一级蜗轮蜗杆减速器课程设计模板.docx
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一级蜗轮蜗杆减速器课程设计模板.docx
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一级蜗轮蜗杆减速器课程设计模板
一、课程设计任务书
题目:
设计某带式传输机中的蜗杆减速器
工作条件:
工作时不逆转,载荷有轻微冲击;工作年限为10年,二班制。
已知条件:
滚筒圆周力F=4400N;带速V=0.75m/s;滚筒直径D=450mm。
二、传动方案的拟定与分析
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V≤4-5m/s,这正符合本课题的要求。
三、电动机的选择
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380V,型号选择Y系列三相异步电动机。
2、电动机功率选择
1)传动装置的总效率:
2)电机所需的功率:
3、确定电动机转速
计算滚筒工作转速:
按《机械设计》教材推荐的传动比合理范围,取一级蜗杆减速器传动比范围,则总传动比合理范围为I总=5~80。
故电动机转速的可选范围为:
。
符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。
根据容量和转速,由有关手册查出有四种适用的电动机型号,因此有四种传动比方案,综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第4方案比较适合,则选n=3000r/min。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132S1-2。
其主要性能:
额定功率5.5KW;满载转速2920r/min;额定转矩2.2。
四、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比
五、动力学参数计算
1、计算各轴转速
2、计算各轴的功率
P0=P电机=4.38KW
PⅠ=P0×η联=4.336KW
PⅡ=PⅠ×η轴承×η蜗杆=3.09KW
PⅢ=PⅡ×η轴承×η联=3.03KW
3、计算各轴扭矩
T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×4.38/2920=14.325N·m
TⅠ=9.55×106P/nⅠ=9.55×106×4.3362/2920=14.1818N·m
TⅡ=9.55×106P/nⅡ=9.55×106×3.09/63.69=463.33N·m
TⅢ=9.55×106P/nⅡ=9.55×106×3.03/63.69=454.33N·m
六、传动零件的设计计算
Ø蜗杆传动的设计计算
1、选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。
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45~55HRC。
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。
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P254式(11—12),传动中心距
(1)确定作用在蜗杆上的转矩
按,估取效率=0.72,则==468667N.mm
(2)确定载荷系数K
因工作载荷有轻微冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表11—5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11—18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P254表11—7查得蜗轮的基本许用应力=268。
由教材P254应力循环次数
寿命系数
则
(6)计算中心距
(6)取中心距a=180mm,因i=45.85,故从教材P245表11—2中取模数m=6.3mm,蜗轮分度圆直径=63mm这时=0.35从教材P253图11—18中可查得接触系数=2.9因为=,因此以上计算结果可用。
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;
分度圆导程角;蜗杆轴向齿厚mm。
(2)蜗轮
蜗轮齿数48;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=315mm
蜗轮齿根圆直径
蜗轮咽喉母圆半径mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数
根据从教材P255图11—19中可查得齿形系数
螺旋角系数
从教材P255知许用弯曲应力
从教材P256表11—8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
可见弯曲强度是满足的。
6、验算效率
已知=;;与相对滑动速度有关。
从教材P264表11—18中用插值法查得=0.01632,代入式中得=0.824,大于原估计值,因此不用重算。
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/T10089—1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择9级精度,侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089—1988。
然后由参考文献[5]P187查得蜗杆的齿厚公差为=71μm,蜗轮的齿厚公差为=130μm;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6μm,蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μm和3.2μm。
8.热平衡核算
初步估计散热面积:
取(周围空气的温度)为。
七、轴的设计计算
Ø输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45调质,硬度217~255HBS
根据教材P370(15-2)式,并查表15-3,取A0=115
d≥115(5.9/1500)1/3mm=18.1mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则:
d=18.1×(1+5%)mm=19.1mm
∴选d=30mm
2、轴的结构设计
(1)轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央,相对两轴承对称布置,两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。
(2)确定轴各段直径和长度
段:
直径d1=30mm长度取L1=60mm
段:
由教材P364得:
h=0.08d1=0.08×30=2.4mm
直径d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,长度取L2=50mm
段:
直径d3=40mm
初选用7008C型角接触球轴承,其内径为40mm,宽度为15mm,并且采用套筒定位;故段长:
L3=40mm
由教材P364得:
h=0.08d3=0.08×50=4mm
d4=d3+2h=40+2×4=50mm长度取L4=90mm
Ⅴ段:
直径d5=80mm长度L5=120mm
Ⅵ段:
直径d6=d4=50mm长度L6=90mm
Ⅶ段:
直径d7=d3=40mm长度L7=L3=40mm
初选用7008C型角接触球轴承,其内径为40mm,宽度为15mm。
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=490mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求小齿轮分度圆直径:
已知d1=80mm=0.08m
②求转矩:
已知T2=91.7N·m、T1=54.8N·m
③求圆周力:
Ft
根据教材P198(10-3)式得:
=2T1/d1=2X54.8/80X=1370N
=2T2/d2=590N
④求径向力Fr
根据教材P198(10-3)式得:
Fr=·tanα=590×tan200=214.7N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=182.5mm
⏹绘制轴的受力简图
⏹绘制垂直面弯矩图
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr1/2=107.35N
FAZ=FBZ=/2=685N
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:
MC1=FAyL/2=19.6N·m
⏹绘制水平面弯矩图
图7-1
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=685×182.5×=125N·m
⏹绘制合弯矩图
MC=(MC12+MC22)1/2=(19.62+1252)1/2=126.5N·m
⏹绘制扭矩图
转矩:
T=T=54.8N·m
⏹校核危险截面C的强度
∵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α=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。
Ø输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
根据教材P370页式(15-2),表(15-3)取A0=115
d≥A0(P2/n2)1/3=115(5.31/553)1/3=24.4mm
取d=58mm
2、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,右轴承和链轮依次从右面装入。
(2)确定轴的各段直径和长度
段:
直径d1=58mm长度取L1=80mm
段:
由教材P364得:
h=0.08d1=0.09×58=5.22mm
直径d2=d1+2h=58+2×5.22≈66mm,长度取L2=50mm
段:
直径d3=70mm
由GB/T297-1994初选用7014C型圆锥滚子轴承,其内径为70mm,宽度为20mm。
故段长:
L3=40mm
Ⅳ段:
直径d4=82mm
由教材P364得:
h=0.08d3=0.08×82=6.56mm
d4=d3+2h=70+2×6.682=82mm长度取L4=110mm
Ⅴ段:
直径d5=d3=70mmL5=40mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=150mm
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d2=82mm
②求转矩:
已知T2=T=91.7N·m
③求圆周力Ft:
根据教材P198(10-3)式得
=2T2/d2=590N
④求径向力Fr:
根据教材P198(10-3)式得
Fr=·tanα=3586.4×tan200=1370N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=75mm
⏹求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ
FAY=FBY=Fr/2=107.35N
FAX=FBX=/2=295N
⏹由两边对称,截面C的弯矩也对称,截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=107.35×75×=8N·m
⏹截面C在水平面弯矩为
MC2=FAXL/2=295×75×=22.125N·m
⏹计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2=(82+22.1252)1/2=23.54N·m
图7-2
⏹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α=1,
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。
∴此轴强度足够
八、链及链轮的选择
1、选择链轮齿数
取小链轮尺数=19,由前面计算知则大链轮齿数
2、确定计算功率
由教材P178表9—6查得,由教材P179图9—13查得,单排链,则由教材P178式(9-15)得计算功率为
3、选择链条型号和齿距
根据及查教材P176图9-11,可选20A-1。
查教材P167表9-1得链条节距为P=25.4mm。
4、计算链节数和中心距
初选中心距
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