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1.电动机的选择1
2.蜗轮、蜗杆的设计计算2
3.传动装置的运动、动力参数计算5
4.轴的校核计算6
5.啮合件及轴承的润滑方法、润滑剂牌号及装油量……13
6.密封方式的选择13
7.箱体机构设计13
&附件及其说明14
9.参考文献16
、电动机的选择
工作机的有效功率为
PW-
式中F——输送带的有效拉力,N;
V输送带的线速度,m/s;
Pd
L295=1.823kW
0.71
从电动机到工作机输送带间的总效率为
十12.2.45
式中I——电动机与蜗杆之间的联轴器的传动效率,暂选0.99;
2——蜗轮轴与卷筒轴之间的联轴器的传动效率,暂选0.99;
3――滚动轴承的传动效率,暂选0.98;
4――双头蜗杆的传动效率,查表取0.79;
5――卷筒的传动效率,查表取0.96。
工作机主动轴转速为
nW
60100CV
式中d卷筒直径,mm
故
nW601000V
601000I=51.4r∕min
二260
总的传动比即是蜗轮蜗杆的传动比,查表知i=10~80,所以电动机转速的可
选范围为
nd^nWi51.4(10~80)=514~4112r/min
由电动机工作功率及可选转速查表,选择Y系列三相鼠笼型异步电动机
Y112M-6。
并且查得该电动机的额定功率为2.2kW,满载转速为n^940r∕min,
轴径28mm,轴座中心高112mm。
电动机型号
额定功率
kW
满载转速Z
(r/min)
起动转矩Z额定转矩
最大转矩Z额定转矩
Y112M-6
2.2
940
2.0
2.0
确定传动比为
nm940CC
im18.29
nW51.4
蜗轮齿数
Z2=Z1i=218.29=36.5837
所以最终确定传动比i=18.5°
蜗轮、蜗杆的设计计算
蜗杆输入功率为
R=2pw=1f295=1.796kW
2f450.990.9820.790.96
转速n1=940rZmin,传动比i=18.5。
(1)材料选择及热处理方式
减速器传递功率不大,速度不高,蜗杆选用材料45钢调制处理,齿面硬度
220~250HBW,蜗轮缘选用材料铸造铝青铜(ZCuAloFe3),金属模铸造。
(2)蜗杆头数及蜗轮齿数
蜗杆头数Z1=2,蜗轮齿数为Z^iZ^18.52=37。
(3)按齿面接触疲劳强度确定模数和蜗杆分度圆直径
CZY
m1X9KT2—[E]
蜗轮轴转矩
R
E=itlT=18.5乂0.71汉9.55M106-L=2.397乂105Nmm
m
载荷系数
K=KAK.Ki
由表9.4查得使用系数KA“.°;预估蜗轮圆周速度V2"3m∕s,则动载系数K'∙∙=j°;因为工作载荷平稳,故齿向载荷分布系数α".oO所以K=KAKK,1.01.01∙0=1∙0O
Uh=18OMPa
查表9.6得蜗轮材料的许用接触应力。
材料弹性系数ZE:
对于青铜或者铸铁蜗轮与钢制蜗杆配对时,取ZE=160MPao
2ZE2516023
m2d1-9KT2(E)=91.02.397105()=1245.1mrfi
z2[二]H37180
模数及蜗杆分度圆直径由表9.1取标准值,分别为:
模数m=5mm,蜗杆分度圆直径d^50mmo
(4)计算传动中心距
蜗轮分度圆直径:
d2=mz=5X37mm=185mm
亠、d1+d250+185一
中心距a117.5mm。
1
取a二尹1
22
+d2+2xm)=120mm,得χ=0.5。
(5)验算蜗轮圆周速度、相对滑动速度、传动效率
V2
二d2n2
601000
TlX185×
940
18.5
601000
=0.49m/S
蜗轮圆周速度
与假设相符
d1
蜗杆导程角=arctanmz1=arctan—2=11.31=111836
相对滑动速度
与预测吻合较好。
当量摩擦角由表9.7得
;-'=252'
-(0.95~0.96)
tan
tan「
tan11.31^
tan11.312.52
=0.752~0.760
验算啮合效率
与初取值相近。
(6)计算蜗轮蜗杆的主要几何尺寸
名称
符
计算公式及结果
号
蜗杆
蜗轮
齿顶咼
hr
G
h已=m=5mm
h存=(1+x)m=7.5mm
齿根高
hf
hf1=1.2m=6mm
hf2=(1.2—x)m=3.5mm
全齿高
h
h1=2.2m=11mm
h2=2.2m=11mm
分度圆直径
d
d1=50mm
d2=mz2=185mm
齿顶圆直径
d∂
d母=d1+2h隹=60mm
da2=d2+2ha2=200mm
齿根圆直径
df
df1=d1-2hf1=38mm
df2=d2-2hf2=178mm
蜗杆分度圆
上导程角
7
Y=arctan(z1m∕d1)=11.31°
蜗轮分度圆
上螺旋角
%
駡=Y=11.31°
节圆直径
d'
d1'=d1+2xm=55mm
F
d2=d2=185mm
传动中心距
a'
H1
a"=-(d1+d2+2xm)=120mm
2
蜗杆轴向齿距
p⅛
Pg=jlm=15.7
蜗杆螺旋线
导程
PS
PS=ZIP芒=31.4
蜗杆螺旋部分长度
L
一X1Z
2
0.5
L≥(11+0.1z2)m=73.5mm
按照结构,取80mm
蜗轮外圆直径
de2
z∣=2
d礬≤da2+1∙5m=207.5mm取
208mm
蜗轮齿宽
b2
W=2
b2≤0.75d^=45mm取45mm
齿根圆弧面
半径
R1
R∣=d尹/2+0.2m=31mm
齿顶圆弧面
半径
R2
R2=df1/2+0.2m=20mm
齿宽角
6
θλβ
Sin$丸b2/(dg-0.5m)月=103
(7)热平衡计算
环境温度取to=20C,工作温度取t=70C,传热系数取kt-15W∕(m■C)
1000R(1-口)
KS(ttO)
10001.796[1-0.75)
15(70-20)
2
0.59m
需要的散热面积
(8)精度等级及侧隙种类
V2=0.49m∕s,取9级精度,侧隙种类代号为C,即传动9cGB/T10089-199&
(9)蜗轮蜗杆的结构设计及工作图绘制(见图纸)
三、传动装置的运动、动力参数计算
蜗杆轴转速:
n1=nm=940r∕min
蜗轮轴转速:
∏1940CnO,.
n2150.8r∕mi∏
N18.5
蜗杆轴功率:
P=PΛ=1.823><0.99kW=1.805kW
蜗轮轴功率:
£=匕对4=1.805X0.79X0.98kW=1.397kW
卷筒轴功率:
P3=F223=1.3970.990.98kW=1.355kW
电动机轴的输出转矩:
Td=9.55106-Pd=9.55106182^=1.852IO4Nmmnm940
蜗杆轴转矩:
T^=TdI=1.8521040.99=1.833104Nmm
蜗轮轴转矩:
T2=T134i=2.625105Nmm
卷筒轴转矩:
T3=T223=2.547105Nmm
带式传动装置的运动和动力参数
轴名
功率P/kW
转矩
T∕(N.mm)
转速
n/(r/min)
传动比i
效率η
电机轴
1.823
1.852X104
940
1
0.99
转轴I
1.805
4
1.833X10
940
18.5
0.76
转轴U
1.397
5
2.625X10
50.8
1
0.94
卷筒轴
1.355
5
2.547X10
50.8
四、轴的校核计算
已知涡轮轴输出功率P=1.397kW,转矩T=262500N.mm,转速n=50.8r∕min。
蜗轮分度圆直径d=185mm,齿宽b=45mm,圆周力
Q-I-Q乂OQWCC
Ft2二一2==2837.84N,径向力Fr1=Ft2tan:
=1032.89N,轴向力
d2185
2T12汉18330
Fa2=Ft11733.2N。
d150
(1)材料选择
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,正
火回火处理,毛坯用锻件。
主要机械性能:
硬度170~217HBW,抗拉强度极限匚b=600MPa,屈服极限
-300MPa,弯曲疲劳极限匚275MPa,扭转疲劳极限〜=140MPa。
(2)初算轴径
对于转轴,按照扭转强度初算轴颈,由表10.2知C值在106~118间。
考虑轴端
弯矩小于转矩,故取C=106,已知轴的输入功率为1.379kW,转速为50.8r/min
所以蜗杆轴的最小直径:
DI_C3、P=1063.1.379=31.86mm
n一50.8
计入键槽的影响:
D1min=31.86J5%)=33.45mm
(3)结构设计
对于连接减速器蜗杆和电动机的联轴器,为了减小起动转矩,选择具有较小转动惯量和良好减震性能的有弹性元件的挠性联轴器,选择弹性套柱销联轴器。
对于减速器与卷筒轴的联轴器,转速低,传递转矩较大,选用凸缘联轴器。
冈『性联轴器,电动机驱动,所以由表13.1可以查得载荷系数为K=2,则计算转矩TC=KT=2262500=525000Nmm。
由表13.4可以查得GB/T5843-2003
中的GY6型号凸缘联轴器符合要求,其参数为:
公称转矩为900N.m,许用转速为6800r/min,轴孔直径为38mm,轴孔长度为60mm,J1型轴孔。
轴段1的直径d1=38mm,取L^58mm。
通过草图绘制,确定采用两端固定方式,并且使用圆锥滚子轴承,由于轴承距油面较高,采用脂润滑。
最终确定轴承型号为30209GB/T297-1994。
并依次
确定轴承各部分的轴径及长度如图所示。
根据轴径选择A型普通平键,分别为
键10x8GB/T1096-2003和键14x9GB/T1096-2003。
蜗杆根据轴径选择A型普通平键,为键8x7GB/T1096-2003
MQ
89391,3.
fγ112004.1
∏⅛r⅜∙^
Fr2L3-Fa2
1032.8965-733.2
185
2
6365
二一5.34N
(4)轴的受力分析
26Ξ500
轴的受力分析、转矩图、弯矩图如图所示
L1=109mmL2=63mmL3=65mm
轴承的支反力计算:
在水平面上
在垂直平面上
R2v=&2-Rv-1032.89-(-5.34)-1038.23N
轴承I的总支反力
R1=二R12hR1J=>1418.925.34»=1418.9N
轴承U的总支反力
R2=.R;hR2^=1418.921038.232=1758.2N
在水平面上,a-a剖面左侧
MaH二RhL?
二1418.963=89390.7Nmm
a-a剖面右侧
MaH=MaH=89390.7Nmm
=0
垂直面
MaV=RIVL2=-5.3463=_336.42Nmm
MaV=R2vL3=1038.2365=67484.9Nmm
合成弯矩
Ma=MaHMaV=89390.亍336.422=89391.3N■mm
Ma=MaMaV=.89390.7267484.92=112004.1Nmm
(5)校核轴的强度
图a—a剖面左侧受转矩弯矩,还有键槽引起的应力集中,为危险剖面,抗
弯截面模量为
弯曲应力
9.96MPa
扭剪应力
MPa=13.56MPa
1935382
查数据得45号钢正火回火处理硬度170~217HBW,抗拉强度极限
∙TB=60MPa屈服极限匚S=300MPa,弯曲疲劳极限二」=275MPa,扭转疲劳极限.J=140MPa。
对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,取折合系
数〉=0∙6,则当量应力为
二e=JIb2一4「)2=J9∙9624(0.613.56)2=19.08MPa
[.b]=55MPa,显然满足二e:
:
Jb],故a-a截面左侧强度满足要求。
(6)校核键连接的强度
键连接的挤压应力为
4T
dhl
式中:
d—键连接处直径,mm;
T—传递的转矩,N.mm;h—键的高度,mm;
l—键连接的计算长度,mm,l=L-b
蜗轮处键连接的挤压应力
取键、轴及联轴器的材料都为钢,查得[σp]二120~150MPa。
显然,
σp”w]p,故强度足够。
4T
dhl
4262500
388(50-10)
二86.35MPa
取键、轴及齿轮的材料都为钢,已查得σp:
:
[σlp,故强度足够。
联轴器处键连接的挤压应力
[σ]=120~150MPa
显然,
联轴器处键连接的挤压应力
σ:
:
[σh,故强度足够。
(7)校核轴承寿命
轴承的轴向力
Lh
106(fτCr)3
60n(fpPr)
106
(^QL)3=54914298h
6050.82654.42
所以
所以只需校核轴承Uo
预期寿命Lh-625016=2400Ch,比预期寿命长,所以合格
对于蜗杆,结构设计如图
受力分析
轴承U的总支反力:
R^-■R2H'R2v
蜗杆分度圆直径d=50mm,圆周力R=733.2N,径向力Fr=1032.89N,轴向
力Fa=2837.84N。
转速n=940r∕min。
轴承的支反力计算:
在水平面上
在垂直平面上
轴承I的总支反力:
■366.62135.012=390.67N
查手册知道30207轴承的Cr=54200N,C0=63500N
轴承的轴向力
FS1
=0.4R1=0.4969.83=387.9N
FS2
-0.4R2=0.4390.67=156.3N
所以
Fa1=FS2Fa=156.32837.84=2994.1N
Fa2二Fs2二156.3N
所以只需校核轴承I。
Fa1/CO=2994.1/635Oo=0.047,查得e=0.37;
Fa1/R=2994.1/969.83=3.09,FaI/Fr^e,查得X=0.4,Y=1.6。
当量载荷
Pr=XR丫已=0.4969.831.629941=5178.5N
轴承在100C以下工作,查表得fT=1。
同时,
Lh
10(fTCr)3
60nfPPr
106(5420O)3
60^^(5178.5)
=25328.6h
轴承I的寿命为
预期寿命Lh=625016=24000h,比预期寿命长,所以合格
五、啮合件及轴承的润滑方法、润滑剂牌号及装油量
蜗轮传动部分采用润滑油,润滑油的粘度为118CSt(100°C),润滑油118CStO蜗轮轴承部分采用脂润滑,润滑脂的牌号为ZL-2o
六、密圭寸方式的选择
蜗杆轴承采用油润滑,用内包骨架旋转轴唇形密封圈密封,型号唇形圈B28
527GB/T1387.1-1992o蜗轮轴采用脂润滑,用毡圈密封,毡圈38FZ/T92010-1991。
七、箱体机构设计
剖分式箱体,材料HT200
名称
减速器型式及尺寸关系
机座壁厚δ
δ=10mm
机盖壁厚δ1
δ仁8mm
机座凸缘厚度b
机盖凸缘厚度b1机座底凸缘厚度P
b=15mmb1=15mm
p=25mm
地脚螺钉直径及数目
df=20mmn=4
轴承旁联接螺栓直径
d仁16mm
机盖,机座联接螺栓
d2=12mm
直径
轴承端盖螺钉直径
d3=10mm
窥视孔盖螺钉直径
d4=6mm
Df,d1,d2至外壁
距离
df,d2至凸缘边缘距
离
Cl=26,22,18
C2=24,16
轴承端盖外径
D1=122mm
D2=130mm
轴承旁凸台半径
R仁20mm
轴承旁凸台高度
根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定
机盖,机座筋厚
m仁10mmm2=10mm
蜗轮外圆与箱
内壁间距离
12mm
蜗轮轮毂端面
与箱内壁距离
12mm
八、附件及其说明
(1)窥视孔和窥视孔盖
在机盖顶部中心位置铸造100mmX50mm的方孔,并且铸造出5mm凸台,
对凸台进行加工。
孔盖采用铸造板,并在中间开螺纹孔安装通气器,孔盖
140mmX80mm。
(2)放油孔及油螺塞
选择六角螺塞M18(JB/ZQ4450-1986)油圈25X18ZB71-62
(3)油面指示器
选择压配式圆形油标A20GB/T1160.1-1989。
(4)通气器
因为工作环境为清洁,所以选择结构简单的通气螺塞M20
(5)吊耳
为了方便减速器机体的安装拆卸,设置吊耳,同时充当筋板的作用,加固箱体,结构见装配图,孔径25mm。
(6)定位销
为保证涡轮轴轴承座孔的加工及安装精度,设置两个非对称的定位销,为销
GBfT11710X40。
(7)启盖螺钉
防止机体与机盖粘连而难以分开,设置起盖螺钉,为方便,使用与连接螺钉相同规格的螺栓,切除头部螺纹。
九、参考资料
[1]王黎钦,陈铁鸣•机械设计•哈尔滨:
哈尔滨工业大学出版社,2010.
[2]王连明,宋宝玉•机械设计课程设计•哈尔滨:
哈尔滨工业大学出版社,2010.
[3]宋宝玉.简明机械设计课程设计图册•北京:
高等教育出版社,2011.
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