机械设计毕业设计论文单级蜗轮蜗杆减速器解读.docx
- 文档编号:23027500
- 上传时间:2023-04-30
- 格式:DOCX
- 页数:33
- 大小:155.71KB
机械设计毕业设计论文单级蜗轮蜗杆减速器解读.docx
《机械设计毕业设计论文单级蜗轮蜗杆减速器解读.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《机械设计毕业设计论文单级蜗轮蜗杆减速器解读.docx(33页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
机械设计毕业设计论文单级蜗轮蜗杆减速器解读
滁州职业技术学院
毕业设计
题
目
单级蜗轮蜗杆减速器
系
别
机电工程系
专
业
机电一体化技术
班
级
机电0908
姓
名
学
号
指导
教师
日
期
滁州职业技术学院毕业设计
设计任务书
设计题目:
蜗杆减速器及相关传动
设计要求:
减速器在常温下连续工作、单向运动;空载起动,工作时有中等冲击;工作速度v的允许误差为+5%;单班制(每班工作8h),要求减速器设计寿命8年,大修期为3年,小批量生产;
三相交流电源的电压为380/220V
设锚链最大有效拉力为F(N)F=2500N,
锚链工作速度为v(m/s)v=0.7m/s,
锚链滚筒直径为d(mm),d=300mm
设计进度要求:
第一周:
选择题目以及查阅资料,为毕业设计做准备。
第二周:
查阅资料了解蜗轮蜗杆减速器。
第三周:
做设计书,按照老师要求,做好封皮、目录、摘要以及感谢。
第四周:
做目录一——三的内容第五周:
做目录四——六的内容
第六周:
做目录七——九的内容第七周:
做目录十——十一的内容第八周:
绘制装配图
指导教师(签名):
滁州职业技术学院毕业设计
摘要
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(电动机——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。
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。
关键词:
减速器,设计,绘图
II
滁州职业技术学院毕业设计
目录I.I.I..
1传动系统方案的选择4...
2运动学和动力学的计算5...
2.1电动机的选择5...
2.2传动装置的运动和动力参数计算6..
2.3运动和动力参数的计算结果列于下表6..
3传动件的设计计算8...
3.1蜗杆副的设计计算8...
3.2计算蜗杆传动等其他几何尺寸9..
4蜗杆副上作用力的计算1..1.
4.1设计参数1..1.
4.2蜗杆上的作用力1..1.
4.3蜗轮上的作用力1..1.
5减速器箱体的主要结构尺寸1..2
5.1箱体的尺寸1..2.
6、蜗杆轴的设计计算1..5.
6.1轴的详细计算1..5.
6.2结构设计1..5.
7键连接的设计1..9.
8轴、滚动轴承及键连接校核计算2..0
8.1轴的强度校核2..0.
8.2校核轴的强度2..1.
8.3蜗杆轴的挠度校核2..1.
8.4校核键连接强度2..2.
9低速轴的设计与计算2..3.
9.1轴的详细设计2..3.
9.2结构设计2..3.
十键连接的设计2..7.
十一润滑油的选择2..8.
十二附件设计2..9.
十三减速器附件的选择3..1.
致谢3..3..
参考文献3..4..
III
滁州职业技术学院毕业设计
传动系统方案的选择
锚链输送机由电动机驱动。
电动机1通过联轴器2将动力传入单级蜗杆减速
器3,再通过联轴器4,将动力传至输送锚机滚筒5,带动锚链6工作。
4
滁州职业技术学院毕业设计
2运动学和动力学的计算
2.1电动机的选择
2.1.1按工作要求和条件选用Y系列三相异步电动机
2.1.2传动滚筒所需功率
Pw=Fv/(1000ηW)=2500×0.7/(1000×0.96)=1.82KW锚链工作速度v的允许误差为+5%,所以传动功率的范围为
Pw=PW+0.05Pw=(1.729~1.911)KW
2.1.3传动装置效率
双头蜗杆传动效率η蜗=0.78
滚动轴承效率(每对)η轴=0.99
联轴器效率η联=0.99
传动滚筒效率ηW=0.96
所以:
η=η轴3?
η联2?
ηW?
η蜗=0.993×0.992×0.96×0.78=0.712电动机所需功率:
Pd=Pw/η=1.82/0.712=2.453KW
滚筒工作转速:
nw=60×1000×v=60×1000×0.7=44.59r/min
wD300
蜗杆头数为2的传动比i的范围为14~100,电动机转速的可选范围为:
nd=i?
nw=(14~27×)44.59=(624.26~1203.9)5r/min根据计算出的电动机容量和转速,查得所需的电动机Y系列三相异步电动机相应的技术参数及传动比的比较情况如下表所示:
方案
电动机型号
额定功率
Pedkw
电动机转速r/min
总传动比
同步转速
满载转速
1
Y132M-8
3
750
710
15.92
2
Y132S-6
3
1000
960
21.53
5
滁州职业技术学院毕业设计
3
Y100L2-4
3
1500
1430
32.07
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,可见第2方案比较适合。
因此选定电动机机型号为Y132S-6其主要性能如下表:
位:
mm
中心高
H
外形尺寸
底角安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
轴身尺寸
D×E
装键部位尺寸
F×G×D
L×(AC/2+AD)×
HD
132
475×345×315
216×140
12
38×80
10×33×38
2.2传动装置的运动和动力参数计算
1)各轴的转速
n0=960r/min
n0=960r/min
n1=n0=960r/min
n1=960r/min
n2=n1/i=960/21.53=44.59r/min
n2=44.59r/min
nw=n2=44.59r/min
nw=44.59r/min
2)各轴的输入功率
P1=Pdη联=2.453×0.99=2.428KW
P1=2.428KW
P2=P1η轴η蜗=2.428×0.99×0.78=1.875KW
P2=1.875KW
PW=P2η轴η联=1.875×0.99×0.99=1.838KW
PW=1.838KW
3)各轴的输入转矩
T0=9550Pd/n0=9550×2.453/960=24.400N?
m
T0=24.400N?
m
T1=9550P1/n1=9550×2.428/960=24.157N?
m
T1=24.157N?
m
T2=9550P2/n2=9550×1.875/44.59=401.618N?
m
T2=401.618N?
m
TW=9550WP/nW=9550×1.838/44.59=393.623N?
m
TW=393.623N?
m
滁州职业技术学院毕业设计
2.3运动和动力参数的计算结果列于下表
参数
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
滚筒轴
转速n(r/min)
960
960
44.59
44.59
输入功率P/KW
2.435
2.428
1.875
1.838
输入转矩T(N?
24.400
24.157
401.618
393.623
m)
传动比
50
滁州职业技术学院毕业设计
3传动件的设计计算
3.1蜗杆副的设计计算
3.1.1选择材料
蜗杆:
45钢,表面淬火45-55HRC;
蜗轮:
10-3铝青铜ZCuAl10Fe3,金属模铸造,假设相对滑动速度vs<6m/s
3.1.2确定许用应力
许用接触应力[σH]=120MPa
许用弯曲应力[σF]=90MPa
3.1.3参数的选择
蜗杆头数
Z
1=2
蜗轮齿数
Z
2=i?
Z1=21.53×2=43.06则Z2取44
使用系数
K
A=1.1
综合弹性系数
Z
E=160
接触系数Zρ
取d1/a=0.4由图12-11得,Zρ=2.8
3.1.4确定中心距a
a3KAT2(ZEZP)231.1401618(1602.8)2183.29mm
A2[H]120
取整:
a=185mm
d10.68a0.8750.681850.87565.5
若取m=8,d1=80mm则m2d15120mm3d2=mZ2=44×8=352mm
则中心距a为
11a(d1d2)(80352)216mm
22
3.1.5验算蜗轮圆周速度v2、相对滑动速度VS、及传动总效率η
1)蜗轮圆周速度v2
滁州职业技术学院毕业设计
2)导程角
由tanmz1arctanmz111.31
d1d1
3)相对滑动速度vs
与初选值相符,选用材料合适
4)传动总效率η
当量摩擦角'2.29
原估计效率0.712与总效率相差较大,需要重新验算
3.1.6复核m2d1
9KT2(ZE)23319.15m2d1z2[]H
所以原设计合理
所以强度足够
3.2计算蜗杆传动等其他几何尺寸
滁州职业技术学院毕业设计
3.2.1蜗杆相关几何尺寸
分度圆直径
d1mq80mm
齿顶高
ha1m8mm
全齿高
h12hamc2180.2817.6mm
齿顶圆直径
da1m(q2)8(102)96mm
齿根圆直径
df1m(q2.4)8(102.4)60.8mm
蜗杆螺旋部分长度
b1(110.06z2)m(110.0644)8109.12(因为当m<10时,b1加长15~25m,m故取b1=130mm;蜗杆轴向齿距Pa1m3.14825.12mm
3.2.2蜗轮相关几何尺寸
分度圆直径
d2352mm
齿顶圆直径
da2m(z22)8(442)368mm
齿根圆直径
df2m(z22.4)8(442.4)332.8mm
外圆直径
de2da21.5m380mm
蜗轮齿宽
b22m(0.5q1)61.07mm
轮缘宽度
B0.75da172mm
3.2.3热平衡计算
取油温t=70℃,空气温度t=20℃,通风良好,αt取15W/(m2·℃),传动效率η为0.712;
1000P1
(1)
由公式t1[t]得:
tA
10
滁州职业技术学院毕业设计
4蜗杆副上作用力的计算
4.1设计参数
1)高速轴
n
T
1=24157N·mm
1=960r/min
d
1=80mm
2)低速轴
T
2=401618N·mm
n
2=44.59r/min
d
2=352mm
4.2蜗杆上的作用力
1)圆周力Ft12dT1122840157603.925N
其方向与力作用点圆周速度方向相反
2)轴向力
Fa1Ft2
2T2
d2
2401618
352
2281.92N
其方向与蜗轮的转动方向相反
3)径向力Fr1Fa1tann830.55N
其中αn=20°其方向力由力的作用点指向轮1的转动中心
4.3蜗轮上的作用力
蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径
向力大小相等,方向相反,即蜗轮上的作用力为:
Fa2=Ft1;Ft2=Fa1;Fr2=Fr1
11
滁州职业技术学院毕业设计
5减速器箱体的主要结构尺寸
5.1箱体的尺寸
单位:
mm
名称
符号
尺寸关系
尺寸大小
箱座壁厚
δ
0.04α+3≥8
12
箱盖壁厚
δ1
δ1=0.085δ≥8
10
箱盖凸缘厚度
b1
1.5δ1
15
箱座凸缘厚度
b
1.5δ
18
箱座底凸缘厚度
b2
2.5δ
30
地角螺钉直径
df
0.036α+12
M20
地角螺钉数目
n
4
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df
M16
盖与座连接螺栓直径
d2
(0.5~0.6)df
M10
连接螺栓Md2的间距
l
150~200
170
轴承端盖螺钉直径
d3
(0.4~0.5)df
M8
视孔盖螺钉直径
d4
(0.3~0.64)df
M6
定位销直径
d
(0.7~0.8)d2
M8
Mdf、Md1、Md至外箱壁距离
C1
见表4-3
26,22,16
Mdf、Md1、Md至凸缘边缘距
C2
见表4-3
24,20,14
离
轴承旁凸台半径
R1
C2
14
12
滁州职业技术学院毕业设计
凸台高度
h
根据低速轴轴承座外径确定
外箱壁至轴承座端面距离
l1
C1+C2+(5~10)
55~60
箱盖、箱座肋骨
m1、m2
m1≈0.85δ1、m2≈0.85δ
8.5、10.2
轴承端盖外径
D2
D+(5~5.5),D-轴承外径(125)
130
轴承旁螺栓距离
s
s≈D2
130
代号
名称
代号
名称
Δ1
齿顶圆至箱体内壁距离
Δ7
箱底至箱底内壁的距离
Δ2
齿轮端面至箱体内壁距离
H
减速器中心高
轴承端面至箱体内壁距离
Δ3
轴承用脂润滑时
L1
箱体内壁至轴承座孔外端面的距离
轴承用油润滑时
Δ4
旋转零件间的轴向距离
L2
箱体内壁轴向间距
Δ5
齿轮顶圆至周彪面的距离
L3
轴承座孔外端面间距
Δ6
大齿轮顶圆至箱体底面内壁
e
轴承端盖凸缘厚度
间距
名称符号
尺寸关系尺寸大小
箱座壁厚δ
0.04α+3≥8
12
箱盖壁厚δ1
δ1=0.085δ≥8
10
箱盖凸缘厚度b1
1.5δ1
15
箱座凸缘厚度b
1.5δ
18
箱座底凸缘厚度
b2
2.5δ
30
13
滁州职业技术学院毕业设计
地角螺钉直径
df
0.036α+12
M20
地角螺钉数目
n
4
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df
M16
盖与座连接螺栓直径
d2
(0.5~0.6)df
M10
连接螺栓Md2的间距
l
150~200
170
轴承端盖螺钉直径
d3
(0.4~0.5)df
M8
视孔盖螺钉直径
d4
(0.3~0.64)df
M6
定位销直径
d
(0.7~0.8)d2
M8
Mdf、Md1、Md至外箱壁距
C1
见表4-3
26,22,16
离
Mdf、Md1、Md至凸缘边缘
C2
见表4-3
24,20,14
距离
轴承旁凸台半径
R1
C2
14
凸台高度
h
根据低速轴轴承座外径确定
外箱壁至轴承座端面距
l1
C1+C2+(5~10)
55~60
离
箱盖、箱座肋骨
m1、m2
m1≈0.85δ1、m2≈0.85δ
8.5、10.2
轴承端盖外径
D2
D+(5~5.5)D-轴承外径(125)
130
轴承旁螺栓距离
s
s≈D2
130
14
滁州职业技术学院毕业设计
6、蜗杆轴的设计计算
6.1轴的详细计算
6.1.1参数
P1=2.428KWn1=960r/min
T1=24.157N?
md=80mm,df160.8mmb1130mm
6.1.2材料的选择因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,所以选用常用的45号钢,考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动,因此蜗杆表面采用淬火处理。
6.1.3初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径。
因蜗杆轴外伸段上安装联轴器,故轴径可由下式求得:
9.55106PP
d33C3mm16.08mm
0.2[]nn
45钢的C值为118~107,故取118
6.2结构设计
6.2.1轴承部件结构设计蜗杆的速度为
d1n13.1480960
601000601000
当蜗杆圆周速度v≦4~5m/s时,采用蜗杆下置式当蜗杆圆周速度v>4~5m/s时,采用蜗杆上置式蜗杆下置时,润滑和冷却的条件比较好;
15
滁州职业技术学院毕业设计
∴结构采用蜗轮在上、蜗杆在下的结构。
为了方便蜗轮轴安装及调整,采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结构,对于蜗杆轴,可按轴上零件的安装顺序进行设计。
6.2.2各轴段的设计
1)轴段①的设计
因为该段轴上安装联轴器,故此段设计与联轴器同步设计。
为了补偿误差,故采用弹性联轴器,工作情况系数KA为2.3
TCKAT12.324.15755.56Nm
2)联轴器类型的确定及轴段①的设计
电动机的轴伸尺寸D×E=38×80
所以联轴器取型号为LT6弹性套住销联轴器,其公称转矩为250N·m,许用转速为3800r/min(钢),轴孔直径范围为32~42mm,毂孔直径取38mm,轴孔长度去60mm,J型轴孔,联轴器从动端代号为LT638×60GB/T4323-2002。
则相应的轴段直径为d1=38mm,轴段长度略小于轮毂直径,故取L1=58mm
3)轴段②的直径轴肩高度为
h(0.07~0.1)d1(0.07~0.1)802.66~3.8mm
故,轴段②的直径为
d2d12(2.66~3.8)63.32~65.6mm
该处选用密封毡圈油封,使用的毡圈类型为65F2/T902010-91,则d2=65mm
4)轴段③及轴段⑦的设计
因为轴段③及轴段⑦上安装轴承,考虑其受力情况,所以选用圆锥滚子轴承,轴段③上安装轴承,现取轴承为30214,轴承内径d=70mm,外径D=125mm宽,B=24mm,T=26.25,内圈定位轴肩直径da=79mm,外圈定位轴肩直径Da=110m,ma≈25.8mm
蜗杆采用油润滑,轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取Δ3=4mm,蜗杆浸油深度为
16
滁州职业技术学院毕业设计
(0.75~1)h1(0.75~1)17.6(13.2~17.6)mm
蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为
(Dda1)/2(12596)/214.5mm
故取d3=70mm,
即d3=d7=70mm,l3=l7=B=24mm
5)轴段②的长度设计
因为轴段②的长度除与轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件的尺寸有关。
取轴承座与蜗轮外圆之间的距离Δ=12mm(可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和向力内壁的位置)
由减速器箱体的主要结构尺寸可查轴承旁连接螺栓直径、箱体凸缘连接螺栓直径和地脚螺栓直径。
轴承端盖连接螺栓直径M8,取螺栓GB/T5782M8×35,故轴承端盖厚e=1.2×d端螺=1.2×8mm=9.6m,m取e=10mm。
调整垫片厚度Δt=2mm,联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K1=16mm。
轴承座外伸凸台高Δt‘=5mm,轴承座长度为L′55mm。
则:
L2=K1+e+Δt+L′-Δ3-L3=16+10+2+55-4-24=57mm
6)轴段④和轴段⑥的设计该轴段直径可以取轴承定位轴肩的直径:
d4=d6=79mm
轴段④和⑥的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与
内壁距离Δ1=15mm和蜗杆宽b1=130mm及,壁厚、凸台高、轴承座长等确定:
L4=L6=de2+Δ1+δ+Δt′-L′+Δ3-b1=106mm
22
7)轴段⑤的设计
轴段⑤即为蜗杆段长L5=b1=130mm分度圆直径为80mm,齿根圆直径df1=60.8mm
8)轴上力作用点间距
轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距a=25.8m,则可得轴的支点及受力点间的距离为
17
滁州职业技术学院毕业设计
l160L2L3Ta(30572426.2525.8)110.55mm1223
L5
l2l3TaL45(26.2525.810665)mm171.45mm
2342
9)蜗杆的基本尺寸单位:
mm
d1
l1
d2
l2
d3
l3
d4
l4
38
58
65
57
70
24
79
106
d5
l5
d6
l6
d7
l7
96
130
79
106
70
24
10)画出轴的结构及相应尺寸
18
滁州职业技术学院毕业设计
7键连接的设计联轴器与轴段①间采用A型普通平键连接,,键的类型为:
GB/T1096键10×8×32
19
滁州职业技术学院毕业设计
8轴、滚动轴承及键连接校核计算
8.1轴的强度校核
8.1.1
求出水平面的支承反力
8.1.2求出垂直面的支承反力
RAV
Fr1l3Fa1d1/2830.55171.452281.9280/2681.466Nl2l3171.45171.45
RBVFr1RAV830.55681.466149.084N
8.1.3
轴承A的总支承反力
301.9622681.4662745.371N
轴承B的总支承反力
RBRBH2RBV2301.9622149.0842336.760N
8.1.4绘弯矩图
1)绘垂直面的弯矩图
M1VRAVl2681.466171.45116837.35Nmm
2)绘水平面的弯矩图
M1HRHl2301.962171.4551771.47Nmm
3)蜗杆受力点截面右侧为
M1V'
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 机械设计 毕业设计 论文 蜗轮 蜗杆 减速器 解读
![提示](https://static.bdocx.com/images/bang_tan.gif)