蜗轮蜗杆减速器设计说明书.docx
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蜗轮蜗杆减速器设计说明书
一、电动机的选择……………………………………………………3
二、传动比分配………………………………………………………4
三、计算传动装置的运动和动力参数………………………………4
四、传动零件的设计计算……………………………………………4
五、轴的设计计算……………………………………………………6
六、蜗杆轴的设计计算…………………………………………………………17
七、键联接的选择及校核计算………………………………………18
八、减速器箱体结构尺寸确定………………………………………19
九、润滑油选择:
……………………………………………………21
十、滚动轴承的选择及计算…………………………………………21
十一、联轴器的选择……………………………………………………22
十二、设计小结………………………………………………………22
减速器种类:
蜗杆—链条减速器
减速器在室内工作,单向运转工作时有轻微震动,两班制。
要求使用期限十年,大修期三年,速度误差允许5%,小批量生产。
设计计算及说明
结果
一.电动机的选择
1、电动机类型选择
按工作要求和工作条件,选用一般用途的卧式封闭型Y(112M-4)系列三相异步电动机。
2、电动机容量
(1)工作机所需功率
2x102=2.4kw
(2)电动机的输出功率
传动装置的总效率
式中,η1、η2…为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。
由《机械设计课程设计》表2-4查得:
单头蜗杆
;轴承
75(三对);联轴器
;滚筒
链传动
则
故
2.4/0.6624=3.6233kw
3、电动机的转速
(1)工作机滚筒主轴转速
45.84
2.4kw
0.6624
3.6233kw
nw=45.84
型号
额定功率
同步转速
满载转速
质量
Y112M-4
4.0
1500
1440
470
有表中数据可知两个方案均可行,但方案1的总传动比较小,传动装置结构尺寸较小,并且节约能量。
因此选择方案1,选定电动机的型号为Y112M-4,
二.传动比分配
=
==114.55
=3~5
取
=30所以
=3.82
三.计算传动装置的运动和动力参数
1)各轴传速
2)各轴输入功率
3)各轴输入转矩T(N•m)
Tn=9550×p/ni
T1=9550×3.96/960=39.393N·m
T2=9550×2.9106/32=868.63N·m
T3=9550×2.824/32=842.79N·m
T4=9550×2.63/8.38=2985.7995N·m
将以上算得的运动及动力参数列表如下:
轴号
功率P/kw
转矩T/(
)
转速n/
电动机轴
4
2
960
Ⅰ轴
3.96
39.4
960
Ⅱ轴
2.824
868.63
32
Ⅲ轴
2.9106
842.79
32
工作轴
2.63
29854.7995
8.38
四、传动零件的设计计算
㈠蜗轮蜗杆
1、选择蜗杆的传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐,采用渐开式蜗杆(ZI)
2、选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用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
3、按齿面接触疲劳强度进行设计
1).在蜗轮上的转矩,即T2,按Z=1,估取效率η=0.75,则T2=868630
⑴确定作用在蜗轮上的转矩,即T2,按Z=1,估取效率η=0.75,则T2=868630
⑵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KB=1,由书上(机械设计)表11-5,选取使用系数KA=1.15;由于转速不高,冲不大,可取载荷KV=1.05。
则K=KAKBKV=1.15×1×1.05≈1.21
⑶确定弹性影响系数ZE
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配,故ZE=160mpa1/2
⑷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d1/a=0.35,
从图11-8得Zp=2.9
⑸确定许用接触应力[бH]
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮,金属模铸造,蜗杆螺旋面齿面硬度>45HRC,据表11-7查得蜗轮的基本许用应力[бH] `=268mpa
应力循环次数N=60×1×32×(10×250×2×8×0.15)=11520000
KHN=(107/11520000)1/8=0.9825
寿命系数[бH]=KHN×[бH] `=0.9825×268mpa=262.8mpa
⑹计算中心距
根据公式:
a≥[KT2(ZEZP/[бH])2]1/3
a≥[1.21×868630×(160×2.9/262.8)2]1/3=148.53
据实际数据验算,取中心距a=160,i=30,故从表11-2中取模数m=8mm,分度圆直径d1=80mm,这时,d1/a=0.4
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
⑴蜗杆
轴向齿距pa=25.133mm,直径系数q=10,齿顶圆直径da1=96mm ;齿根圆直径df1=60.8,分度圆导程角γ=
;蜗杆轴向齿厚Sa=12.5664mm
⑵蜗轮
Z2=31,变为系数X2=-0.5
验算传动比i=31,传动比误差为(31-30)/30=3.3%,是允许的
蜗轮分度圆直径:
d2=mZ2=8×31=248mm
蜗轮喉圆直径:
da2=d2+2ha2=248+2×[8×(1-0.5)]=256mm
蜗轮齿根圆直径:
df2=d2-2hf2=248-2×8×1.7=220.8mm
蜗轮咽喉母圆半径:
rg2=a-1/2da2=160-(1/2)256=32mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度
бf=(1.53KT/d1d2m)Yfa2YB≤[бf]
当量齿数Zv2=Z2/cos3r=31/(cos5.71。
)3=31.47
根据X2=-0.5,Zv2=31.47,查得齿形系数Yfa2=3.34
即,螺旋角系数YB=1-r/140。
=1-5.71。
/140。
=0.9592
许用弯曲应力[бf]=[бf] '·KFN
从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力[бf] '=56mpa
寿命系数KFN=(106/11520000)1/9=0.762
[бf]=56×0.762=42.672mpa
бf=(1.53×1.21×868630/80×248×8)×3.36×0.9592=32.6534mpa
∵бf≤[бf],∴符合要求
6、验算效率η
η=(0.95~0.96)tanγ/tan(γ+ψ)
γ=5.71。
;ψv=arctanfv ;fv与相对滑速度Vs有关
Vs=πd1n1/60×1000cosγ=π×80×960/60×1000cos5.71。
=4.784m/s
从表11-8中用插值法查得fv=0.022432,ψv=1.285,代入式中得η=0.77>0.75,大于原估计值,因式不用重算。
7、精度等级公差和表面粗糙度确定
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,然后由有关手册查得要求公差项目以及表面粗糙度。
㈡齿轮
1、选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数
⑴选用直齿圆柱齿轮传动
⑵运输机为一般工作器,速度不高,故选用7级精度(GB10095-88)
⑶材料选择,由表10-1选择小齿轮材料40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢,硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS
⑷初选齿数:
小齿轮Z1=29,大齿轮Z2=3.77×29=109.33=110
2、按齿面接触强度设计
d1t≥2.32×{(KT/φd)·(μ±1/μ)·(ZE/[бH])2}1/3
⑴确定公式内的各计算数值
1试选载荷系数Kt=1.3
2计算小齿轮转矩,由先前算得T3=842790N·mm
3由表10-7选齿宽系数φd=1
4由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8mpa1/2
5由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=600mpa;大齿轮接触疲劳强度极限бHlim2=550mpa
6计算应力循环次数N1=60×32×(10×250×16×0.15)=11520000;N2=11520000/3.77=3.056×106
7由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=1.29 ;KHN1=1.06
8
9计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,
[бH]1=KHN1·бlim1/S=1.29×600mpa=774mpa
[бH]2=KHN2·бlim2/S=1.06×550mpa=583mpa
⑴计算
1计算小齿轮分度圆直径d1t,[бH]中较小的值[бH]2,d1t≥2.32×{(KT/φd)·(μ±1/μ)·(ZE/[бH])2}1/3=2.32×{(1.3×842790/1)·(3.77±1/3.77)·(189.8/583)2}1/3=122.42mm
2计算圆周速度V。
,V=πd1tn1/60×1000=0.21m/s
3计算齿宽b=φd·d1t=1×122.42=122.42mm
4计算齿宽与齿高之比b/h
模数mt=d1t/Z1=1.2×122.42/29=5.064,∴mt=6,h=2.25×6=13.5,b/h=122.42/13.54=9.068
5计算载荷系数,根据V=0.21m/s,7级精度,Kv=1.02,直齿轮KHα=KFα=1,由表10-2查得使用系数KA=1.25,由表10-4用插值法得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,KHβ=1.437。
由b/h=9.068,KHβ=1.437,∴K=KAKvKHαKHβ=1.25×1.02×1×1.437=1.832
6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t(K/Kt)1/3=122.42×(1.832/1.3)1/3=137.25mm
7计算模数m,m=1.2×d1/Z1=1.2×37.25/29=5.679,∴取m=6
3、按齿根弯曲强度设计
由m≥{(2KT1/φd·Z12)·(YFaYSa/[бF])}1/3
⑴确定公式内的各计算数值
1由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限бFE1=500mpa,大齿轮弯曲疲劳强度极限бFE2=380mpa。
2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.98,KFN2=1.07
3计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式[бF]1=KFN1бFE1/S=0.98×500/1.4=350mpa,[бF]2=KFN2бFE2S=1.07×380/1.4=290.43mpa
4计算载荷系数K,K=KAKvKFαKFβ=1.25×1.02×1×1.352=1.724
5查取齿形系数,由表10-5查得YFa1=2.53 ;YFa2=2.172 ;
6查取应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.62 ;YSa2=1.798
7计算大小齿数YFa1YSa1/[бF]1=2.53×1.62/350=0.01171,YFa2YSa2/[бF]2=2.1
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- 蜗轮 蜗杆 减速器 设计 说明书