带式输送机传动装置中的一级蜗杆 蜗轮减速器6800FN[含CAD高清图和说明书全套]
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机械设计课程设计 题目:带式输送机传动装置中的一级蜗杆减速器 姓 名: 班 级: 指导教师: 成 绩: 目 录1、 机械设计课程设计任务书 -(1)2、 传动方案的拟定与分析-(2)3电动机的选择及传动比-(2) 3.1、电动机类型的选择-(2) 3.2、电动机功率选择-(2) 3.3、确定电动机转速-(3) 3.4、总传动比-(4)4、运动学与动力学计算 -(5) 4.1、蜗杆蜗轮的转速-(5) 4.2、功率-(5) 4.3、 转矩-(5)5、 传动零件设计计算-(6) 5.1、选择蜗杆传动类型-(6) 5.2、选择材料-(6) 5.3、按齿面接触疲劳强度进行设计-(6) 5.4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸-(7) 5.5、校核齿根弯曲疲劳强度-(8) 5.6、验算效率-(9) 5.7、精度等级公差和表面粗糙度的确定-(9) 5.8.热平衡核算-0-(9)6、轴的设计计算及校核-(10) 6.1、连轴器的设计计算-(10)6.2、输入轴的设计计算-(10) 6.3、输出轴的设计计算 -(13)7、轴承的校核 -(15) 7.1、计算输入轴轴承 -(15) 7.2、计算输出轴轴承 -(18)8、联轴器及键等相关标准的选择-(19) 8.1、连轴器与电机连接采用平键连接-(19) 8.2、输入轴与联轴器连接采用平键连接-(19) 8.3、输出轴与联轴器连接用平键连接-(20) 8.4、输出轴与涡轮连接用平键连接-(20)9、减速器结构与润滑的概要说明-(20) 9.1、箱体的结构形式和材料-(20) 9.2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系-(20) 9.3、齿轮的润滑-(21) 9.4、滚动轴承的润滑-(21) 9.5、密封-(22) 9.6、注意事项-(22)10、设计小结-(23)11、参考资料-(23)前 言国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主,但普遍存在着功率与重量比小,或者传动比大而机械效率过低的问题。另外,材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破,因此,没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。国外的减速器,以德国、丹麦和日本处于领先地位,特别在材料和制造工艺方面占据优势,减速器工作可靠性好,使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主,体积和重量问题,也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。 本设计是蜗轮蜗杆减速器的设计。设计主要针对执行机构的运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率,必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系,以实现各零部件的协调动作。该设计均采用新国标,运用模块化设计,设计内容包括传动件的设计,执行机构的设计及设备零件等的设计。 一、原始数据已知条件输送带拉力F/N输送带速度V/(m/s)滚筒直径(mm)数据68000.5350工作条件:两班制,连续单向运转,载荷变化不大,空载启动,室使用期限10年运输带速度允许误差为5%。二、基本要求 1、完成装配图一张、零件图四张(盘类、轴各两) 2、编写设计说明书一份(按毕业设计论文格式打印)传动方案的拟定与分析电动机的选择及传动比电动机的选择及传动比四动力学参数计算传动零件的设计计算蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸校核齿根弯曲疲劳强度验算效率热平衡核算轴的设计计算输出轴的设计计算 滚动轴承的选择及校核计算计算输出轴轴承键及联轴器连接的选择及校核计算速器结构与润滑的概要说明2、 传动方案的拟定与分析图一由于本课程设计传动方案已给:要求设计单级蜗杆下置式减速器。它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小,润滑条件好等优点,适用于传动V4-5 m/s,这正符合本课题的要求。三、电动机的选择及传动比3.1、电动机类型的选择按工作要求和条件,选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机,电压380,型号选择Y系列三相异步电动机。3.2、电动机功率选择(1)电动机输出功率:电动机所需工作功率按设计指导书式(1)为由设计指导书公式(2)因此估算由电动机至运输带的传动的总效率为为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选为蜗杆传动的传动效率为轴承的传动效率出选为卷筒的传动效率出选 工作机所需的功率: 3.3、确定电动机转速卷筒轴的工作转速查机械设计书中得各级齿轮传动比如下:;理论总传动比:;电动机的转速的范围 因为 符合这一范围的同步转速为:查机械设计手册第3版第167页的表12-1可知, 根据容量和转速,由设计手册查出的电动机型号,因此有以下三种传动比选择方案,如下表:方案电动机型号额定功率同步转速满载转速电动机质量传动装置传动比1Y-132S-45.5150014406852.782Y132M2-65.510009608435.193Y160M2-85.575072011926.39对Y系列电动机,通常选用同步转速为1000rpm或1500rpm的电动机,如无特殊需要,不选用低于750rpm的电动机配合计算出的容量,由表查出有两种适用的电动机型号,其技术参数比较情况见表1:根据容量和转速,以及考虑蜗轮蜗杆的传动比标准系列,选择转速为1440的电机由设计手册查出的电动机型号,因此有以下1种传动比选择方案,如下表:方案电动机型号额定功率同步转速满载转速电动机质量传动装置传动比1Y132S-45.5150014406852.78 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比,可知方案1比较适合。因此选定电动机型号为Y132S-4,所选电动机的额定功率P = 5.5kw,满载转速n= 1440r/min 。 机型HABCDEFGDGY132S13221617889388010833KbhAABBHA122802101353156023818515表2 图二3.4、总传动比 计算总传动比和各级传动比的分配 (1) 计算总传动比: (2)各级传动比的分配 由于为蜗杆传动,传动比都集中在蜗杆上,其他不分配传动比。 根据表11-1,选择蜗杆头数Z1=1,那么Z2则在29-82之间取值。 四、动力学参数计算 4.1、蜗杆蜗轮的转速:为蜗杆的转速,因为和电动机用联轴器连在一起,其转速等于电动机的转速。为蜗轮的转速,由于和工作机联在一起,其转速等于工作主轴的转速。 4.2、功率:为蜗杆轴的功率 = *=4.790.99=4.74kW 蜗轮轴功率:= *=4.740.990.8=3.64kW卷筒轴功率:= *=3.640.990.96=3.46kW 4.3、 转矩: 电动机轴:T=9550=95504.79144031.76Nm蜗杆轴:= Nm蜗轮轴:=Nm卷筒轴:=Nm表3-2 各轴动力参数表轴名功率P/kw转矩T/(Nm)转速n/(r/min)效率传动比i电动机轴4.7931.7614400.991蜗杆轴4.7431.4314400.8 52.78蜗轮轴3.641274.2627.280.961五、传动零件的设计计算5.1、选择蜗杆传动类型 根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。5.2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。5.3、按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材【1】P254式(1112),传动中心距(1) 确定作用在蜗杆上的转矩=1274.26 Nm (2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材【1】P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表115选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材P252(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值=0.35从教材P253图1118中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从从教材【1】P254表117查得蜗轮的基本许用应力=268。由教材【1】P254应力循环次数应力循环次数N=60=60127.28(2810365)=9.56其中,(为蜗轮转速)j为蜗轮每转一周每个轮齿啮合的次数j=1两班制,每班按照8小时计算,寿命10年。寿命系数则(6)计算中心距(6)取中心距a=200mm,因i=52,故从教材【1】P245表112中取模数m=6.3mm, 蜗轮分度圆直径=63mm这时=0.315从教材【1】P253图1118中可查得接触系数=2.9因为=,因此以上计算结果可用。5.4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 蜗杆轴向尺距mm;直径系数;齿顶圆直径;齿根圆直径;蜗杆齿宽B1=(9.5+0.09)m+25=112mm蜗杆轴向齿厚mm;分度圆导程角;(2) 蜗轮蜗轮齿数53;变位系数mm;演算传动比mm,这时传动误差比为, 是允许的。蜗轮分度圆直径mm蜗轮喉圆直径=346.5mm蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径蜗杆和轴做成一体,即蜗杆轴。由参考文献【1】P270图蜗轮采用齿圈式,青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合,并加台肩和螺钉固定,螺钉选6个5.5、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从教材【1】P255图1119中可查得齿形系数螺旋角系数从教材P25知许用弯曲应力从教材【1】P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56由教材P255寿命系数56Mpa可见弯曲强度是满足的。5.6、验算效率已知=;与相对滑动速度有关。从教材P【1】264表1118中用插值法查得=0.0264, 代入式中得=0.884,大于原估计值,因此不用重算。5.7、精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度,则隙种类为f,标注为8f GB/T100891988。然后由参考文献【3】P187查得蜗杆的齿厚公差为 =71m, 蜗轮的齿厚公差为 =130m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6m, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6m和3.2m。5.8.热平衡核算初步估计散热面积:取(周围空气的温度)为。轴的设计计算6.1、连轴器的设计计算1、输入轴按扭矩初算轴径选用45调质,硬度217255HBS根据教材【1】P370(15-2)式,并查表15-3,取A0=115考虑有键槽,将直径增大5%,则d=17.1068*(1+5%)mm=17.96mm标准孔径d=30mm,即轴伸直径为30mm,高速轴为了隔离振动与冲击,选用有弹性柱销连轴器,一边连38mm一边连30mm的只有LX3弹性柱销连轴器满足要求。 输出轴按扭矩初算轴径选用45#调质钢,硬度(217255HBS)根据教材【1】P370页式(15-2),表(15-3)取A0=115 轴伸安装联轴器,考虑补偿轴的可能位移,选用无弹性元件的联轴器,由转速和转矩得Tc=KT=1.59.5503.136/80=561.4Nm低速轴选用无弹性扰性联轴器JB/ZQ4384-1997,标准孔径d=45mm,许用应力为800许用转速250。参考【3】P154表5:型号公称转矩Tn允许转速n轴孔直径dY型长度LX31250N.m475030mm和3882mm无弹性挠性800N.m25045mm90mm 2、载荷计算公称转矩T1=35.36,T2=374.36。由书中表14-1查得=1.5,输入轴1.5*35.36=53.04N.m1250N.m满足要求;输出轴1.5*374.36=561.54N.mB1(由于蜗杆齿顶圆直径75.6mm,则做成齿轮轴)6段:直径d6= d=48mm 长度L6=80mm7段:直径d7=d3=40mm 长度L7=L3=20mm 图三初选用30208型单列圆锥滚子轴承,其内径为40mm,宽度为18mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*(挡油环壁2mm)=289.70mm=290mm。为提高刚度,尽量缩小支承跨距L=(0.9-1.1)da1=(272.2-332.6)mm,则290mm满足要求。(3)按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径:已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m求转矩:已知T2=374.28Nm T1=35.0Nm求圆周力:Ft根据教材P252(10-3)式得:=2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N=2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N求径向力Fr根据教材【1】P252(10-3)式得:Fr=tan=2475.4tan200=901N因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=145mm1、绘制轴的受力简图 2、绘制垂直面弯矩图 轴承支反力:由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为: MC2=FrhL=555.6145=80.5Nm3、绘制水平面弯矩图截面C在水平面上弯矩为:MC1=d*Ft/2=1111.1*63*/2=35Nm4、绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=87.8Nm5、绘制扭矩图转矩:T= TI=35.0Nm校核危险截面C的强度 图四由教材P373式(15-5)经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。该轴强度足够。 6.3、输出轴的设计计算 轴的结构设计:(1)轴上的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,蜗轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶梯状,左轴承从左面装入,蜗轮套筒, 右轴承从右面装入。(2)确定轴的各段直径和长度1、段:直径d1=45mm 2、段:由教材P364得:h=0.07 d1=0.0845=3.6mm直径d2=d1+2h=45+23.6=52mm,该直径处安装密封毡圈,查参考文献3知标准直径可选55mm或50mm,但应大于52mm取d2=55mm。2、 段:直径d3=60mm ,由GB/T297-1994初选用30212型单列圆锥滚子轴承,其内径为60mm,T为23.75mm,B=22mm。4、段:由参考文献2图35知:d4=d3+2=60+2=62mm,5、段:起定位作用,h=0.08 d4=0.0862=5mm直径d5=d4+2*5=72mm6、段:d6=60 图五 1、从前面所选取联轴器知长度取L1=90mm2、经过初步估算取轴承端盖的总宽度为26mm,轴长度取L2=50 mm3、由B=22mm,轴承 离箱体内壁10mm,蜗轮轮毂端面与内机壁距离12mm,再加上与蜗轮轮毂端面间隙2mm,得L3=46mm(安装套筒定位)4、由轮毂的宽度L=90mm则此段长度要比L小2mm, 取L4=88mm5、轮毂离箱体内壁12mm,不能干扰挡油环的安装需小于12mm,取L5=8mm6、由于轮是对称装置的,即在箱体中心,经过计算L6=36mm由上述轴各段长度及正装T=23.75mm,a=22.4可由L=(L4+2)+L5+(套筒长)+2(T-a)算得轴支承受力跨距L=136.7mm取138计算。 (3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径:已知d2=302.4mm求转矩:已知T2= TII=374.28Nm求圆周力Ft:根据教材P198(10-3)式得=2T2/d2=2475.4N =1111.1N求径向力Fr:根据教材P198(10-3)式得Fr=tan=2475.4tan200=901N两轴承对称则LA=LB=69mm 图六 1、求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ2、由两边对称,截面C的弯矩也对称,截面C在垂直面弯矩为 MC2=FrhL=1237.769=85.4Nm3、截面C在水平面弯矩为MC1=d*Ft/2=2475.4*302.4*/2=374.3Nm4、计算合成弯矩MC=(MC12+MC22)1/2=(85.42+374.32)1/2=384Nm5、校核危险截面C的强度由式(15-5)由教材P373式(15-5)经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材【1】P362表15-1查得,因此,故安全。此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件,轴承预计寿命:两班制,每班按照8小时计算,寿命10年。=2810365=58400小时。7.1、计算输入轴轴承初选两轴承30208型单列圆锥滚子轴承查参考文献【3】可知蜗杆承轴30208两个,蜗轮轴承30213两个,(GB/T297-1994)表6:轴承代号基本尺寸/mm 计算系数基本额定/kNdDTa受力点 e Y动载荷Cr静载荷Cor30208408019.7516.90.371.663.074.0302126011023.7522.40.41.5103130 图七 (1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知: N (2)求两轴承的计算轴向力对于30208型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.37,因此估算按教材P322式(13-11a) =284N(3)求轴承当量动载荷和因为e由教材【1】P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =0.40, =1.6对轴承2 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)=1.1*(0.40*584.5+1.6*2759.4)=5110N67.9KN=1.1*1*909=1000N46720h故所选轴承满足寿命要求。7.2、计算输出轴轴承 图八初选两轴承为30212型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=103KN基本额定静载荷=130KN(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知: N (2)求两轴承的计算轴向力 对于30213型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a) =415N(3) 求轴承当量动载荷和 e对轴承1 =0.4, =1.5对轴承2 =1 =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)=1.1*(0.40*1289.5+1.5*1526)=3085.5N121KN=1.1*1*1245=1369.5N46720h故所选轴承满足寿命要求8、 键及联轴器连接的选择及校核计算8.1、连轴器与电机连接采用平键连接查表P174的Y132M轴径d1=38mm,E=80mm取L电机=50mm查参考文献5P140选用A型平键,得:b=10 h=8 L=50即:键A1050 GB/T1096-2003 T额=20000Nm 根据教材P106式6-1得p=2T2/dhl=220000/(10850)=10Mpap(110Mpa)8.2、输入轴与联轴器连接采用平键连接轴径d2=30mm L1=80mm T=35.0Nm查手册选A型平键,得:b=8 h=7 L=70 轴槽深t=4.4mm,轮毂槽深=3.3mm即:键A870 GB/T1096-2003p=2T/dhl=235000/(30770)=4.76Mpap(110Mpa) 8.3、输出轴与联轴器连接用平键连接轴径d3=45mm L2=90mm T=374.28N.m查手册P51 选用A型平键,得:b=14 h=9 L=80 轴槽深t=5.5mm,轮毂槽深=3.8mm即:键A1880GB/T1096-2003根据教材P106(6-1)式得p=2T/dhl=2374280/(45980)=23.1Mpap (110Mpa) 8.4输出轴与涡轮连接用平键连接轴径d4=62mm L2=88mm T=374.28N.m查手册P51 选用A型平键,得:b=18 h=11 L=80 轴槽深t=7mm,轮毂槽深=4.4mm根据教材P106(6-1)式得p=2T/dhl=2374280/(621180)=13.7Mpa2m+15.6取18mm9.3、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度45%,长度60%;(4)30212和30208型单列圆锥滚子轴承的轴向游隙均为0.100.15mm;用润滑油润滑;(5)减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围;(6)减速器外表面涂灰色油漆;(7)按减速器的实验规程进行试验。(8)最低浸油一个齿高,最高浸油面比最低浸油面高出10mm 电动机型号: Y132S4K=1.05 d1=45mmd2=55mmd3=60mmd4=62mmd5=72mmd6=60mm设计小结经过几周的课程设计,我终于完成了自己的设计,还是感觉学到了很多的关于机械设计的知识,这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化,使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。除了知识外,也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真,并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中,我们会碰到好多问题,这些都是平时上理论课中不会碰到,或是碰到了也因为不用而不去深究的问题,但是在设计中,这些就成了必须解决的问题,如果不问老师或是和同学讨论,把它搞清楚,在设计中就会出错,甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定,以及各个尺寸的确定,以前虽然做过作业,但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去,毕竟考虑的还不是很多,而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经过老师的讲解,和自己的更加深入的思考之后,对很多的知识,知其然还知其所以然。刚刚开始时真的使感觉是一片空白,不知从何处下手,在画图的过程中,感觉似乎是每一条线都要有一定的依据,尺寸的确定并不是随心所欲,不断地会冒出一些细节问题,都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累的,每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的,通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识,经过训练能够非常熟练的使用Word和caxa。并且由于在前期为了选定最终使用的caxa软件和cad软件,对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识。在作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改,这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足,令我非常苦恼.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解. 参考文献1 濮良贵、纪名刚机械设计(第八版)北京:高等教育出版社2005年12 月2 荣涵锐机械设计课程设计简明图册哈尔滨工业大学出版社、2004年10 月3 机械设计课程设计第四版2010年1月27
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