      m/s

      當量摩擦系數 由表13.6查得

      輪齒彎曲疲勞強度驗算
      許用接觸應力

      最大接觸應力

      合格
      齒根彎曲疲勞強度 由表13.2查出

      彎曲疲勞最小安全系數 自取

      許用彎曲疲勞應力

      輪齒最大彎曲應力

      合格
      蝸桿軸擾度驗算
      蝸桿軸慣性矩

      允許蝸桿擾度

      蝸桿軸擾度

      合格
      溫度計算
      傳動嚙合效率

      攪油效率 自定

      軸承效率 自定

      總效率

      散熱面積估算

      箱體工作溫度
      此處取 =15w/(m²c)

      合格
      潤滑油粘度和潤滑方式
      潤滑油粘度 根據 m/s由表13.7選取

      潤滑方法 由表13.7采用浸油潤滑

      六、蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計
      6.1蝸桿基本尺寸設計
      根據電動機的功率P=5.5kw,滿載轉速為960r/min,電動機軸徑 ,軸伸長E=80mm
      軸上鍵槽為10x5。
      1、 初步估計蝸桿軸外伸段的直徑
      d=(0.8——10) =30.4——38mm
      2、 計算轉矩
      Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×5.5/960=82.1N.M
      由Tc、d根據《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第334頁表14-13可查得選用HL3號彈性柱銷聯軸器(38×83)。
      3、 確定蝸桿軸外伸端直徑為38mm。
      4、 根據HL3號彈性柱銷聯軸器的結構尺寸確定蝸桿軸外伸端直徑為38mm的長度為80mm。
      5、 由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的第305頁表10-1可查得普通平鍵GB1096—90A型鍵10×70,蝸桿軸上的鍵槽寬 mm,槽深為 mm,聯軸器上槽深 ,鍵槽長L=70mm。
      6、 初步估計d=64mm。
      7、 由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第189頁圖7-19,以及蝸桿上軸承、擋油盤,軸承蓋,密封圈等組合設計,蝸桿的尺寸如零件圖1(蝸桿零件圖)
      6.2蝸輪基本尺寸表(由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第96頁表4-32及第190頁圖7-20及表5—1蝸輪蝸桿的傳動設計表可計算得)
      表6—1蝸輪結構及基本尺寸
      蝸輪采用裝配式結構,用六角頭螺栓聯接( 100mm),輪芯選用灰鑄鐵 HT200 ,輪緣選用鑄錫青銅ZcuSn10P1+* 單位:mm

      a=b C x B
      160 128 12 36 20 15 2 82
      e n

      10 3 35 380 90º 214 390 306

      七、蝸輪軸的尺寸設計與校核
      蝸輪軸的材料為45鋼并調質,且蝸輪軸上裝有滾動軸承,蝸輪,軸套,密封圈、鍵,軸的大致結構如圖7.1:

      圖7.1 蝸輪軸的基本尺寸結構圖

      7.1 軸的直徑與長度的確定
      1.初步估算軸的最小直徑(外伸段的直徑)
      經計算D6>51.7>100mm
      又因軸上有鍵槽所以D6增大3%,則D6=67mm
      計算轉矩
      Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×3.19/27.4=1667.76N.M<2000 N.M
      所以蝸輪軸與傳動滾筒之間選用HL5彈性柱銷聯軸器65×142,
      因此 =65m m
      2.由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的第305頁表10-1可查得普通平鍵GB1096—90A型鍵20×110,普通平鍵GB1096—90A型鍵20×70,聯軸器上鍵槽深度 ,蝸輪軸鍵槽深度 ,寬度為 由參考文獻《機械設計基礎》(下冊) 張瑩 主編 機械工業出版社 1997年的第316頁—321頁計算得:如下表:
      圖中表注 計算內容 計算結果
      L1 (由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構) L1=25
      L2 自定 L2=20
      L3 根據蝸輪 L3=128
      L4 自定 L4=25
      L5 (由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構) L5=25
      L6 自定 L6=40
      L7 選用HL5彈性柱銷聯軸器65×142 L7=80
      D1 (由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構) D1=80
      D2 便于軸承的拆卸 D2=84
      D3 根據蝸輪 D3=100
      D4 便于軸承的拆卸 D4=84
      D5 自定 D5=72
      D6 D6>51.7>100mm
      又因軸上有鍵槽所以D6增大3%,則D6=67mm D6=67
      7.2軸的校核
      7.2.1軸的受力分析圖

      圖7.1
      X-Y平面受力分析

      圖7.2
      X-Z平面受力圖:

      圖7.3

      水平面彎矩
      1102123.7

      521607

      97 97 119

      圖7.4
      垂直面彎矩 714000

      圖7.5
      436150.8
      合成彎矩

      1184736.3
      714000
      681175.5

      圖7.6
      當量彎矩T與aT
      T=1111840Nmm
      aT=655985.6Nmm

      圖7.7

      7.2.2軸的校核計算如表5.1
      軸材料為45鋼, , ,
      表7.1
      計算項目 計算內容 計算結果
      轉矩

      Nmm

      圓周力 =20707.6N

      =24707.6N

      徑向力
      =2745.3N

      軸向力 =24707.6×tan 20º
      Fr =8992.8N
      計算支承反力
      =1136.2N

      =19345.5N

      垂直面反力
      =4496.4N
      水平面X-Y受力圖 圖7.2
      垂直面X-Z受力 圖7.3
      畫軸的彎矩圖
      水平面X-Y彎矩圖 圖7.4

      垂直面X-Z彎矩圖 圖7.5

      合成彎矩 圖7.6

      軸受轉矩T T= =1111840Nmm
      T=1111840Nmm
      許用應力值 表16.3,查得

      應力校正系數a a=

      a=0.59
      當量彎矩圖
      當量彎矩 蝸輪段軸中間截面
      =947628.6Nmm
      軸承段軸中間截面處
      =969381.2Nmm

      947628.6Nmm
      =969381.2Nmm

      當量彎矩圖 圖7.7
      軸徑校核

      驗算結果在設計范圍之內,設計合格
      軸的結果設計采用階梯狀,階梯之間有圓弧過度,減少應力集中,具體尺寸和要求見零件圖2(蝸輪中間軸)。
      7.3裝蝸輪處軸的鍵槽設計及鍵的選擇
      當軸上裝有平鍵時,鍵的長度應略小于零件軸的接觸長度,一般平鍵長度比輪轂長度短5—10mm,由參考文獻1表2.4—30圓整,可知該處選擇鍵2.5×110,高h=14mm,軸上鍵槽深度為 ,輪轂上鍵槽深度為 ,軸上鍵槽寬度為 輪轂上鍵槽深度為
      八、減速器箱體的結構設計
      參照參考文獻〈〈機械設計課程設計》(修訂版) 鄂中凱,王金等主編 東北工學院出版社 1992年第19頁表1.5-1可計算得,箱體的結構尺寸如表8.1:

      表8.1箱體的結構尺寸
      減速器箱體采用HT200鑄造,必須進行去應力處理。
      設計內容 計 算 公 式 計算結果
      箱座壁厚度δ =0.04×225+3=12mm
      a為蝸輪蝸桿中心距 取δ=12mm
      箱蓋壁厚度δ1 =0.85×12=10mm
      取δ1=10mm
      機座凸緣厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm
      機蓋凸緣厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm
      機蓋凸緣厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm
      地腳螺釘直徑dØ dØ==20mm dØ=20mm
      地腳螺釘直徑d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm
      地腳沉頭座直徑D0 D0==48mm D0==48mm
      地腳螺釘數目n 取n=4個 取n=4
      底腳凸緣尺寸(扳手空間) L1=32mm L1=32mm
      L2=30mm L2=30mm
      軸承旁連接螺栓直徑d1 d1= 16mm d1=16mm
      軸承旁連接螺栓通孔直徑d`1 d`1=17.5 d`1=17.5
      軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D0 D0=32mm D0=32mm
      剖分面凸緣尺寸(扳手空間) C1=24mm C1=24mm
      C2=20mm C2=20mm
      上下箱連接螺栓直徑d2 d2 =12mm d2=12mm
      上下箱連接螺栓通孔直徑d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm
      上下箱連接螺栓沉頭座直徑 D0=26mm D0=26mm
      箱緣尺寸(扳手空間) C1=20mm C1=20mm
      C2=16mm C2=16mm
      軸承蓋螺釘直徑和數目n,d3 n=4, d3=10mm n=4
      d3=10mm
      檢查孔蓋螺釘直徑d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm
      圓錐定位銷直徑d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm
      減速器中心高H H=340mm H=340mm
      軸承旁凸臺半徑R R=C2=16mm R1=16mm
      軸承旁凸臺高度h 由低速級軸承座外徑確定,以便于扳手操作為準。 取50mm
      軸承端蓋外徑D2 D2=軸承孔直徑+(5~5.5) d3 取D2=180mm
      箱體外壁至軸承座端面距離K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm
      軸承旁連接螺栓的距離S 以Md1螺栓和Md3螺釘互不干涉為準盡量靠近一般取S=D2 S=180
      蝸輪軸承座長度(箱體內壁至軸承座外端面的距離) L1=K+δ=56mm L1=56mm
      蝸輪外圓與箱體內壁之間的距離 =15mm
      取 =15mm

      蝸輪端面與箱體內壁之間的距離 =12mm
      取 =12mm

      機蓋、機座肋厚m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm m1=8.5mm, m=10mm
      以下尺寸以參考文獻《機械設計、機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社 1995年表6-1為依據
      蝸桿頂圓與箱座內壁的距離 =40mm
      軸承端面至箱體內壁的距離 =4mm
      箱底的厚度 20mm
      軸承蓋凸緣厚度 e=1.2 d3=12mm 箱蓋高度 220mm 箱蓋長度
      (不包括凸臺) 440mm
      蝸桿中心線與箱底的距離 115mm 箱座的長度
      (不包括凸臺) 444mm 裝蝸桿軸部分的長度 460mm
      箱體寬度
      (不包括凸臺) 180mm 箱底座寬度 304mm 蝸桿軸承座孔外伸長度 8mm
      蝸桿軸承座長度 81mm 蝸桿軸承座內端面與箱體內壁距離 61mm

      九、減速器其他零件的選擇
      經箱體、蝸桿與蝸輪、蝸輪軸以及標準鍵、軸承、密封圈、擋油盤、聯軸器、定位銷的組合設計,經校核確定以下零件:
      表9-1鍵 單位:mm
      安裝位置 類型 b(h9) h(h11) L9(h14)
      蝸桿軸、聯軸器以及電動機聯接處 GB1096-90
      鍵10×70 10 8 70
      蝸輪與蝸輪軸聯接處 GB1096-90
      鍵25×110 25 14 110
      蝸輪軸、聯軸器及傳動滾筒聯接處 GB1096-90
      鍵20×110 20 12 110
      表9-2圓錐滾動軸承 單位:mm
      安裝位置 軸承型號 外 形 尺 寸
      d D T B C
      蝸 桿 GB297-84
      7312(30312) 60 130 33.5 31 26
      蝸輪軸 GB/T297-94
      30216 80 140 28.25 26 22

      表9-3密封圈(GB9877.1-88) 單位:mm
      安裝位置 類型 軸徑d 基本外徑D 基本寬度
      蝸桿 B55×80×8 55 80 8
      蝸輪軸 B75×100×10 75 100 10

      表9-4彈簧墊圈(GB93-87)
      安裝位置 類型 內徑d 寬度(厚度) 材料為65Mn,表面氧化的標準彈簧墊圈
      軸承旁連接螺栓 GB93-87-16 16 4
      上下箱聯接螺栓 GB93-87-12 12 3

      表9-5擋油盤
      參考文獻《機械設計課程設計》(修訂版) 鄂中凱,王金等主編 東北工學院出版社 1992年第132頁表2.8-7
      安裝位置 外徑 厚度 邊緣厚度 材料
      蝸桿 129mm 12mm 9mm Q235

      定位銷為GB117-86 銷8×38 材料為45鋼

      十、減速器附件的選擇
      以下數據均以參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的P106-P118
      表10-1視孔蓋(Q235) 單位mm
      A A1 A。 B1 B B0 d4 h
      150 190 170 150 100 125 M 8 1.5

      表10-2吊耳 單位mm
      箱蓋吊耳 d R e b
      42 42 42 20
      箱座吊耳 B H h
      b
      36 19.2 9..6 9 24

      表10-3起重螺栓 單位mm
      d D L S d1

      C d2 h
      M16 35 62 27 16 32 8 4 2 2 22 6

      表10-4通氣器 單位mm
      D d1 d2 d3 d 4 D a b s
      M18×1.5 M33×1.5 8 3 16 40 12 7 22
      C h h1 D1 R k e f
      16 40 8 25.4 40 6 2 2

      表10-5軸承蓋(HT150) 單位mm
      安 裝
      位 置 d3 D d 0 D0 D2 e e1 m D4 D5 D6 b1 d1
      蝸桿 10 130 11 155 180 12 13 35.5 120 125 127 8 80
      蝸輪軸 10 140 11 165 190 12 13 20 130 135 137 10 100
      表10-6油標尺 單位mm

      d1 d2 d3 h a b c D D1
      M16 4 16 6 35 12 8 5 26 22
      表10-7油塞(工業用革) 單位mm
      d D e L l a s d1 H
      M1×1.5 26 19.6 23 12 3 17 17 2

      十一、減速器的潤滑
      減速器內部的傳動零件和軸承都需要有良好的潤滑,這樣不僅可以減小摩擦損失,提高傳動效率,還可以防止銹蝕、降低噪聲。
      本減速器采用蝸桿下置式,所以蝸桿采用浸油潤滑,蝸桿浸油深度h大于等于1個螺牙高,但不高于蝸桿軸軸承最低滾動中心。
      蝸輪軸承采用刮板潤滑。
      蝸桿軸承采用脂潤滑,為防止箱內的潤滑油進入軸承而使潤滑脂稀釋而流走,常在軸承內側加擋油盤。
      1、《機械設計課程設計》(修訂版) 鄂中凱,王金等主編 東北工學院出版社 1992年
      2、《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年
      3、《機械設計、機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社 1995年
      4、《機械設計課程設計圖冊》(第三版) 龔桂義主編 高等教育出版社 1987年
      5、《機械設計課程設計指導書》(第二版) 龔桂義主編 高等教育出版社 1989年
      6、簡明機械設計手冊(第二版) 唐金松主編 上??茖W技術出版社 2000年
      《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社 1993年
      《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社1989
      《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年

      要的就Q我406592117

      『貳』 《簡明機械設計手冊》的作者的簡介

      洪鐘德,上海同濟大學教授

      『叁』 求一份同軸式二級圓柱齒輪減速器 設計說明書

      目 錄

      設計任務書……………………………………………………1
      傳動方案的擬定及說明………………………………………4
      電動機的選擇…………………………………………………4
      計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5
      傳動件的設計計算……………………………………………5
      軸的設計計算…………………………………………………8
      滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
      鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16
      連軸器的選擇…………………………………………………16
      減速器附件的選擇……………………………………………17
      潤滑與密封……………………………………………………18
      設計小結………………………………………………………18
      參考資料目錄…………………………………………………18

      機械設計課程設計任務書
      題目:設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
      一. 總體布置簡圖

      1—電動機;2—聯軸器;3—齒輪減速器;4—帶式運輸機;5—鼓輪;6—聯軸器

      二. 工作情況:
      載荷平穩、單向旋轉

      三. 原始數據
      鼓輪的扭矩T(N·m):850
      鼓輪的直徑D(mm):350
      運輸帶速度V(m/s):0.7
      帶速允許偏差(%):5
      使用年限(年):5
      工作制度(班/日):2

      四. 設計內容
      1. 電動機的選擇與運動參數計算;
      2. 斜齒輪傳動設計計算
      3. 軸的設計
      4. 滾動軸承的選擇
      5. 鍵和連軸器的選擇與校核;
      6. 裝配圖、零件圖的繪制
      7. 設計計算說明書的編寫

      五. 設計任務
      1. 減速器總裝配圖一張
      2. 齒輪、軸零件圖各一張
      3. 設計說明書一份

      六. 設計進度
      1、 第一階段:總體計算和傳動件參數計算
      2、 第二階段:軸與軸系零件的設計
      3、 第三階段:軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
      4、 第四階段:裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫

      傳動方案的擬定及說明
      由題目所知傳動機構類型為:同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
      本傳動機構的特點是:減速器橫向尺寸較小,兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜,軸向尺寸大,中間軸較長、剛度差,中間軸承潤滑較困難。

      電動機的選擇
      1.電動機類型和結構的選擇
      因為本傳動的工作狀況是:載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y(IP44)系列的電動機。

      2.電動機容量的選擇
      1) 工作機所需功率Pw
      Pw=3.4kW
      2) 電動機的輸出功率
      Pd=Pw/η
      η= =0.904
      Pd=3.76kW

      3.電動機轉速的選擇
      nd=(i1’·i2’…in’)nw
      初選為同步轉速為1000r/min的電動機

      4.電動機型號的確定
      由表20-1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW,滿載轉速960r/min?;痉项}目所需的要求。

      計算傳動裝置的運動和動力參數
      傳動裝置的總傳動比及其分配
      1.計算總傳動比
      由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為:
      i=nm/nw
      nw=38.4
      i=25.14

      2.合理分配各級傳動比
      由于減速箱是同軸式布置,所以i1=i2。
      因為i=25.14,取i=25,i1=i2=5
      速度偏差為0.5%<5%,所以可行。
      各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩

      項 目

      電動機軸

      高速軸I

      中間軸II

      低速軸III

      鼓 輪

      轉速(r/min)

      960

      960

      192

      38.4

      38.4

      功率(kW)

      4

      3.96

      3.84

      3.72

      3.57

      轉矩(N·m)

      39.8

      39.4

      191

      925.2

      888.4

      傳動比

      1

      1

      5

      5

      1

      效率

      1

      0.99

      0.97

      0.97

      0.97

      傳動件設計計算
      1.選精度等級、材料及齒數
      1) 材料及熱處理;
      選擇小齒輪材料為40Cr(調質),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調質),硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。
      2) 精度等級選用7級精度;
      3) 試選小齒輪齒數z1=20,大齒輪齒數z2=100的;
      4) 選取螺旋角。初選螺旋角β=14°
      2.按齒面接觸強度設計
      因為低速級的載荷大于高速級的載荷,所以通過低速級的數據進行計算
      按式(10—21)試算,即
      dt≥
      1) 確定公式內的各計算數值
      (1) 試選Kt=1.6
      (2) 由圖10-30選取區域系數ZH=2.433
      (3) 由表10-7選取尺寬系數φd=1
      (4) 由圖10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,則εα=εα1+εα2=1.62
      (5) 由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8Mpa
      (6) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa;大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2=550MPa;
      (7) 由式10-13計算應力循環次數
      N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8
      N2=N1/5=6.64×107

      (8) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數KHN1=0.95;KHN2=0.98
      (9) 計算接觸疲勞許用應力
      取失效概率為1%,安全系數S=1,由式(10-12)得
      [σH]1==0.95×600MPa=570MPa
      [σH]2==0.98×550MPa=539MPa
      [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa

      2) 計算
      (1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t
      d1t≥
      = =67.85

      (2) 計算圓周速度
      v= = =0.68m/s

      (3) 計算齒寬b及模數mnt
      b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
      mnt= = =3.39
      h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
      b/h=67.85/7.63=8.89

      (4) 計算縱向重合度εβ
      εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
      (5) 計算載荷系數K
      已知載荷平穩,所以取KA=1
      根據v=0.68m/s,7級精度,由圖10—8查得動載系數KV=1.11;由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同,
      故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
      由表10—13查得KFβ=1.36
      由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數
      K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

      (6) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑,由式(10—10a)得
      d1= = mm=73.6mm

      (7) 計算模數mn
      mn = mm=3.74
      3.按齒根彎曲強度設計
      由式(10—17)
      mn≥
      1) 確定計算參數
      (1) 計算載荷系數
      K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

      (2) 根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,從圖10-28查得螺旋角影響系數 Yβ=0。88

      (3) 計算當量齒數
      z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
      z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
      (4) 查取齒型系數
      由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172
      (5) 查取應力校正系數
      由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798

      (6) 計算[σF]
      σF1=500Mpa
      σF2=380MPa
      KFN1=0.95
      KFN2=0.98
      [σF1]=339.29Mpa
      [σF2]=266MPa
      (7) 計算大、小齒輪的 并加以比較
      = =0.0126
      = =0.01468
      大齒輪的數值大。

      2) 設計計算
      mn≥ =2.4
      mn=2.5

      4.幾何尺寸計算
      1) 計算中心距
      z1 =32.9,取z1=33
      z2=165
      a =255.07mm
      a圓整后取255mm

      2) 按圓整后的中心距修正螺旋角
      β=arcos =13 55’50”

      3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑
      d1 =85.00mm
      d2 =425mm

      4) 計算齒輪寬度
      b=φdd1
      b=85mm
      B1=90mm,B2=85mm

      5) 結構設計
      以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm,故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。

      軸的設計計算
      擬定輸入軸齒輪為右旋
      II軸:
      1.初步確定軸的最小直徑
      d≥ = =34.2mm
      2.求作用在齒輪上的受力
      Ft1= =899N
      Fr1=Ft =337N
      Fa1=Fttanβ=223N;
      Ft2=4494N
      Fr2=1685N
      Fa2=1115N

      3.軸的結構設計
      1) 擬定軸上零件的裝配方案

      i. I-II段軸用于安裝軸承30307,故取直徑為35mm。
      ii. II-III段軸肩用于固定軸承,查手冊得到直徑為44mm。
      iii. III-IV段為小齒輪,外徑90mm。
      iv. IV-V段分隔兩齒輪,直徑為55mm。
      v. V-VI段安裝大齒輪,直徑為40mm。
      vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承,直徑為35mm。

      2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
      1. I-II段軸承寬度為22.75mm,所以長度為22.75mm。
      2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm,軸承和箱體的間隙4mm,所以長度為16mm。
      3. III-IV段為小齒輪,長度就等于小齒輪寬度90mm。
      4. IV-V段用于隔開兩個齒輪,長度為120mm。
      5. V-VI段用于安裝大齒輪,長度略小于齒輪的寬度,為83mm。
      6. VI-VIII長度為44mm。

      4. 求軸上的載荷
      66 207.5 63.5

      Fr1=1418.5N
      Fr2=603.5N
      查得軸承30307的Y值為1.6
      Fd1=443N
      Fd2=189N
      因為兩個齒輪旋向都是左旋。
      故:Fa1=638N
      Fa2=189N

      5.精確校核軸的疲勞強度
      1) 判斷危險截面
      由于截面IV處受的載荷較大,直徑較小,所以判斷為危險截面

      2) 截面IV右側的

      截面上的轉切應力為
      由于軸選用40cr,調質處理,所以
      , , 。
      ([2]P355表15-1)
      a) 綜合系數的計算
      由 , 經直線插入,知道因軸肩而形成的理論應力集中為 , ,
      ([2]P38附表3-2經直線插入)
      軸的材料敏感系數為 , ,
      ([2]P37附圖3-1)
      故有效應力集中系數為
      查得尺寸系數為 ,扭轉尺寸系數為 ,
      ([2]P37附圖3-2)([2]P39附圖3-3)
      軸采用磨削加工,表面質量系數為 ,
      ([2]P40附圖3-4)
      軸表面未經強化處理,即 ,則綜合系數值為
      b) 碳鋼系數的確定
      碳鋼的特性系數取為 ,
      c) 安全系數的計算
      軸的疲勞安全系數為
      故軸的選用安全。

      I軸:
      1.作用在齒輪上的力
      FH1=FH2=337/2=168.5
      Fv1=Fv2=889/2=444.5

      2.初步確定軸的最小直徑

      3.軸的結構設計
      1) 確定軸上零件的裝配方案

      2)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
      d) 由于聯軸器一端連接電動機,另一端連接輸入軸,所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制,選為25mm。
      e) 考慮到聯軸器的軸向定位可靠,定位軸肩高度應達2.5mm,所以該段直徑選為30。
      f) 該段軸要安裝軸承,考慮到軸肩要有2mm的圓角,則軸承選用30207型,即該段直徑定為35mm。
      g) 該段軸要安裝齒輪,考慮到軸肩要有2mm的圓角,經標準化,定為40mm。
      h) 為了齒輪軸向定位可靠,定位軸肩高度應達5mm,所以該段直徑選為46mm。
      i) 軸肩固定軸承,直徑為42mm。
      j) 該段軸要安裝軸承,直徑定為35mm。
      2) 各段長度的確定
      各段長度的確定從左到右分述如下:
      a) 該段軸安裝軸承和擋油盤,軸承寬18.25mm,該段長度定為18.25mm。
      b) 該段為軸環,寬度不小于7mm,定為11mm。
      c) 該段安裝齒輪,要求長度要比輪轂短2mm,齒輪寬為90mm,定為88mm。
      d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm(采用油潤滑),軸承寬18.25mm,定為41.25mm。
      e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸,定為57mm。
      f) 該段由聯軸器孔長決定為42mm

      4.按彎扭合成應力校核軸的強度
      W=62748N.mm
      T=39400N.mm
      45鋼的強度極限為 ,又由于軸受的載荷為脈動的,所以 。

      III軸
      1.作用在齒輪上的力
      FH1=FH2=4494/2=2247N
      Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

      2.初步確定軸的最小直徑

      3.軸的結構設計
      1) 軸上零件的裝配方案

      2) 據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

      I-II

      II-IV

      IV-V

      V-VI

      VI-VII

      VII-VIII

      直徑

      60

      70

      75

      87

      79

      70

      長度

      105

      113.75

      83

      9

      9.5

      33.25

      5.求軸上的載荷
      Mm=316767N.mm
      T=925200N.mm
      6. 彎扭校合

      滾動軸承的選擇及計算
      I軸:
      1.求兩軸承受到的徑向載荷
      5、 軸承30206的校核
      1) 徑向力

      2) 派生力
      ,
      3) 軸向力
      由于 ,
      所以軸向力為 ,
      4) 當量載荷
      由于 , ,
      所以 , , , 。
      由于為一般載荷,所以載荷系數為 ,故當量載荷為
      5) 軸承壽命的校核

      II軸:
      6、 軸承30307的校核
      1) 徑向力
      2) 派生力
      ,
      3) 軸向力
      由于 ,
      所以軸向力為 ,
      4) 當量載荷
      由于 , ,
      所以 , , , 。
      由于為一般載荷,所以載荷系數為 ,故當量載荷為
      5) 軸承壽命的校核

      III軸:
      7、 軸承32214的校核
      1) 徑向力
      2) 派生力
      ,
      3) 軸向力
      由于 ,
      所以軸向力為 ,
      4) 當量載荷
      由于 , ,
      所以 , , , 。
      由于為一般載荷,所以載荷系數為 ,故當量載荷為
      5) 軸承壽命的校核

      鍵連接的選擇及校核計算

      代號

      直徑
      (mm)

      工作長度
      (mm)

      工作高度
      (mm)

      轉矩
      (N·m)

      極限應力
      (MPa)

      高速軸

      8×7×60(單頭)

      25

      35

      3.5

      39.8

      26.0

      12×8×80(單頭)

      40

      68

      4

      39.8

      7.32

      中間軸

      12×8×70(單頭)

      40

      58

      4

      191

      41.2

      低速軸

      20×12×80(單頭)

      75

      60

      6

      925.2

      68.5

      18×11×110(單頭)

      60

      107

      5.5

      925.2

      52.4

      由于鍵采用靜聯接,沖擊輕微,所以許用擠壓應力為 ,所以上述鍵皆安全。

      連軸器的選擇
      由于彈性聯軸器的諸多優點,所以考慮選用它。

      二、高速軸用聯軸器的設計計算
      由于裝置用于運輸機,原動機為電動機,所以工作情況系數為 ,
      計算轉矩為
      所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4(GB4323-84),但由于聯軸器一端與電動機相連,其孔徑受電動機外伸軸徑限制,所以選用TL5(GB4323-84)
      其主要參數如下:
      材料HT200
      公稱轉矩
      軸孔直徑 ,

      軸孔長 ,
      裝配尺寸
      半聯軸器厚
      ([1]P163表17-3)(GB4323-84)

      三、第二個聯軸器的設計計算
      由于裝置用于運輸機,原動機為電動機,所以工作情況系數為 ,
      計算轉矩為
      所以選用彈性柱銷聯軸器TL10(GB4323-84)
      其主要參數如下:
      材料HT200
      公稱轉矩
      軸孔直徑
      軸孔長 ,
      裝配尺寸
      半聯軸器厚
      ([1]P163表17-3)(GB4323-84)

      減速器附件的選擇
      通氣器
      由于在室內使用,選通氣器(一次過濾),采用M18×1.5
      油面指示器
      選用游標尺M16
      起吊裝置
      采用箱蓋吊耳、箱座吊耳
      放油螺塞
      選用外六角油塞及墊片M16×1.5

      潤滑與密封
      一、齒輪的潤滑
      采用浸油潤滑,由于低速級周向速度為,所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑,取為35mm。

      二、滾動軸承的潤滑
      由于軸承周向速度為,所以宜開設油溝、飛濺潤滑。

      三、潤滑油的選擇
      齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利,考慮到該裝置用于小型設備,選用L-AN15潤滑油。

      四、密封方法的選取
      選用凸緣式端蓋易于調整,采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。
      密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。
      軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

      設計小結
      由于時間緊迫,所以這次的設計存在許多缺點,比如說箱體結構龐大,重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷,我相信,通過這次的實踐,能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作,有能力設計出結構更緊湊,傳動更穩定精確的設備。

      參考資料目錄
      [1]《機械設計課程設計》,高等教育出版社,王昆,何小柏,汪信遠主編,1995年12月第一版;
      [2]《機械設計(第七版)》,高等教育出版社,濮良貴,紀名剛主編,2001年7月第七版;
      [3]《簡明機械設計手冊》,同濟大學出版社,洪鐘德主編,2002年5月第一版;
      [4]《減速器選用手冊》,化學工業出版社,周明衡主編,2002年6月第一版;
      [5]《工程機械構造圖冊》,機械工業出版社,劉希平主編
      [6]《機械制圖(第四版)》,高等教育出版社,劉朝儒,彭福蔭,高治一編,2001年8月第四版;
      [7]《互換性與技術測量(第四版)》,中國計量出版社,廖念釗,古瑩庵,莫雨松,李碩根,楊興駿編,2001年1月第四版。

      『肆』 本科機械專業學生:請老師推薦一本簡明的機械設計手冊。

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      『伍』 單級蝸輪蝸桿減速器設計(F=5KN,V=0.7,D=390)

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