单级蜗轮蜗杆减速器设计.docx
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单级蜗轮蜗杆减速器设计
第一章 绪论
1-1 减速器在国内外的状况
1.1.1国内的发展概况
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。
2.1.1国外发展概况
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。
1-2 课题研究的内容及拟采取的技术、方法
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部件等的设计。
第二章 传动装置总体设计
2-1 选择电动机
2.1.1选择电动机类型
按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机.
2.1.2选择电动机容量
工作机所需功率
=
式中 =1.8 , =0.65 .查文献[2]表10.7,得片式关节链 =0.95,滚动轴承 =0.99。
取 = =0.95 0.99=0.94,代入上式得
= = =1.24
从电动机到工作机输送链间的总效率 为
=
式中,查文献[2]表10.7,得
联轴器效率 =0.98
滚动轴承效率 =0.99
双头蜗杆效率 =0.8
滚子链效率 =0.96
则
=0.98 0.99 0.80 0.96=0.745
故电动机的输出功率
= = =1.67
因载荷平稳,电动机额定功率 只需略大于 即可。
查文献[2]中Y系列电动机技术数据表选电动机的额定功率 为2.2 。
2.1.3确定电动机转速
运输机链轮工作转速为
= = =24.11 r/min
查文献[2]表10.6得,单级蜗杆传动减速机传动比范围 11=10~40,链传动比 12 6,取范围 12=2~4,则总传动比范围为 =10 2~40 4=20~160.可见电动机转速可选范围为
=(20~160) 24.11=(482.2~3857.6)r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min四种。
查文献[2]表19.1,对应于额定功率 为2.2KW的电动机型号分别取Y132S-8型,Y112M-6型,Y100L-4型和Y90L-2型。
将以上四种型号电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-1。
表2-1
方案号电动机型号额定功率
(KW)同步转速
(r/min)满载转速
(r/min)总传动比
1Y132S-82.275071029.45
2Y112M-62.2100094038.99
3Y100L-42.21500142058.90
4Y90L-22.230002840117.79
通过对四种方案比较可以看出:
方案3选用的电动机转速较高,质量轻,价格低,与传动装置配合结构紧凑,总传动比为58.90,对整个输送机而言不算大。
故选方案3较合理。
Y100L-4型三相异步电动机的额定功率为 =2.2KW,满载转速n=1400r/min。
由文献[2]表19.2查得电动机中心高H=100 ,轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=28 和E=60 。
2-2确定传动装置总传动比和分配传动比
2.2.1总传动比
= = =58.90
2.2.2分配传动比
由 = 链 蜗杆,为使链传动的外部尺寸不致过大,初取传动比 链1 =3,则
蜗杆1 = = =19.63
取 蜗杆=20,则
链= = =2.95
2-3计算传动装置的运动和动力参数
2.3.1各轴转速
1 轴 n1=nm=1420r/min
2 轴 n2= =1420/20=71 r/min
3 轴 n3= =71/2.95=24.11 r/min
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2.3.2各轴的输入功率
1 轴 p1=p0 1=1.67 0.98=1.64
2 轴 p2=p1 =1.63 .080=1.31
3 轴 p3=p2 =1.31 0.99 0.96=1.24
2.3.3各轴的输入转矩
电机轴 T0=9550 =9550 1.67/1420=11.23
1 轴 T1=9550 =9550 1.63/1420=10.96
2 轴 T2=9550 =9550 1.31/71=176.20
3 轴 T3=9550 =9550 1.24/24.11=491.17
将以上算得的运动和动力参数列于表2-2。
表2-2
轴名
传动比i 效率
电机轴1.6711.23142010.98
1 轴
1.6310.961420
200.8
2 轴1.31176.2071
2.950.95
3 轴1.24491.1724.11
第三章 传动零件的设计
3-1蜗杆传动设计计算
3.1.1选择蜗杆传动类型
根据GB/T 10085-1988的推存,采用渐开线蜗杆(ZI)。
3.1.2选择材料
蜗杆:
根据库存材料的情况,并考虑到蜗杆传动传递的功率不大,速度只是中等,故蜗杆用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:
由公式 得
滑动速度
因而蜗轮用铸锡磷青铜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。
3.1.3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。
由文献[1]式(11-12),传动中心距
1.确定作用在涡轮上的转距
=176.20 =176200
2.确定载荷系数K
因工作载荷较稳定,故取载荷分布不均系数 ;由文献[1]表11-5选
取使用系数 ;由转速不高,冲击不大,可取动载荷系数KV=1.05;则
K= =1.15 1 1.05 1.21
3.确定弹性影响系数
因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故 =160
4.确定接触系数
假设蜗杆分度圆直径 和传动中心距a的比值 /a =0.35,从文献[1]图可查得 =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,可从文献[1]表11-7中查得蜗轮的基本许用应力 =268 。
应力循环次数 N=60j =601 7 1 16 300 20=4.091 0
寿命系数 = =0.6288
则 = =0.6288 268 =168.53
6.计算中心距
取中心距a=125 。
因 =20,从文献[1]表11-2中取模数m=5,蜗杆分度圆直径d1=50 。
这时d1/a=0.4,从文献[1]图11-18中可查得接触系数 =2.74。
因为 < ,因此以上计算结果可用。
3.1.4蜗杆与蜗轮
1.蜗杆
轴向齿距pa=zm=15.708
直径系数q=d1/m=10
齿顶圆直径da1=d1+2 m=50+2 1 5=60
齿根圆直径df1=d1 =50 (1+0.2) 5=38
导程角 =
蜗杆轴向齿厚Sa=0.5 m=7.8540
2.蜗轮
蜗轮齿数za=41
变位系数x2= 00
验证传动比 =z2/z1=41/2=20.5
=0.025=2.5%<5%(允许)
分度圆直径d2=mz2=5 41=205
齿顶圆直径da1=d2+2ha2=205+2 0.5 5=210
齿根圆直径df2=d2 hf2=205 1.2 5=188
蜗轮咽喉母圆半径Rg2=a da2=125 210=20
3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度
AF= YFa2
当量齿数 Zv2= = =43.48
由x2= 00,Zv2=43.48,查文献[1]图11-19可查得齿形系数YFa2=2.87
螺旋角系数 =1 =0.9192
许用弯曲应力 =
从文献[1]表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 =56
寿命系数 = =0.512
=56 0.512=28.646
= =16.482<
弯曲强度是满足的。
3-2 链传动设计
3.2.1链结构设计
1.选择链轮齿数Z 、Z
假定链速V<0.6 .由文献[1]表[1]中9-8选取小链轮齿数Z1=19,从动轮齿数Z2=iZ1=2.95 19=56.
2.计算功率Pca
由文献[1]表9-9选取工作情况系数kA=1,故
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Pca=KAP=1 1.31KW=1.31
3.确定链节数LP
初定中心距a0=40LP,则链节数为
L =
= =117.52节
取L =118节。
4.确定链条的节距P
由文献[1]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧是,可能出现链板疲劳强度破坏.由文献[1]表9-10查得小链轮齿数系数k =( ) =( ) =1,k =( ) =1.04选取单排链.有文献[1]表9-11查得多排链系数kP=1.0,故所需传递的功率为
P = = =1.26
根据小链轮转速n1=71r/min,功率P0=1.26 ,由文献[1]图9-13选取链号为12A的单排链.同时也证实原估计工作在功率曲线顶点左侧是正确的.由文献[1]表9-1查得链节距P=19.05 。
5.确定链长L及中心距a
L= 2.25
a=
=
=758
中心距减小量 a=(0.002~0.004) 758 =1.5~3.0
实际中心距 a¬’=a- a=758mm- (1.5~3.0) =756.5~755
取 a’=756
6.验算链速
v= =0.43 <0.6
与原假设相符.
7.作用在轴上的压轴力
FP=kFPFe
有效圆周力 Fe=1000 =1000× =3046.5
按水平布置,取压轴力系数kFP=1.15,故
FP=1.15×3046.5=3503
8.滚子链标记
12A-1×118 GB1243.1-83
滚子外径d1=11.91 ,内链节内宽b1=12.57 ,内链板高度h2=18.08 。
9.小链轮结构和材料
1)小链轮基本参数及主要尺寸
分度圆直径d d=P/sin(180º/Z)= =115.7
齿顶圆直径da da=
=124.45
分度圆弦齿高ha ha=0.27P=0.27×19.05=5.14
齿根圆直径df df=d-d1=115.7-11.91=103.79
齿侧凸缘直径dg dg≤Pcot(180º/Z) -1.04h2-0.76=94.60
查文献[1]表9-4的链轮毂孔最大许用直径dkmax=62
2)链轮齿形
采用三圆弧一直线齿形
齿面圆弧半径
remin=0.008d1(Z2+180)=0.008×11.91(192+180)=35.35
remax=0.12d1(Z+2)=0.12×11.91(19+2)=30.01
re=(35.35~30.01)
取re=32
齿沟圆弧半径
rimax=0.505d1+0.069
=0.505×11.91+0.069 =6.25
rimin=0.505d1=0.505×11.91=6.01
ri=(6.01~6.25)
取ri=6.1mm
齿沟角 αmin=120º-90º/Z=115.26º
αmaz=140º-90º/Z=135.26º
齿宽 bf1=0.95b1=0.95×12.57=11.94
倒角宽 ba=(0.1~0.15)P=(0.1~0.15)×19.05=1.91~2.86
取 ba=2
倒角半径 rx P=19.05
取 rx=20
齿侧凸缘圆角半径 ra=0.04P=0.76
链轮齿宽 bfn=(n-1)Pt+bf1=bf1=11.94
齿形按 3R GB/T 1244-1985 规定制造
3)链轮结构
小链轮采用整体形式
4)链轮材料
由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮轮齿啮合次数多,所受冲击也较严重,故小链轮采用较好的材料制造,选用40钢,表面淬火处理,硬度为40~50HRC.
3.2.2低速链传动静力强度计算与校核
由于链速V=0.43 <0.6 ,故按文献[1]式9-22校核静力强度.
Sca= = =10.21>8
故满足抗拉静力强度。
式中:
Flim-----单排链的极限拉伸载荷,查文献[1]表9-1取Flim=31.1
F1-------链的紧边工作拉力,由于向心力和悬垂拉力很小,故F1 Fe。
第四章 轴及轴承装置的设计
4-1 轴的设计
4.1.1绘制轴的布置简图和初定跨距
轴的布置如图4-1。
(a=125 )
初取轴承宽度分别为n1=22 ,n2=20 。
4-1
蜗杆轴(1轴)跨距
为提高蜗杆轴的刚度,应尽量缩小支承跨距,可按L1=(0.9~1.1)da2 公式计算
L1=(0.9~1.1) 210=(189~231)
取 L1=200
蜗杆两端滚动轴承对称布置,取s1=k1
蜗轮轴(2轴)跨距
S2=k2=da1+25=60+25=85
L2=2 S2=2 85=170
4.1.2蜗杆轴(1轴)的设计
1.选择轴的材料及热处理
选用45钢调质
2.轴的受力分析
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轴的受力简图如图4-2(a)所示。
图中
LAB=L1=200
LAC=LCB=100
①计算蜗杆的啮合力
Ft1=Fa2= = =438.4
Fa1=Ft2= = =1687.41
Fr1=Fr2= Ft2tan = Ft2 =1687.4 =626.33
②求水平面内的支承反力。
作水平面内的弯距图。
轴在水平面内的受力简图如图4-2(b)
RAX= = =219.2
RBX= Ft1 =438.4-219.2=219.2
MH= RAXLAC=219.2 100=21920
轴在水平面内的弯距图如图4-2(d)。
③求垂直面内的支承反力。
作垂直面内的弯距图。
轴在垂直面内的受力简图如图4-2(c)。
Ma1= = =42185.25
RAY= = =524.1
RBY= Fr1 =626.33-524.1=102.22
MV1= RAYLAC=524.1 100=52410
MV2= RBY LCB=102.22 100=10222
轴在垂直面内的弯距图如图4-2(e)
④求支承反力,作轴的合成弯距图,转距图。
轴的合成弯距图如图4-2(f)。
RA= = =568.09
RB= =241.87
(轴向力Fa1=1687.4N。
用于支承轴的滚动轴承拟选用圆锥滚子轴承,并采用两端固定组合方式,故轴向力作用在轴承A上。
)
MA=MB=0
M1= = =56809.28
M2= =24187.12
T= Ft1 =438.4 =10960
轴的转距图如图4-2(g)。
4-2
3.轴的初步设计
由文献[3]中式7-10
d
按文献[3]表7-1,轴的材料为45号钢调质处理, =637
按文献[3]表7-4,插值得[ ]=58.7
取折算系数 0.6
将以上数值代入轴计算截面(c截面)直径计算公式
d
= =21.82
4.轴的结构设计
按经验公式,减速器输入轴的轴端直径de
de=(0.8~1.2)dm=(0.8~1.2) 28=(22.4~33.6)
式中:
dm-----电动机轴直径, 。
参考联轴器标准轴孔直径,联减速器蜗杆轴的轴端直径de=25 。
根据轴上零件的布置,安装和定位需要,查文献[4]表5-2,初定各轴段的直径及长度。
其中轴颈。
轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。
减速器蜗杆轴的结构见图4-3
4-3
4.1.3蜗轮轴(2轴)的设计
1.选择轴的材料及热处理
选用45钢调质
2.轴的受力分析
轴的受力简图如图4-4(a)所示。
图中
LAB=L2=170 LAC=LCB=85
①计算蜗杆的啮合力
Fa2= = =438.4
Ft2= = =1687.41
Fr2= Ft2tan = Ft2 =1687.4 =626.33
②求水平面内的支承反力。
作水平面内的弯距图。
轴在水平面内的受力简图如图4-4(b)
RAX= = =843.7
RBX= Ft2 =1687.4-843.7=843.7
MH= RAXLAC=843.7 85=71714.5
轴在水平面内的弯距图如图4-4(d)
③求垂直面内的支承反力。
作垂直面内的弯距图。
轴在垂直面内的受力简图如图4-4(c)
Ma2= = =44936
RAY= = =48.84
RBY= Fr1 =626.33-48.84=577.94
MV1= RAYLAC=48.84 85=4151.4
MV2= RBY LCB=577.94 85=49086.65
轴在垂直面内的弯距图如图4-4(e)
④求支承反力,作轴的合成弯距图,转距图。
轴的合成弯距图如图4-4(f), 转距图如图4-4(g)
RA= = =845.11
RB= =1022.41
(轴向力Fa2=438.4N。
用于支承轴的滚动轴承拟选用圆锥滚子轴承,并采用两端固定组合方式,故轴向力作用在轴承A上。
)
MA=MB=0 M1= RA LAC =71834.35
M2= RB LCB =86904.85 T=T2=176200
4-4
3.轴的初步设计
由文献[3]中式7-10
d
按文献[3]表7-1,轴的材料为45号钢调质处理, =637
按文献[3]表7-4,插值得[ ]=58.7
取折算系数 0.6
将以上数值代入轴计算截面(c截面)直径计算公式
d
= =28.57
在此轴段开有一个键槽,直径增大4%,计算截面直径d 29.71 。
4.轴的结构设计
按经验公式,减速器从动轴的危险截面直径dd
dd=(0.3~0.35)a=(0.3~0.35) 125=37.5~43.75
按文献[4]表5-1,取减速器蜗轮轴的危险截面直径dd=45 。
根据轴上零件的布置,安装和定位需要,查文献[4]表5-2,初定各轴段的直径及长度。
其中轴颈。
轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。
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5楼
减速器蜗杆轴的结构见图4-5
4-5
4-2 滚动轴承的选择
4.2.1蜗杆轴(1轴)上滚动轴承的选择
按承载较大的滚动轴承选择其型号。
因支承跨距不大,故采用两端固定轴承组合方式。
轴承类型选为圆锥滚子轴承,轴承预期寿命取为96000h。
由前计算结果知:
轴承所受径向力Fr=568.09 ,Fa=1687.4 ,轴承工作转速n=1420r/min。
初选滚动轴承32306 GB/T279-1994,按文献[2]表14.4,基本额定动载荷Cr=81.5 ,基本额定静载荷Cor=96.5 。
Fa/Fr=1687.4/568.09=2.97>e=0.31
X=0.4 Y2=1.9
按文献[1]表13-6,载荷系数fp=1.2。
pr=(XFr+Y2Fa)=(0.4×568.09+1.9×1687.4)×1.2=4119.96N
Cjs=prL1/ε=pr(6
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