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在蜗杆作为制动装置时,蜗轮,蜗杆的啮合,可使机器在运行时停下来,这个过程中蜗杆蜗轮的啮合静摩擦达到最大,可使运动中的机器在瞬间停止。
在工业生产中既节省了时间又增加了生产效率,而在工艺装备的机械减速装置,深受用户的美誉,是眼前当代工业装备实现大小扭矩,大速比,低噪音,高稳定机械减速传动独揽装置的最佳选择。
(2)方案拟订
A、箱体
(1):
蜗轮蜗杆箱体内壁线的确定;
(2):
轴承孔尺寸的确定;
(3):
箱体的结构设计;
a.箱体壁厚及其结构尺寸的确定b.轴承旁连接螺栓凸台结构尺寸的确定
c.确定箱盖顶部外表面轮廓d.外表面轮廓确定箱座高度和油面
e.输油沟的结构确定f.箱盖、箱座凸缘及连接螺栓的布置
B、轴系部件
(1)蜗轮蜗杆减速器轴的结构设计
a.轴的径向尺寸的确定b.轴的轴向尺寸的确定
(2)轴系零件强度校核
a.轴的强度校核b.滚动轴承寿命的校核计算
C、减速器附件
a.窥视孔和视孔盖b.通气器c.轴承盖d.定位销
e.油面指示装置f.油塞g.起盖螺钉=(10~40)×
73.96=rmin
符合这范围的电动机同步转速有750、1000、1500、3000rmin四种,现以同步转速1000rmin和1500rmin两种常用转速的电动机进行分析比较。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、传动比及市场供应情况,选取比较合适的方案,现选用型号为Y132M—4。
2.1.3确定传动装置的传动比及其分配
减速器总传动比及其分配:
减速器总传动比i==144073.96=19.47
式中i—传动装置总传动比
—工作机的转速,单位rmin
—电动机的满载转速,单位rmin
2.1.4计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴的输入功率
轴ⅠP=P=5.92×
0.99×
0.99=5.8kW
轴ⅡP=P=5.8×
0.8=4.54kW
(2)各轴的转速
电动机:
=1440rmin
轴Ⅰ:
n==1440rmin
轴Ⅱ:
n==144019.47=73.96rmin
(3)各轴的输入转矩
电动机轴:
=9550pdnm=9550×
5.921440=39.26Nm
T=9550p1n1=9550×
5.81440=38.46Nm
T=9550p2n2=9550×
4.5473.96=586.22Nm
上述计算结果汇见表3-1
表3-1传动装置运动和动力参数
输入功率(kW)
转速n(rmin)
输入转矩(Nm)
传动比
效率
电动机轴
5.92
1440
39.26
1
0.98
轴Ⅰ
5.8
38.36
19.47
0.784
轴Ⅱ
4.54
73.96
586.22
2.2传动零件的设计计算
2.2.1蜗轮蜗杆传动设计
一.选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度
根据GBT的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)蜗杆材料选用45钢,整体调质,表面淬火,齿面硬度45~50HRC。
蜗轮齿圈材料选用ZCuSn10Pb1,金属模铸造,滚铣后加载跑合,8级精度,标准保证侧隙c。
二.计算步骤
1.按接触疲劳强度设计
设计公式≥mm
(1)选z1,z2:
查表7.2取z1=2,
z2=z1×
n1n2=2×
144073.96=38.94≈39.
z2在30~64之间,故合乎要求。
初估=0.82
(2)蜗轮转矩T2:
T2=T1×
i×
=9.55×
106×
5.8×
19.47×
0.821440=614113.55Nmm
(3)载荷系数K:
因载荷平稳,查表7.8取K=1.1
(4)材料系数ZE
查表7.9,ZE=156
(5)许用接触应力[0H]
查表7.10,[0H]=220Mpa
N=60×
jn2×
Lh=60×
73.96×
1×
12000=5.325×
107
ZN===0.
[H]=ZN[0H]=0.×
220=178.5Mpa
(6)md1:
md1≥=1.1×
614113.55×
=2358.75mm
(7)初选m,d1的值:
查表7.1取m=6.3,d1=63
md1=2500.47〉2358.75
(8)导程角
tan==0.2
=arctan0.2=11.3°
(9)滑动速度Vs
Vs=
=4.84ms
(10)啮合效率
由Vs=4.84ms查表得ν=1°
16′
1=
=0.20.223=0.896
(11)传动效率
取轴承效率2=0.99,搅油效率3=0.98
=1×
2×
3=0.896×
0.98=0.87
T2=T1×
0.871440=651559.494Nmm
(12)检验md1的值
md1≥=0.×
651559.494×
=1820<2500.47
原选参数满足齿面接触疲劳强度要求
2.确定传动的主要尺寸
m=6.3mm,=63mm,z1=2,z2=39
(1)中心距a
a==154.35mm
(2)蜗杆尺寸
分度圆直径d1d1=63mm
齿顶圆直径da1da1=d1+2ha1=(63+2×
6.3)=75.6mm
齿根圆直径df1df1=d1﹣2hf=63﹣2×
6.3
(1+0.2)=47.88mm
导程角tan=11.°
右旋
轴向齿距Px1=πm=3.14×
6.3=19.78mm
齿轮部分长度b1b1≥m(11+0.06×
z2)=6.3×
(11+0.06×
39)=84.04mm
取b1=90mm
(2)蜗轮尺寸
分度圆直径d2d2=m×
z2=6.3×
39=245.7mm
齿顶高=11.°
轴向齿距Px2=Px1=πm=3.14×
蜗轮齿宽b2b2=0.75da1=0.75×
75.6=56.7mm
齿宽角sin(α2)=b2d1=56.763=0.9
蜗轮咽喉母圆半径rg2=a—da22=154.35﹣129.15=25.2mm
(3)热平衡计算
①估算散热面积A
A=
②验算油的工作温度ti
室温:
通常取。
散热系数:
Ks=20W(㎡·
℃)。
73.45℃<80℃
油温未超过限度
(4)润滑方式
根据Vs=4.84ms,查表7.14,采用浸油润滑,油的运动粘度V40℃=350×
10-6㎡s
(5)蜗杆、蜗轮轴的结构设计(单位:
mm)
①蜗轮轴的设计
最小直径估算
dmin≥c×
c查《机械设计》表11.3得c=120dmin≥=120×
=47.34
根据《机械设计》表11.5,选dmin=48
d1=dmin+2a=56a≥(0.07~0.1)dmin=4.08≈4
d2=d1+(1~5)mm=56+4=60
d3=d2+(1~5)mm=60+5=65
d4=d3+2a=65+2×
6=77a≥(0.07~0.1)d3=5.525≈6
≥c×
=120×
=19.09取dmin=30
d1=dmin+2a=20+2×
2.5=35a=(0.07~0.1)dmin
d2=d1+(1~5)=35+5=40
d3=d2+2a=40+2×
2=44a=(0.07~0.1)d2
d4=d2=40
≥=120×
=47.34mm
根据《机械设计》表11.5,选dmin=63
(3)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,可将齿轮按排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,周向固定靠平键和过渡配合。
两轴承分别以轴肩和套筒定位,周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.
键联接作周向固定。
轴做成阶梯形,左轴承从做从左面装入,齿轮、套筒、右轴承和联轴器依次右面装到轴上。
②确定轴各段直径和长度
Ⅰ段d1=50mmL1=70mm
Ⅱ段选30212型圆锥滚子轴承,其内径为60mm,宽度为22mm。
故Ⅱ段直径d2=60mm。
Ⅲ段考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端盖与箱体内壁应有一定距离,则取套筒长为38mm。
故L3=40mm,d3=65mm。
Ⅳ段d4=77mm,L4=70mm
Ⅴ段d5=d4+2h=77+2×
5.5=88mm,L5=8mm
Ⅵ段d6=65mm,L6=22mm
Ⅶ段d7=d2=760mm,L7=25
(4)按弯扭合成应力校核轴的强度
①绘出轴的结构与装配图(a)图
②绘出轴的受力简图(b)图
③绘出垂直面受力图和弯矩图(c)图
N
N
轴承支反力:
FRBV=Fr+FRAV=33.88+16.94=50.82N
计算弯矩:
截面C右侧弯矩
截面C左侧弯矩
④绘制水平面弯矩图(d)图
截面C处的弯矩
⑤绘制合成弯矩图(e)图
Nm
图3.2低速轴的弯矩和转矩
(a)轴的结构与装配(b)受力简图(c)水平面的受力和弯矩图
(d)垂直面的受力和弯矩图(e)合成弯矩图(f)转矩图(g)计算弯矩图
⑥绘制转矩图(f)图
×
105Nmm=586Nm
⑦绘制当量弯矩图(g)图
转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化,取0.6,截面C处的当量弯矩为
⑧校核危险截面C的强度
<,安全。
2.3.2轴的结构见图3.3所示
图3.3蜗轮轴的结构图
2.3.3蜗杆轴的设计
(1)选择轴的材料
选取45钢,调质处理,硬度HBS=230,强度极限=650Mpa,屈服极限=360Mpa,弯曲疲劳极限=300Mpa,剪切疲劳极限=155Mpa,对称循环变应力时的许用应力=60Mpa。
(2)初步估算轴的最小直径
dmin≥cx=120x=19.09取dmin=20
按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d=35mm,初选轴承型号为30207圆锥滚子轴承(GBT297—94),采用蜗杆轴结构,其中,齿根圆直径mm,分度圆直径mm,齿顶圆直径mm,长度尺寸根据中间轴的结构进行具体的设计,校核的方法与蜗轮轴相类似,经过具体的设计和校核,得该蜗杆轴结构是符合要求的,是安全的,轴的结构见图3.4所示:
图3.4蜗杆轴的结构草图
第三章轴承的选择和计算
3.1蜗轮轴的轴承的选择和计算
按轴的结构设计,初步选用30212(GBT297—94)圆锥滚子轴承,内径d=60mm,外径D=110mm,B=22mm.
(1)计算轴承载荷
①轴承的径向载荷
轴承A:
轴承B:
②轴承的轴向载荷
轴承的派生轴向力
查表得:
30212轴承15°
38′32″
所以,=17.173N
=23.89N
无外部轴向力。
因为<,轴承A被“压紧”,所以,两轴承的轴向力为
③计算当量动载荷
由表查得圆锥滚子轴承30211的
取载荷系数,
<e
取X=1,Y=0,则
3.2蜗杆轴的轴承的选择和计算
按轴的结构设计,选用30207圆锥滚子轴承(GBT297—94),经校核所选轴承能满足使用寿命,合适。
具体的校核过程略。
3.3减速器铸造箱体的主要结构尺寸(单位:
(1)箱座(体)壁厚:
=≥8,取=15,其中=154.35;
(2)箱盖壁厚:
=0.85≥8,取=12;
(3)箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度:
,;
(4)地脚螺栓直径及数目:
根据=154.35,得,取df=18,地脚螺钉数目为4个;
(5)轴承旁联结螺栓直径:
(6)箱盖、箱座联结螺栓直径:
=9~14.4,取=12;
(7)表2.5.1轴承端盖螺钉直径:
高速轴
低速轴
轴承座孔(外圈)直径
100
130
轴承端盖螺钉直径
12
16
螺钉数目
6
(8)检查孔盖螺钉直径:
本减速器为一级传动减速器,所以取=10;
(9)轴承座外径:
,其中为轴承外圈直径,
把数据代入上述公式,得数据如下:
高速轴:
,取,
低速轴:
,取;
(10)表2.5.2螺栓相关尺寸:
18
=12
锪孔直径
36
30
26
至箱外壁的距离
24
20
至凸缘边缘的距离
(11)轴承旁联结螺栓的距离:
以螺栓和螺钉互不干涉为准尽量靠近,一般取;
(12)轴承旁凸台半径:
20,根据而得;
(13)轴承旁凸台高度:
根据低速轴轴承外径和扳手空间的要求,由结构确定;
(14)箱外壁至轴承座端面的距离:
,取=48;
(15)箱盖、箱座的肋厚:
>0.85,取=12,≥0.85,取=14;
(16)大齿轮顶圆与箱内壁之间的距离:
≥,取=16;
(17)铸造斜度、过渡斜度、铸造外圆角、内圆角:
铸造斜度=1:
10,
过渡斜度=1:
20,铸造外圆角=5,铸造内圆角=3。
第四章其他零件设计
4.1键联接的选择和强度校核
4.1.1高速轴键联接的选择和强度校核
高速轴采用蜗杆轴结构,因此无需采用键联接。
4.1.2低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核
(1)选用普通平键(A型)
按低速轴装蜗轮处的轴径d=77mm,以及轮毂长=73mm,
查表,选用键22×
14×
63GB1096—2003。
(2)强度校核
键材料选用45钢,查表知,键的工作长度mm,mm,按公式的挤压应力
小于,故键的联接的强度是足够的。
4.2联轴器的选择和计算
4.2.1高速轴输入端的联轴器
计算转矩,查表取,有,
,查表选用TL5型弹性套柱销联轴器,材料为35钢,许用转矩,许用转速rmin,标记:
LT5联轴器30×
50GB4323—84。
选键,装联轴器处的轴径为30mm,选用键8×
7×
45GB1096—79,
对键的强度进行校核,键同样采用45钢,有关性能指标见(2.6.2),键的工作长度mm,mm,按公式的挤压应力
<,合格。
所以高速级选用的联轴器为LT5联轴器30×
50GB4323—84,所用的联结键为8×
45GB1096—79。
4.2.2低速轴输出端的联轴器
根据低速轴的结构尺寸以及转矩,选用联轴器LT8联轴器50×
70GB4323—84,所用的联结键为14×
9×
60GB1096—79,经过校核计算,选用的键是符合联结的强度要求的,具体的计算过程与上面相同,所以省略。
4.3减速器的润滑
减速器中蜗轮和轴承都需要良好的润滑,起主要目的是减少摩擦磨损和提高传动效率,并起冷却和散热的作用。
另外,润滑油还可以防止零件锈蚀和降低减速器的噪声和振动等。
本设计选取润滑油温度时的蜗轮蜗杆油,蜗轮采用浸油润滑,浸油深度约为h1≥1个螺牙高,但油面不应高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心。
4.4部分零件加工工艺过程
4.4.1轴的加工工艺过程
轴的工艺过程相对于箱盖,底座要简单许多,本设计输出轴的一般工艺过程为:
(1)落料、锻打
(2)夹短端、粗车长端端面、打中心孔
(3)夹短端、粗车长端各档外圆、倒角
(4)反向夹长端,粗车短端外圆、倒角、粗车短端端面、打中心孔
(5)热处理
(6)夹短端,半精车短端外圆
(7)反向夹长端,半精车短端外圆
(8)磨长端外圆
(9)反向磨短端外圆
(10)铣两键槽
(11)加工好的蜗轮轴
4.4.2箱体加工工艺过程
蜗轮蜗杆减速器的箱盖和箱体,它们的工艺过程比较复杂,先是箱盖和箱体分别单独进行某些工序,然后合在一起加工,最后又分开加工。
箱盖单独先进行的工序有:
(1)箱盖铸造
(2)回火、清沙、去毛刺、打底漆、毛坯检验
(3)铇视孔顶面
(4)铇剖分面
(5)磨剖分面
(6)钻、攻起盖螺钉
完成前述单独工序后,即可进行下列工序:
(1)箱盖、箱体对准合拢,夹紧;
钻、铰定位销孔,敲入圆锥销
(2)钻箱盖和箱体的联接螺栓孔,刮鱼眼坑
(3)分开箱壳,清除剖分面毛刺、清理切屑
(4)合拢箱壳,敲入定位销,拧紧联接螺栓
(5)铣两端面
(6)粗镗各轴轴承座孔
(7)精镗各轴轴承座孔
(8)钻、攻两端面螺孔
(9)拆开箱壳
(10)装上油塞,箱体地脚螺栓孔划线
(11)钻地脚螺栓孔、刮鱼眼坑
(12)箱盖上固定视孔盖的螺钉孔划线
(13)钻、攻固定视孔盖的螺钉孔
(14)去除箱盖、箱体接合面毛刺,清除铁屑
(15)内表面涂红漆
结论
这次通过对已知条件对蜗轮蜗杆减速器的结构形状进行分析,得出总体方案.按总体方案对各零部件的运动关系进行分析得出蜗轮蜗杆减速器的整体结构尺寸,然后以各个系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算,得出各零部件的具体尺寸,再重新调整整体结构,整理得出最后的设计图纸和说明书.此次设计通过对蜗轮蜗杆减速器的设计,使我对成型机械的设计方法、步骤有了较深的认识.熟悉了蜗轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法;
掌握了如何选用标准件,如何查阅和使用手册,如何绘制零件图、装配图;
以及设计非标准零部件的要点、方法。
这次设计贯穿了所学的专业知识,综合运用了各科专业知识,查各种知识手册从中使我学习了很多平时在课本中未学到的或未深入的内容。
我相信这次设计对以后的工作学习都会有很大的帮助。
由于自己所学知识有限,而机械设计又是一门非常深奥的学科,设计中肯定存在许多的不足和需要改进的地方,希望老师指出,在以后的学习工作中去完善它们。
参考文献
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