两级蜗轮蜗杆减速器说明书(课程设计).doc
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机械设计课程设计
原始数据:
钢绳拉力
钢绳速度
卷筒直径
17
8
330
工作条件:
连续单向运转,工作时有轻微振动,小批量生产,单班制工作,使用期限8年,运输带速度允许误差为±5%
1.电机选择
工作机所需输入功率
所需电动机的输出功率
传递装置总效率
式中:
:
蜗杆的传动效率0.75
:
每对轴承的传动效率0.98
:
直齿圆柱齿轮的传动效率0.97
:
联轴器的效率0.99
:
卷筒的传动效率0.96
所以
故选电动机的额定功率为4kw
符合这一要求的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min电机容量的选择比较:
表1.1电动机的比较
方案
型号
额定功率
/kw
同步转速
/r/min
满载转速
/r/min
重量
价格
1
Y160M-8
4
750
720
重
高
2
Y132M-6
4
1000
960
中
中
3
Y112M-4
4
1500
1440
轻
低
考虑电动机和传动装置的尺寸重量及成本,可见第二种方案较合理,因此选择型号为:
Y132M-6D的电动机。
2.选择传动比
2.1总传动比
2.2减速装置的传动比分配
所以
3.各轴的参数
将传动装置各轴从高速到低速依次定为I轴II轴III轴IV轴:
、、、、依次为电动机与I轴I轴与II轴II轴与III轴III轴与V轴的传动效率则:
3.1各轴的转速
3.2各轴的输入功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.3各轴的输出功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.4各轴的输入转矩
电动机
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.5各轴的输出转矩
电动机
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.6各轴的运动参数表
表3.1各轴的运动参数表
轴号
功率
转矩(N·m)
转速(r/min)
传动i
效率
输入
输出
输入
输出
电机轴
4
3.5578
35.3927
960
1
0.99
1轴
3.5233
3.4579
35.0388
34.3380
960
31.0875
2轴
2.5889
2.2571
800.620
784.5997
30.8806
0.735
1
3轴
2.5117
2.4615
776.754
761.2185
30.8806
0.9702
4
卷轴
2.3876
2.3398
2953.53
2894.457
7.72
0.9506
4.蜗轮蜗杆的选择
4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型
根据GB/T10085—1998选择ZI
4.2选择材料
蜗杆选45钢,齿面要求淬火,硬度为45-55HRC.
蜗轮用ZCuSn10P1,金属模制造。
为了节约材料齿圈选青铜,而轮芯用灰铸铁HT100制造
4.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设
(1)根据闭式蜗杆传动的设计进行计算,先按齿面接触疲劳强度计
进行设计,再校对齿根弯曲疲劳强度。
由式(11-12),传动中心距
由前面的设计知作用在蜗轮上的转矩T2,按Z=1,估取,则:
(2)确定载荷系数K
因工作比较稳定,取载荷分布不均系数;由表11-5选取使用系数;由于转速不大,工作冲击不大,可取动载系;则
(3)确定弹性影响系数
因选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配的缘故,有
(4)确定接触系数
先假设蜗杆分度圆直径和中心距的比值,从图11-18中可查到
(5)确定许用接触应力
根据选用的蜗轮材料为ZCuSn10P1,金属模制造,蜗杆的螺旋齿面硬度>45HRC,可从11-7中查蜗轮的基本许用应力
应力循环次数
寿命系数
则
(6)计算中心距:
取a=160mm,由i=30,则从表11-2中查取,模数m=8蜗杆分度圆直径从图中11-18中可查,由于<,即以上算法有效。
4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
(1)蜗杆
轴向尺距=25.133mm
直径系数q==10
齿顶圆直径
齿根圆直径
分度圆导程角
蜗杆轴向齿厚
蜗杆的法向齿厚
(2)蜗轮
蜗轮齿数,变位系数
验算传动比,
这时传动比误差为:
,在误差允许值内。
蜗轮分度圆直径
喉圆直径
齿根圆直径
咽喉母圆半径
4.5校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数
根据
从图11-9中可查得齿形系数Y=2.55
螺旋角系数:
许用弯曲应力:
从表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[]=56MPa
寿命系数
可以得到:
<
因此弯曲强度是满足的。
4.6验算效率
已知;;与相对滑动速度有关。
从表11-18中用差值法查得:
代入式中,得大于原估计值,因此不用重算。
4.7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,蜗轮精度选择8级精度,侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089-1988。
然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度,此处从略。
详细情况见零件图。
6.轴的设计计算
6.1蜗杆轴
蜗杆上的功率P转速N和转矩分T别如下:
P=3.5223kwN=960r/minT=35.2156Nm
6.1.1按扭矩初算轴径
选用45钢调值,硬度为
根据教材式,并查教材表15-3,取
考虑到有键槽,将直径增大7%,则:
因此选
6.1.2蜗杆的结构设计
(1)蜗杆上零件的定位,固定和装配
一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间,两队轴承对成分布,蜗杆由轴肩定位,蜗杆周向用平键连接和定位。
端:
轴的最小直径为安装联轴器处的直径,故同时选用联轴器的转矩计算,查教材14-1,考虑到转矩变化很小,故取
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查机械手册表13-10选用HL6型号弹性套柱销联轴器。
表6.1联轴器
型号
公称转距
许用转速
轴的直径
250
3800
60
82
32
因此选择段长度取轴上键槽键宽和键高以及键长为。
端:
因为定位销键高度,
因此,。
轴承端盖的总长为20mm,根据拆装的方便取端盖外端面于联轴器右端面间的距离为
所以,
段:
初选用角接触球轴承,参考要求因d=44,查机械手册选用7209AC型号滚子承。
L=24mm
角接触球轴承一端用油环定位(宽度为6mm),油环紧靠轴环端用于轴肩定位。
段:
直径轴环宽度b,在满足强度下,又要节省材料取轴肩宽度为;,;。
V段:
由前面的设计知蜗杆的分度圆直径齿顶圆直径,蜗轮的喉圆直径。
查材料11-4变形系数所以蜗轮齿宽
综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离
故选L=130mm
图6.1蜗杆轴
6.2蜗轮轴
6.2.1输出轴的设计计算
(1)输出轴上的功率,转速和转矩:
P=2.5371kw,N=30.8806r/min,T=784.5997Nm
(2)求作用在轴上的力
(3)初步确定轴径的最小直径
选用钢,硬度
根具教材公式式,并查教材表15-3,取
考虑到键槽,将直径增大10%,则;
所以,选用
6.2.2轴的结构设计
(1)轴上的零件定位,固定和装配
蜗轮蜗杆单级减速装置中,可将蜗轮安装在箱体中央,相对两轴承对称分布,蜗轮左面用轴肩定位,右端面用轴端盖定位,轴向采用键和过度配合,两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位,周向定位则采用过度配合或过盈配合,轴呈阶梯状,左轴承从左面装入,右轴承从右面装入。
(2)确定轴的各段直径和长度
轴的最小直径为安装联轴器处的直径,故同时选用联轴器的转矩计算,查教材14-1,考虑到转矩变化很小,故取
由输出端开始往里设计。
查机械设计手册选用HL5弹性柱销联轴器。
表6.2联轴器
型号
公称转矩
许用转速
轴孔直径
HL4
1250
4000
84
112
55
I-II段:
,。
轴上键槽取,。
II-III段:
因定位轴肩高度,,考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便,取。
Ⅲ-IV段:
初选用角接触球轴承,参照要求取型号为7213AC型圆锥滚子轴承,考虑到轴承右端用套筒定位,取齿轮距箱体内壁一段距离a=20mm,考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应据箱体内壁一段距离S,取S=8。
已知所选轴承宽度T=23,则。
Ⅳ-V段:
为安装蜗轮轴段,,蜗轮齿宽
取L=90mm,由于为了使套筒能压紧蜗轮则mm。
V-VI段:
Ⅵ-V段右端为轴环的轴向定位,mm
VI-VII段:
。
图6.2蜗轮轴
(3)轴上零件的周向定位
蜗轮、半联轴器与轴的定位均采用平键连接。
按由教材表6-1查毒平键截面,键槽用铣刀加工,长为80mm,同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;同样半联轴器与轴的连接,选用平键分别为为,半联轴器与轴的配合为。
滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
(4)参考教材表15-2,取轴端倒角为圆角和倒角尺寸,个轴肩的圆角半径为1~2
6.3蜗杆轴的校核
6.3.1求轴上的载荷
图6.3受力分析图
首先根据轴的结构图(图6.1)做出轴的计算简图(图6.3)。
在确定轴承的支点的位置时,应从手册中查取得值。
对于7209AC型轴承,由手册中查得。
因此,作为简支梁的轴的支承跨距。
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图(图6.3)可以看出中间截面是轴的危险截面。
现将计算的截面的、及的值计算过程及结果如下:
表6.3轴上的载荷
载荷
H
V
支反力
N
3228
3228
1191.25
1191.25
弯矩M
总弯矩M
扭矩T=34.3380
(1)按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。
根据式(15-5)及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,轴的计算应力:
,
故安全。
6.3.2精度校核轴的疲劳强度
(1)判断危险截面
截面II、III、IV只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以截面II、III、IV均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面V和VI与蜗轮啮合的应力集中最严重;从受载的情况来看,中心截面上的应力最大。
截面V的应力集中的影响和截面VI的相近,但截面VI不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核。
中心截面上虽然应力集中最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大,故截中心面也不必校核。
因而该轴只需校核截面V左右即可。
(2)截面E左侧
抗截
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