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蜗杆减速器文档
机械设计课程设计说明书
参数选择:
总传动比:
I=20Z1=2Z2=40
卷筒直径:
D=530mm
运输带有效拉力:
F=3500N
运输带速度:
V=0.8m/s
一、传动装置总体设计:
根据要求设计单级蜗杆减速器,传动路线为:
电机——连轴器——减速器——连轴器——带式运输机。
根据生产设计要求该蜗杆减速器采用蜗杆下置式,采用此布置结构,由于蜗杆在蜗轮的下边,啮合处的冷却和润滑均较好。
蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。
蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承,承受径向载荷和轴向载荷的复合作用,为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘,异物侵入箱内,在轴承盖中装有密封元件。
二、电动机的选择:
可考虑采用Y系列三相异步电动机。
三相异步电动机的结构简单,工作可靠,价格低廉,维护方便,启动性能好等优点。
一般电动机的额定电压为380V
根据生产设计要求,该减速器卷筒直径D=530mm。
运输带的有效拉力F=3500N,带速V=0.8m/s,载荷平稳,常温下连续工作,工作环境多尘,电源为三相交流电,电压为380V。
1、按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封闭扇冷式结构,电压为380V,Y系列
2、
传动滚筒所需功率
3、传动装置效率:
(根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社第34页表3-4得各级效率如下)其中:
蜗杆传动效率η1=0.70滚动轴承效率(一对)η2=0.98
联轴器效率ηc=0.99传动滚筒效率ηcy=0.96
所以:
η=η1••η22•ηc2•ηcy=0.7×0.982×0.992×0.96=0.633
电动机所需功率:
Pr=Pw/η=2.8/0.633=4.4KW
传动滚筒工作转速:
nw=60×1000×v/(
×D)
=28.8r/min
根据容量和转速,根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社第209页表9-39可查得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据,查出有四种适用的电动机型号,因此有四种传动比方案,如下表:
方案
电动机型号
额定功率
Pedkw
电动机转速r/min
额定转矩
同步转速
满载转速
1
Y132S1-2
5.5
3000
2900
2.0
2
Y132S-4
5.5
1500
1440
2.2
3
Y132M2-6
5.5
1000
960
2.0
4
Y160M-8
5.5
750
720
2.0
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比,可见第3方案比较适合。
因此选定电动机机型号为Y132M2-6其主要性能查表9-40得相关数值如下表:
中心高H
外形尺寸
L×(AC/2+AD)×HD
底角安装尺寸
A×B
地脚螺栓孔直径K
轴身尺寸
D×E
装键部位尺寸
F×G×D
132
515×(270/2+210)×315
216×178
12
38×80
10×33×38
四、运动参数计算:
4.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩
P0=Ped=5.5kw
n0=960r/min
T0=9.55P0/n0=54.7N.m
4.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩
P1=P0·η01=5.5×0.99×0.99×0.7×0.992=3.7kw
nⅠ=
=
=48r/min
T1=9550
=9550×
N·m=736.15N·m
4.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩
P2=P1·ηc·ηcy=3.7×0.99×0.99=3.63kw
n2=
=
=24r/min
T2=9550
=9550×
=1444N·m
运动和动力参数计算结果整理于下表4-1:
表4-1
类型
功率P(kw)
转速n(r/min)
转矩T(N·m)
蜗杆轴
5.5
960
54.7
蜗轮轴
3.7
48
736.15
传动滚筒轴
3.63
24
1444
五、蜗轮蜗杆的结构设计:
参考《机械设计第八版》濮良贵、纪名刚主编高等教育出版社第269-272页
1.选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐,采用渐开线蜗杆。
2.选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大,故蜗杆选用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。
轮芯用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。
由式(11-12),传动中心距
(1)确定作用在涡轮上的转矩T2=736150N·mm
(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Kβ=1;由表11-5选取使用系数KA=1.15;取动载荷系数Kv=1.05;则
K=KAKβKV=1.15*1*1.05=1.21
(3)确定弹性影响系数ZE
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配,故
(4)确定接触系数Zp
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值
,从图11-18中可查的Zp=2.9。
(5)确定许用接触应力[σH]
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>45HBC,可从参考文献《机械设计》第八版,濮良贵纪名刚主编,第271页表11-7中查得蜗轮的基本许用应力[
]'=268MPa
应力循环次数N=60jn2Lh=60×48×12×300×6=6.22×107
寿命系数KHN=
=0.7957
则[
]=KHN·[
]'=0.7957×268MPa=213MPa
⑹计算中心距
取中心距a=200mm,因i=21,故从表11-2中取模数m=8mm,蜗杆分度圆直径d1=80mm,这时d1/a=0.4,从图11-18中可查得接触系数
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 ⑴蜗杆 轴向齿距Pa= m=25.133mm;直径系数q=10;齿顶圆直径da1=d+2ha*m=96mm;齿根圆直径df1=60。 8mm;分度圆导程角γ= ;蜗杆轴向齿厚sa= =12.5664mm. ⑵蜗轮 蜗轮齿数z2=41;变位系数x2=-0.5; 验算传动比i= = =20.5,这时传动比误差为 %,是允许的。 蜗轮分度圆直径d2=mz2=8×41mm=328mm 蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha2=328+2×8=344mm 蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=328-2×8×1.2=308.8mm 蜗轮咽喉母圆半径rg2=a- da2=200- ×344=28mm 5、校核齿根弯曲疲劳强度 σF= [σF] 当量齿数zv2= 根据x2=-0.5,zv2=43.48.由参考文献《机械设计》第八版,濮良贵纪名刚主编,第271页图11-19中查得齿形系数YFa2=2.87 螺旋角系数Yβ=1- 许用弯曲应力[σF]=[σF]'·KFN 由参考文献《机械设计》第八版,濮良贵纪名刚主编,第271页图11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[σF]'=56MPa 寿命系数KFN= [σF]=56×0.632MPa=35.39MPa σF= [σF] 弯曲强度是满足的。 6、验算效率 =(0.95~0.96) 已知γ= = ; 与相对滑动速度vs有关 Vs= 求得fv=0.015 =0.8594 代入式中得 =0.88>0.8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8级精度,侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089—1988. 六、蜗轮轴的结构尺寸设计参考《机械设计第八版》濮良贵、纪名刚主编高等教育出版社第377-383页 1.轴上的功率、转速和转矩大小 P2=3.7KW,n2=48r/min,T2=736150N*mm 2.求作用在蜗轮上的力(取蜗轮αn=20。 ,β=10。 ) 已知蜗轮上分度圆直径d2=328mm 则圆周力 径向力 轴向力 3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,调质处理。 表15-3,取A0=112,也是得 蜗杆轴dmin=A 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。 为了使所选的轴直径d1联轴器的孔相适应,故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca根据表14-1,考虑到转矩变化很小,故取KA=1.3,则: Tca=KATⅡ=1.3×736150N·mm=956995N·mm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,根据根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社P198表9-22,选用HL4型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1250000N·mm。 联轴器的孔径d=48mm,故d1=48mm,半联轴器长度L=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm. 4.轴的结构设计 (1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足联轴器的轴向定位要求,①轴段右端需制出一轴肩,故取②段的直径d2=55mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=60mm.联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上,故①段的长度应比L略短一些,现取l1=82mm。 2)初步选择滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据d2=52mm,根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社P182表9-16初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312,其尺寸为d×D×T×da=60mm×130mm×33.5mm×72mm,故d3=60mm;而l7=34mm,l3=34+8+16+4=62mm 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,因此,取d6=da=72mm。 3)取安装蜗轮处轴段直径d4=65mm,蜗轮左端与轴承间采用套筒定位。 取蜗轮轮毂的宽度为80mm,故取l4=76mm,涡轮右端采用轴肩定位,取d5=88mm,l5=12mm 4)轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与面Ⅱ的距离l=30mm,取l2=50mm。 5)考虑到蜗轮与箱体有一定安全距离取30mm,滚动轴承距箱体内壁一段距离取8mm,则l6=38mm (3)轴上零件的周向定位 轴的周向定位均采用平键连接。 按d4由表6-1查的平键截面b×h=20mm×12mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,同时为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性,故选择联轴器与轴的配合为 ;同样,半联轴器与轴的连接,选用平键为14mm*9mm*70mm,半联轴器与轴的配合为 。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6. (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 由参考文献《机械设计》第八版,濮良贵纪名刚主编,第380页表15-2,取轴端倒角为2×45。 5、校核危险截面的强度 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图,再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值。 对于30312型圆锥滚子轴承,由手册中查得a=29mm。 6.按弯矩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弯矩和扭矩的截面即危险截面C的强度。 根据式(15-5)及上表中的数据,以及轴的单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取α=0.6,轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢,调制处理,由表15-1查的[σ-1]=60MPa。 因此σca﹤[σ-1],故安全。 7.精确校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面 经分析安装蜗轮处轴径左端面处引起的应力集中最严重;因而该轴只需校核该截面左右两侧即可。 (2)截面左侧 抗弯截面系数W=0.1d3=0.1*603mm3=21600mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2*603mm3=43200mm3 截面左侧弯矩M=191262*(69-36)/69N*mm=91473N*mm 截面上的扭矩T3=736150N*mm 截面上的弯曲应力σb=M/W=91473/21600Mpa=4.23MPa 截面上的扭转切应力τT=T3/WT=736150/43200Mpa=17.04MPa 由表15-1查的σB=640MPa,σ-1=275MPa,τ-1=155MPa。 截面上由于轴肩而形成的集中系数ασ及ατ按附表3-2查取。 因r/d=2.0/60=0.033,D/d=65/60=1.08,经插值后可查得 ασ=2.0,ατ=1.31 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 βσ=βτ=0.92 轴味精表面强化处理,即βq=1,则按式3-12及3-12a得综合系数为 又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数 取Ψσ=0.1Ψτ=0.05 于是,计算安全系数Sca值,按式(15-6)~(15-8)则得 »S=1.5 故可知其安全。 (3)截面右侧 抗弯截面系数W=0.1d3=0.1*653mm3=27462.5mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2*653mm3=54925mm3 截面左侧弯矩M=191262*(69-36)/69N*mm=91473N*mm 截面上的扭矩T3=736150N*mm 截面上的弯曲应力σb=M/W=91473/27462.5Mpa=3.33MPa 截面上的扭转切应力τT=T3/WT=736150/54925Mpa=13.4MPa 由表15-1查的σB=640MPa,σ-1=275MPa,τ-1=155MPa。 截面上由于轴肩而形成的集中系数ασ及ατ按附表3-2查取。 因r/d=2.0/65=0.031,D/d=65/60=1.08,经插值后可查得 ασ=2.0,ατ=1.31 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 βσ=βτ=0.92 轴味精表面强化处理,即βq=1,则按式3-12及3-12a得综合系数为 又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数 取Ψσ=0.1Ψτ=0.05 于是,计算安全系数Sca值,按式(15-6)~(15-8)则得 »S=1.5 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。 七、蜗杆的结构尺寸设计 1.轴上的功率、转速和转矩大小 P2=5.5KW,n2=960r/min,T2=54700N*mm 2.求作用在蜗杆上的力 已知蜗轮上受力,而蜗杆与蜗轮接触,根据作用力与反作用力知蜗杆上受力情况: 圆周力Ft1=Fa2=791N 径向力Fr1=Fr2=1659N 轴向力Fa1=Ft2=4488N 3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,调质处理。 表15-3,取A0=112,也是得 蜗杆轴dmin=A 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。 为了使所选的轴直径d1联轴器的孔相适应,故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca根据表14-1,考虑到转矩变化很小,故取KA=1.3,则: Tca=KATⅡ=1.3×54700N·mm=71110N·mm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,而且,电动机的功率为5.5KW,满载转速为960r/min,电动机轴径d0=38mm,故根据根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社P198表9-22,选用HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为630000N·mm。 联轴器的孔径d=38mm,故d1=38mm,半联轴器长度L=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L1=83mm. 4.轴的结构设计 (1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足联轴器的轴向定位要求,①轴段右端需制出一轴肩,故取②段的直径d2=45mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=48mm.联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上,故①段的长度应比L略短一些,现取l1=80mm。 2)初步选择滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据d2=50mm,根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社P182表9-16初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310,其尺寸为d×D×T×da=50mm×110mm×29.25mm×60mm,故d4=50mm,d5=60mm. 3)考虑啮合可靠性,安装安全性等因素,取l2=50mm,l3=l9=20mm,l4=l6=l8=l10=50mm,l7=120mm (3)轴上零件的周向定位 轴的周向定位采用平键连接。 按d4由表6-1查的平键截面b×h=10mm×8mm,键槽用键槽铣刀加工,长为70mm,半联轴器与轴的配合为 。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6. (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 由参考文献《机械设计》第八版,濮良贵纪名刚主编,第380页表15-2,取轴端倒角为2×45。 5、校核危险截面的强度 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图,再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值。 对于30310型圆锥滚子轴承,由手册中查得a=23mm。 6.按弯矩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弯矩和扭矩的截面即危险截面B的强度。 根据式(15-5)及上表中的数据,以及轴的单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取α=0.6,轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢,调制处理,由表15-1查的[σ-1]=60MPa。 因此σca﹤[σ-1],故安全。 八、减速器箱体的结构设计 参照参考文献〈〈机械设计课程设计》席伟光、杨光、李波主编,高等教育出版社第58页表4-17可计算得,箱体的结构尺寸如表8.1: 注: 减速器箱体采用HT200铸造,必须进行去应力处理。 设计内容 计算公式 计算结果 箱座壁厚度δ =0.04×200+3=11mm a为蜗轮蜗杆中心距 取δ=12mm 箱盖壁厚度δ1 =0.85×12=10mm 取δ1=10mm 机座凸缘厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm 机盖凸缘厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm 机盖凸缘厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm 通孔直径df df=0.036a+12=19.2mm df=20mm 地脚螺钉直径d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm 地脚沉头座直径D0 D0==45mm D0==45mm 地脚螺钉数目n 取n=4个 取n=4 底脚凸缘尺寸(扳手空间) L1=25mm L1=25mm L2=23mm L2=23mm 轴承旁连接螺栓直径d1 d1=12mm d1=12mm 轴承旁连接螺栓通孔直径d`1 d`1=13.5 d`1=13.5 轴承旁连接螺栓沉头座直径D0 D0=26mm D0=26mm 剖分面凸缘尺寸(扳手空间) C1=20mm C1=20mm C2=16mm C2=16mm 上下箱连接螺栓直径d2 d2=12mm d2=12mm 上下箱连接螺栓通孔直径d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm 上下箱连接螺栓沉头座直径 D0=26mm D0=26mm 箱缘尺寸(扳手空间) C1=20mm C1=20mm C2=16mm C2=16mm 轴承盖螺钉直径和数目n,d3 n=4,d3=10mm n=4 d3=10mm 检查孔盖螺钉直径d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm 圆锥定位销直径d5 d5=0.8d2=9mm d5=9mm 减速器中心高H H=340mm H=340mm 轴承旁凸台半径R R=C2=16mm R1=16mm 轴承旁凸台高度h 由低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准。 取50mm 轴承端盖外径D2 D2=轴承孔直径+(5~5.5)d3 取D2=180mm 箱体外壁至轴承座端面距离K K=C1+C2+(8~10)=44mm K=54mm 轴承旁连接螺栓的距离S 以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2 S=180 蜗轮轴承座长度(箱体内壁至轴承座外端面的距离) L1=K+δ=56mm L1=56mm 蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离 =15mm 取 =15mm 蜗轮端面与箱体内壁之间的距离 =12mm 取 =12mm 蜗杆顶圆与箱座内壁的距离 =40mm 轴承端面至箱体内壁的距离 =4mm 箱底的厚度 20mm 轴承盖凸缘厚度 e=1.2d3=12mm 箱盖高度 220mm 箱盖长度 (不包括凸台) 440mm 蜗杆中心线与箱底的距离 115mm 箱座的长度 (不包括凸台) 444mm 装蜗杆轴部分的长度 460mm 箱体宽度 180mm 箱底座宽度 304mm 蜗杆轴承座孔外伸长度 8mm 蜗杆轴承座长度 81mm 蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离 61mm 九、减速器其他零件的选择 经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、定位销的组合设计,经校核确定以下零件: 表9-1键单位: mm 安装位置 类型 b h L t 蜗杆轴、联轴器 GB1096-90 键10×8 10 8 70 5 蜗轮与蜗轮轴 GB1096-90 键20×12 20 12 63 7.5 蜗轮轴、联轴器 GB1096-90 键14×9 14 9 70 5.5 表9-2圆锥滚动轴承单位: mm 安装位置 轴承型号 外形尺寸 d D T B C 蜗杆 GB297-84 7312(30312) 60 130 33.5 31 26 蜗轮轴 GB/T297-94 30216 80 140 28.25 26 22 表9-3密封圈(GB9877.1-88)单位: mm 安装位置 类型 轴径d 基本外径D 基本宽度 蜗杆 B55×80×8 55 80 8 蜗轮轴 B75×100×10 75 100 10 表9-4弹簧垫圈(GB93-87) 安装位置
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