一级蜗杆减速器.docx
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一级蜗杆减速器.docx
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一级蜗杆减速器
一级蜗杆减速器
机械设计课程设计
题目:
单级蜗杆减速器
专业:
机械设计制造及其自动化
学生姓名:
王军学号:
20097494指导教师:
龚伟
2012年1月4日
引言
一、设计题目……………………………二、总体传动方案的设计与分析……………………………三、电动机的选择……………………………四、传动装置运动及动力参数计算……………………………五、蜗轮蜗杆的设计及其参数计算……………………………六、蜗轮蜗杆轴的设计计算及校核……………………………七、联轴器和滚动轴承的选择与校核……………………………八、键选择与校核……………………………九、箱体的设计计算……………………………十、小型标准件的选择……………………………十一、减速器的结构,密封与润滑……………………………十二、设计小结……………………………十三、附件……………………………
、
引言
课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。
在2010年01月04日-2010年01月18日为期二周的机械设计课程设计。
本次是设计一个蜗轮蜗杆减速器,减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。
本减速器属单级蜗杆减速器(电机——联轴器——减速器——联轴器——滚筒),本人是在指导老师指导下完成的。
该课程设计内容包括:
任务设计书,参数选择,传动装置总体设计,电动机的选择,运动参数计算,蜗轮蜗杆传动设计,蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计,蜗轮轴的尺寸设计与校核,减速器箱体的结构设计,减速器其他零件的选择,减速器的润滑等和A2图纸装配图1张、A4图纸的零件图2张。
设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。
蜗轮蜗杆减速器的计算机辅助机械设计,计算机辅助设计及辅助制造(CAD/CAM)技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术,通过本课题的研究,将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。
本文主要介绍一级蜗轮蜗杆减速器的设计过程及其相关零、部件的CAD图形。
计算机辅助设计(CAD),计算机辅助设计及辅助制造(CAD/CAM)技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术,能清楚、形象的表达减速器的外形特点。
该减速器的设计基本上符合生产设计要求,限于作者初学水平,错误及不妥之处望老师批评指正。
一、设计题目1(1工作情况:
已知条件
1)工作条件:
两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有灰尘,环境
最高温度35?
;
2)使用折旧期;8年;
3)检修间隔期:
四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;4)动力来源:
电力,三相交流电,电压380/220V;
5)运输带速度容许误差:
?
5%;
6)制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产。
1(2设计数据
运输带工作速度,/
运输带工作接力F/N卷筒直径D/mm
(m/s)
48001.255001(3传动方案
本课程设计采用的是单级蜗杆减速器传动。
如下图所示:
二、总体传动方案的设计与分析2(1设计步聚
1)电动机的选择与运动参数计算;
2)确定传动装置的总传动比和分配传动比
3)蜗杆蜗轮的设计与校核;
4)联轴器的选择
5)蜗杆与蜗轮轴的设计与校核;
6)轴承的选用与校核;
7)键的选择与校核
8)箱体的设计
9)装配图、零件图的绘制;
2(2传动方案的分析
该工作机采用的是原动机为Y系列三相笼型异步电动机,三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机,电压380V,其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便;另外其传动功率大,传动转矩也比较大,噪声小,在室内使用比较环保。
传动装置采用单级蜗杆减速器组成的封闭式减速器,采用蜗杆传动能实现较大的传动比,结构紧凑,传动平稳,但效率低,多用于中、小功率间歇运动的场合。
工作时有一定的轴向力,但采用圆锥滚子轴承可以减小这缺点带来的影响。
并且在电动机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷筒轴之间采用弹性联轴器联接,因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动,所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用,以减少振动带来的不必要的机械损耗。
总而言之,此工作机属于中等功率、载荷变化不大的工作机,其各部分零件的标准化程度高,设计与维护及维修成本低;结构较为简单,传动的效率比较高,适应工作条件能力强,可靠性高,能满足设计任务中要求的设计条件及环境。
三、电动机的选择3.1电动机功率的确定
1)工作机各传动部件的传动效率及总效率:
查《机械设计课程设计指导书》表9.2可知蜗杆传动的传动比为:
;i,10~40蜗杆
又根据《机械设计基础》表4-2可知蜗杆头数为,由表4-4可知蜗杆Z,21
传动的总效率为:
0.75~0.82,蜗杆
查《机械设计课程设计指导书》表9.1可知各传动部件的效率分别为:
;,0.99~0.995,联轴器
;,0.97(一对),轴承
0.94~0.97,卷筒
工作机的总效率为:
22,,,,,0.65~0.74,,,,,总联轴器蜗轮蜗杆轴承卷筒2)电动机的功率:
Fv4800,1.25P,,,6kww10001000
所以电动机所需工作效率为:
P6wP,,,9.23kwmaxd,0.65总min
3.2确定电动机的转速
1)传动装置的传动比的确定:
查《机械设计课程设计指导书》书中表9.2得各级齿轮传动比如下:
i,10~40蜗杆
理论总传动比:
i,i,10~40总蜗杆
2)电动机的转速:
卷筒轴的工作转速:
60,1000v60,1000,1.25n,,,47.8r/min滚筒,,D500
所以电动机转速的可选范围为:
n,n.i,(10~40),47.8,478~1912r/mind总滚筒
根据上面所算得的原动机的功率与转速范围,符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。
所以可供选择的的电机有:
序号电动机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩质量
(kg)KWr/min额定转矩额定转矩1:
Y160L-6119702.02.01471000
2:
Y180L-8117301.72.0184750
3:
Y160M-41114602.22.21231500
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素,为使传动装置结构紧凑,决定选用同步转速为1000r/min的电动机。
其主要功能如上图所示。
3.3电动机的结构设计
底脚安装尺地脚螺外形尺寸轴伸尺寸装键部位尺寸寸中心高H栓孔直
径K
42,110254,254645,417,3851601512,
根据电动机的型号,选择如上图所示的结构。
四、传动装置运动及动力参数计算
4.1各轴的转速计算
1)实际总传动比及各级传动比的分配:
由于是蜗杆传动,传动比都集中在蜗杆上,其他不分配传动比。
则总传动比:
ia
n970mi,,,20.3an47.8滚筒
所以取i,21总
2)各轴的转速:
第一轴转速:
n,n,970r/min1m
n9701n,,,46.2r/min第二轴转速:
2n21总
4.2各轴的输入功率
第一轴功率:
P,P,,,,,,9.23,0.99,9.14kW1d01d联轴器
第二轴功率:
P,P,,P,,,9.14,0.8,7.31kW2d121蜗杆
第三轴功率:
P,P,,,P,,,,,7.31,0.97,0.99,7.02kW3d232轴承联轴器4.3各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩:
P9.2363dT,9.55,10,9.55,10,,90.87N,mdn970m
第一轴转矩:
P9.14661T,9.55,10,9.55,10,9550,,89.90N,m1n9701
第二轴转矩:
P7.3162T,9.55,10,9550,,1511N,m2n46.22
第三轴转矩:
P7.0263T,9.55,10,9550,,1451N,m3n46.2w
将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表:
轴名功转矩转速传动比效率
i率P/kWT/(N*M)n/(r/min)
1电机轴9.290.879701
3
1第一轴9.189.909700.99
4
第二轴7.3151146.2210.80
1
卷筒轴7.0145146.210.95
2
五、蜗轮蜗杆的设计及其参数计算5.1传动参数
,蜗轮转速蜗杆输入功率P=9.23kW,蜗杆转速n,970r/min1
,理论传动比i=20.3,实际传动比i=21,蜗杆头数,蜗Z,2n,46.2r/min12
n9701n,,,46.2r/min轮齿数为,蜗轮转速Z,iZ,21,2,42221i21
选择蜗杆传动类型:
根据设计要求,选用阿基米德蜗杆。
5(2选择材料
减速器的为闭式传动,蜗杆选用材料45钢经表面淬火,齿面硬度>45HRC,蜗轮缘选用材料ZCuSn10P1,金属模铸造,蜗轮轮芯用灰铸铁HT200制造。
5(3按齿面接触疲劳强度进行设计
1)确定作用在蜗轮上的转矩T2:
P7.3162T,9.55,10,9550,,1511N,m2n46.22
2)载荷系数K:
因为载荷平稳,蜗轮转速不高,可从书里表中查得.15,K,1A
K,1,;则K,KKK,1,1.15,1.05,1.21K,1.05,AV,V
3)确定材料弹性系数:
ZE
由钢蜗杆与铸锡磷青铜蜗轮相配,材料弹性系数Z,160MPaE
Z4)确定接触系数:
Z,2.9先假设,从图7.7可查得d/a,0.35,1
5)确定许用接触应力:
HP
由蜗轮材料ZCuSn10P1,金属模铸造,蜗杆硬度>45HRC,可从表中查得蜗轮的
1基本许用应力.,,268MPaHP
计算循环次数:
:
7N,60jnL,60,1,46.2,2,365,24,4.86,10h2
877K,10/4.86,10,0.8206寿命系数:
HN
1则,,K,,0.8206,268,220MPaHPHNHP
6)确定中心距:
2233a,TK(ZZ/,),1.21,1511,1000,(160,2.9/220),201.10mm,EHP2
取中心距a=250mm,由i=20从表中7.2中取模数m=10mm,蜗杆分度圆直径
11d/a,0.36Z,ZZ,2.85=90mm.这时,,对应的,因,故以上计算结果可用。
d1,,,1
5(4蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸1)蜗杆
蜗杆头数轴向齿距;直径系数;齿顶P,,m,31.4mmZ,2;q,d/m,9a11
圆直径;齿根圆直径d,d,2,h,d,2,m,90,2,10,110mma11a11
d,d,2,h,d,2,1.2,m,90,2,1.2,10,66mm;f11f11
2)蜗轮
蜗轮齿数取;变位系数;蜗轮分度圆直径z,41x,022
;蜗轮喉圆直径d,d,m,z,10,41,410mm2w22
;蜗轮齿根圆直径d,d,2,h,d,2,m(1,x),410,2,10,430mma22a22
d,d,2,h,d,2,m(1.2,x),410,2,10,1.2,386mmf22f22
5(5校核齿根弯曲疲劳强度
1)计算蜗杆导程角,
z,m2,101tan,,,,0.22d901
可知,,,arctan0.22,12.41
3,32)当量齿数:
z,z/cos,,41/(cos12.41),44v22
由和可从教材图7.8中查得齿形系数。
x,0z,44Y,2.382v2Fa2
,,螺旋角系数:
Y,1,,/120,1,12.41/120,0.8965,
则齿根弯曲疲劳应力
1.53,K,T1.53,1.21,1511,1000II,,,Y,Y,,2.38,0.896583,16.56MPaFFa2,,d,d,m,cos90,410,10,0.976612
'由表7.8中根据蜗轮材料ZCuSn10P1可查得基本许用弯曲应力。
,56MPaFP
976K,10/4.86,10,0.6495寿命系数:
FN
'则许用弯曲应力,,,,K,56,0.6495,36.37MPaFPFPFN
由于,,,FFP
所以弯曲疲劳强度条件满足。
5(6计算相对滑动速度与传动效率蜗杆导程角:
z,m2,101tan,,,,0.22;d901
可知,,,,arctan0.22,12.41蜗杆分度圆的圆周速度:
dn,,90,970,11V,,,4.5687m/s160,100060000相对活动速度:
v4.56871v,,,4.678m/ss:
cosrcos12.41
,,1.75当量摩擦角取v
验算啮合效率:
,tantan12.41,,,,0.8721,,,,tan(,)tan(12.41,1.75)v
传动总效率:
,,,,,0.960.960.810.781总
(在表4-4所列范围内)。
,0.96,,0.96,0.872,0.8371总
5(7热平衡计算与校核
0环境温度取t,20C0
传热系数取K,16t
1000P(1,)1000,9.23(1,0.837):
1根据:
<90t,,t,,20,72C10KA16,1.8t
符合要求。
六、蜗轮蜗杆轴的设计计算及校核6(1选择轴的材料及热处理
考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置,轴主要传递蜗轮的转矩,其传递的功率不大,对其重量和尺寸无特殊要求,故选择常用的45钢,调质处理。
6(2初算轴的最小直径
已知轴的输入功率为9.14kW,转速为970r/min.根据《机械设计基础》表11-3可知,C值在107~118间。
所以输出轴的最小直径:
P9.1433d,C,118,,24.9mm1n970
但是,由于轴上有1个键槽,计入键槽的影响:
d,d,(1,3%),24.9,(1,3%),25.647mm1min1
已知输出轴的输入功率为7.31kW,转速为46.2r/min,则输出轴的最小直径:
P7.3133d,C,118,,63.8mm2n46.2
由于轴上由2个键槽,故
d,d,(1,7%),68.266mm2min2
已知卷筒轴的输入功率为7.02kW,转速为46.2r/min,则
卷筒轴的最小直径为:
P7.0233d,C,118,63mmn46.2
6(3轴的结构设计
一、蜗杆轴的结构造型如下:
1)根据轴向定位的要求确定蜗杆轴各段的长度
根据条件在电动机轴与蜗杆轴之间选用LT7弹性柱销联轴器,装蜗杆轴的
d,40mmd,40mm半联轴器的孔径,故取;为了满足半联轴器的轴向定位要11-2
求,1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2-3段的直径;左端用轴端d,48mm2-3
挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=48mm。
与轴承的内径相配合,为便于与d3-4
轴承的安装,由,我们可以取。
轴段3-4的右端需对圆d,50mmd,48mm3-42-3
锥滚子轴承进行轴肩定位。
由手册查得圆锥滚子轴承30310的定位轴肩高度,因此,为便于密封和箱体结构相适,在此设计了一个圆弧R2台阶。
因d,60mm4-5
此。
d,56mm5-6
2)蜗杆轴的轴向尺寸的确定
半联轴器与轴配合的毂孔长度,为了保证轴端挡圈只压在关联轴L,84mm1
器上而不压在轴的端面上,故1-2轴段的长度应取得比略短一些,现取L1
。
轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。
L,82mm1-2
又根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联
L,50mm2-3轴器右端面间的距离L=30mm,故取.根据轴中的结构图,可知
(T是圆锥滚子轴承的宽度29.25mm,H是轴肩挡圈的宽度)根据轴段L,T,H3-4
有R2的圆弧过渡,不便于对滚动轴承进行轴向定位,于是添加了个轴肩挡圈.根据实际轴段直径,选用内径为55mm,外径为70mm,宽度H为6mm.于是
取.根据蜗杆的头数和蜗轮变L,T,H,29.25,6,35.25mmL,35mm3-43-4
位系数.可知,蜗杆齿宽X,02
L,b,(11,0.06z)m,(11,0.06,41),10,134.6mm,取L,140mm。
对6-7126-7于轴环的宽度,取。
而为保证蜗轮的尺寸,取L,120mm。
轴的L,10mm4-55-6
总长为602mm.
二、蜗轮轴的结构造型如下:
1)蜗轮轴的轴上零件的定位、固定和装配
单级减速器中,可将蜗轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,蜗轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴固定,轴向固定靠平键和过渡配合。
两轴承分别一轴肩和套筒定位,轴向则采用过渡配合或过盈配合固定。
联轴器以轴肩轴向定位,右面用轴端挡圈轴向固定,键联接作轴向固定。
轴做成阶梯形,左轴承从左面装入,蜗轮、套筒、右轴承和联轴器依次从右面装到轴上。
2)蜗轮轴的径向尺寸的确定
而在蜗轮轴与卷筒轴之间选用LT10弹性柱销联轴器,装蜗轮轴的半联轴器的孔径
,故取;为了满足半联轴器的轴向定位要求,1轴段右d,70mmd,70mm1
admm,,0.07~0.11~2故取2段的直径端需制出一轴肩,定位轴肩高度,,1
;右端用轴端挡圈定位。
与轴承的内径相配合,为便于与轴承的安dd,78mm32
装,取。
轴段3的左端需对圆锥滚子轴承和套筒进行轴向定位,取蜗d,80mm3
轮轴段直径。
而对于蜗轮采用轴肩定位,所以取。
而对d,100mmd,90mm54
于左轴承采用的是轴肩定位,故取,而左轴承与右轴承的轴径一样为d,88mm6
。
d,80mm7
3)蜗轮轴的轴向尺寸的确定
半联轴器与轴配合的毂孔长度L,107mm,为了保证轴端挡圈只压在关联
L轴器上而不压在轴的端面上,故1轴段的长度应取得比略短一些,现取
。
轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。
L,102mm1
又根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联
.第四段轴的宽度略小于蜗轮轴的轴器左端面间的距离L=30mm,故取L,50mm2
l,(1.2~1.8)d,1.4,90,126mm宽度,而蜗轮轮芯的宽度查机械设计手册,,
L,35.25mm取。
左轴承段的长度等于轴承的宽度为,取L,122mm4
b,1.4h,1.4,6,8.4。
对左轴承进行轴肩定位的宽度,取L,35mm7
。
而对于蜗轮进行轴向定位的轴环,其宽度为L,12mm6
,取。
而轴承对于蜗轮采用的是对称布置,b,1.4h,1.4,6,8.4mmL,10mm5所以。
蜗轮轴的总长度为388mm.L,L,L,L,35,12,10,57mm3567
4)蜗轮的强度校核
1、画受力简图,如上。
2、求作用在轴上的力:
蜗杆轴:
2T2,89.9,10001F,,,1997.8N,,Ft1a2d901
蜗轮轴:
2T2,1511,10002F,,,7370.7N,,Ft2a1d4102
:
F,Ftan,,7373.7,tan20,2682.7N,,Fr2t2r1
3、求作用在轴上支反力和弯矩:
水平面支反力:
F7370.7t2F,F,,,3685.35NAHBH22水平面弯矩:
M,Fl,3685.35,87,320625.45N,mmCHAH1垂直面支反力,由,即,,M0A
d2Fl,F,Fl,0raBV2122
d4102Fl,F,2682.7,87,1997.8,ra21222F,,,3695NBVl174
,F0在铅垂方向上,由,即,得FFF,,,0BVrAV2
F,F,F,3695,2682.7,1012.3NAVBVr2垂直面弯矩:
M,Fl,1012.3,87,88070.1N,mmCVAAV1
M,Fl,3695,80,215600N,mmCVBBV2
22根据合成弯矩,得MMM,,HV
C截面左侧弯矩:
22MMM,,CCHCV
22,320625.45,88070.1,332501N,mm
C截面右侧弯矩:
`2`2MMM,,CCHCV
22,320625.45,215600,386373N,mm
4、求转矩T2:
d4102T,F,7370.7,,1510993.5N,mmt2222
5、当量弯矩:
Me
应分别计算其当量弯矩,此处可将轴的切应力视为脉动循环,取a,0.6,则C截面左侧当量弯矩:
222M,M,(,T),332501,(0.6,1510993.5),965647N,mmC,C
C截面右侧当量弯矩:
M,M,386373N,mmC,C
所以C截面处当量弯矩在以上两数值中取较大者,即M,965647N,mmC,6、求危险截面处轴的计算直径:
,60MPa许用应力,轴的材料用45钢,由《机械设计基础》表7-1可知,,,,1WC截面直径计算
M965647C,3d,,,54.4mm3C,,,0.10.1,60,1W
经与结构设计图比较,C截面的计算直径小于其结构设计确定的直径,考虑到键槽对轴强度的削弱,把其加大4%,故轴的强度仍然足够。
以上各受力图与弯矩各矩都以上。
5)精确校核轴的疲劳强度
1、判断危险截面
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,只在第4段轴的左右两截面处过盈配
合引起的应力集中最重要;从受载的情况来看,截面C上最大。
截面C上MMC,C,虽然最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),而且
这里轴的直径最大,故C处也不必进行校核。
由第3章可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小,因而该轴只须校核D截面的左右两侧即可。
2、截面D右侧
抗弯截面模量按表11.5中的公式计算
330.1d,mmW===512000.1,80
3,3mm==102400抗弯截面模量W,,0.2d0.5,80T
d4102T,F,7370.7,,1510993.5N,mmt32抗弯截面扭距为T322
M截面上的弯曲应力=1.72MPa,,,bW
T3截面上的扭转切应力,,,=14.76MPaTWT
截面I左侧的弯距M为332501*(87-64)/87=87902.56N.mm
r/d=0.022D/d=1.07查表得因
由查表计算得,理论应力集中系数=2.2=1.6,,,,
又查表得轴的材料敏性系数为=0.75q
故效应力集中系数为
=1+(-1)=1.82qk,,,
=1+(-1)=1.53qk,,,
查表的尺寸系数=0.71扭转尺寸系数=0.84,,,,
轴按磨削加工,得表现质量系数为==0.91,,,,
轴未经表面强化处理,即=1计算综合系数值为,q
=/+1/-1=2.563,k,K,,,,
=/+1/-1=1.742,k,K,,,,
材料特性系数=0.1=0.05,,,,
计算安全系数Sca
=/(+)=16.648,S,,,K,,1,
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