蜗轮蜗杆减速器课程设计Word格式文档下载.docx

1、初选电机：电动机型号额定功率（kW） 满载转速（r/min）Y100L-6 1.5 kW nm= 940 r/min总=0.6836Pw=0.800kWPd =1.170kW4.1.3 计算总传动比和分配各级传动比根据初选电机计算总传动比nw=100060v/zp=5.647r/mini 总=nm/ nw=940/5.647=166.372由表1-8，单级蜗杆减速器推荐的传动比合理范围为840，取i 蜗杆=20。皮带传动的传动比推荐的合理范围为25,取i 皮带=2.7;齿轮传动推荐的传动比合理范围为25，取i 圆柱=3实际总传动比i= i 蜗杆i 皮带i 圆柱=202.73=162速度验算：n

2、 实= nm/i=940/162=5.802r/min（nwn 实）/nw=0.155/5.647=2.74%45HRC，可从表11-7 中查得蜗轮的基本许用应力H=268MPa。工作寿命Lh 按300 个工作日，两班制计算。每天工作十六小时！Lh=300816=96000h应力循环次数N=60jn2Lh=6016.2596000=1.0264108寿命系数KHN=0.7497T2=461608N.mmK=1.05Lh=96000hN=1.0264KHN=0.7497许用应力H= KHNH=0.7497268=200.9106MPa（6）计算中心距=132.47mm取中心距a=160mm，因i

3、 蜗杆=20，故从表11-2 中取模数m=6.3mm，蜗杆分度圆直径d1=63mm。这时d1/a=0.39，从图11-18中可查得接触系数Z=2.75，因为ZZ，因此以上计算结果可用。4.3.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆由表11-2 查得蜗杆头数Z1=2 ， 直径系数q=10， 分度圆导程角=111836。轴向齿距Pa=m=3.146.3=19.782mm齿顶圆直径da1= d1+2ha*m=6326.3=75.6mm齿根圆直径df1= d1-2m（ ha*+ c*）=63-26.3（10.2）=47.88mm蜗杆轴向齿厚Sa=0.5m=0.519.782=9.891mm法向齿

4、厚Sn= Sacos=9.699 mm齿顶高ha1= ha*m=6.3 mm齿顶高hf1=（ ha*c*） m=7.56mm（2） 蜗轮由表11-2 查得蜗轮齿数Z2=41，变位系数x2=-0.1032验算传动比i= Z2 /Z1=41/2=20.5H=200.9106MPaa132.47mma=160mmPa=19.782mmda1=75.6mmdf1=47.88mmSa=9.699mmSn= 9.699 mmi=20.5此时传动比误差为（20.5-20）/20=2.5%是允许的。蜗轮分度圆直径d2=m Z2=6.341=258.3mm蜗轮喉圆直径da2= d2+2m（ha*+x2）=258

5、.3+2（1-0.1032）=269.600mm蜗轮齿根圆直径df2= d2-2m（ha*-x2+ c*）=258.3-2（1-0.1032+0.2）=241.88mm蜗轮齿顶高ha2= m（ha*+x2）=5.650mm蜗轮齿根高h f2= m（ha*-x2+ c*）=8.525mm蜗轮轮宽的确定： B0.75da1=0.7575.6=56.7mm故取B=50mm.（3） 校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数zv2= z2/cos3=41/cos311.31=43.48根据x2=-0.1032 和zv2=43.48，由图11-19 查得YFa=2.48.螺旋角影响系数Y=1-/140=0.9192由

6、表11-8 查得蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa.寿命系数KFN= 9 106 /N =0.5995许用弯曲应力F= KFNF=0.599556=33.57MPaF=1.53K T2YFa Y/ d1 d2m=18.55MPa因此，FF，满足弯曲强度条件。d2=258.3mmda2=269.600mmdf2=241.88mmha2=5.650mmh f2=8.525mmB=50mm.zv2=43.48Y=0.9192KFN=0.5995F=33.57MpaF=18.55MPa4.3.5验算效率已知=111836；v=arctanfv, 与相对滑动速度有关Vs=d1 n1/601000cos

7、=3.1463267.650/60000/cos（11.31）=1.0927m/s从表11-18 中用插值法查得fv=0.0441、v=2.4=（0.950.96）tan/tan（+v）=0.783因为3=0.78，满足弯曲强度，因此不用重算。4.4 减速器结构的确定为了节约有色金属，蜗轮采用装配式；蜗杆螺旋部分的直径不大，所以和轴作成一个整体,做成蜗杆轴。蜗杆分度圆的圆周速度：v d n m s s 1.07 /60 10001 1 =根据经验，当v4-5m/s 时常将蜗杆放在下面，因此本方案采用蜗杆下置的设计方案。4.5 轴（蜗轮）的设计计算4.5.1 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为4

8、5 钢，调质处理。查表15-3，取A0=105,得：dmin= A0 32 2 P /n= 38.24mmVs=1.0927m/s=0.783Vs=1.07m/s输出轴的最小直径是安装齿轮处轴的直径d1-2（如图3）。由于需要开键槽，为了保证强度，将其直径增大5%，为40.1547mm，将其圆整为45mm4.5.2 蜗轮轴的结构设计1 各轴段的尺寸.查表根据1-2 轴段的直径45mm 确定轴伸长度，为保证轴的强度刚度，取LI-II=82mm图2 蜗轮轴结构图.为了满足圆柱齿轮的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出轴肩定位h=（0.07-0.1）dIII=2.84, 故取II-III 段的直径

9、dII-III=52mm。.初步选择滚动轴承。考虑到既承受径向力又承受轴向力，并且载荷不是很大， 故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dII-III=52mm ， 选用7211E 型号的圆锥滚子轴承。其尺寸为dDT=5510022.75mm3 故dIII-IV=dVII-VIII=55mm，右端轴承采用甩油盘进行定位，甩油盘的长度暂定为15mm,故LVII-VIII=34.75mm。.轴承端盖的总厚度为24.6mm（由轴承端盖的结构设计而定），考虑到与I-II 轴段的配合取lII-III=40mm。.取安装蜗轮轴段的直径确定为dIV-V=55mm. 蜗轮轮毂的长度为l=（1.21.8）d=6

10、699mm，故取轮毂长度l=80mm,采用套筒定位，为了使套筒端面可以可靠的压紧齿轮，此段应略短于轮毂宽度，故取与蜗轮配合的轴段的长度为dI-II=45mmI II L =82mmdII-III=52mmlII-III=46mmdIII-IV=dVII-VIII=55mmlIII-IV=46mmdIV-V=58mmlIV-V=78mm 。蜗轮右侧处采用轴环进行轴向定位，取h=0.07 dIV-V，所以蜗轮右侧轴肩处的直径为68mm,即dV-VI=68mm. 可查手册得,宽度为10mm.即lV-VI=10mm。轴环右侧有一过渡轴肩，为了与左右两侧的直径相协调取dVIVII=65mm。.取蜗轮轮毂

11、两侧与箱体之间的距离均为35mm,在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取为8mm,由轴承的宽度19.75mm,以及甩油盘的规格, 和预留的定位蜗轮的轴间间隙2mm 可以综合确定lIII-IV=46mm, lVI-VII=25mm。2. 轴上零件的周向定位蜗轮与轴的周向定位采用平键连接。按dIV-V 由表6-1 查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为72mm,同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴配合为H7/k6；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；III 段轴同样查表可得规格为bh=12mm8mm，长度为72m

12、m。3.确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为245o ，各轴肩处的圆角半径见后面零件图。4.6 蜗杆轴的设计计算4.6.1 初步确定轴的最小直径已知电动机功率P=1.1kW，转速n1=940r/min，传动比i=2.7,每天工作16小时。1.确定计算功率P ca ， 由表8-7 查得工作情况系数K A =1.2 故P ca = K A P=1.8kWlIV-V=78mmdV-VI=63mmlV-VI=10mmdVI-VII=55mmlVI-VII=25mmlVII-VIII=28mml=72mmP ca =1.32kW2.根据查表得，选择Z 带带型，小带轮的基准直径为d 1 d

13、=100mm3.确定大带轮基准直径d d ,并验算带速V计算大带轮基准直径，根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径d d 2，d d 2 =id d1=2.7100=270mm。验算带速v，按式8-13 验算带的速度v=d d 2 n1/601000 =4.76 m/s，接近于5 m/s -30 m/s 故带速合适4、确定V 带的中心距a 和基准长度L d 。根据式0.7 （ ） d1 d 2 d +d a 0（F 0 ） min 。压轴力的最小值为，（F p ） min =2z（F 0 ） min sin（ 1 /2）=460.6N8. 按弯扭组合进行最小径的计算皮带轮的最小宽度2f m

14、in +e=26mm ，取32mm粗估两个支撑点之间距离为70mm。M=（F p ） min L=39950N.mm （L 为粗略估计值，带轮中心到轴承的距离）由第三强度理论公式ca = M 2 + （T ）2 /W 1 ，扭转切应力为对称循环应力，取 =1.查表得 1 =60 a MP ，且W=d 3 /32，得：d 18.8mm因为此段轴需要开键槽以便于带轮进行配合，故将其直径增大P r =0.93kWZ=2（F 0 ） min =117.3N（F p ） min =460.6Nd min =18.8（1+0.05）=19.755mm，圆整取为24mm。4.6.2 蜗杆轴的结构设计1轴d

15、I II 的值由带轮的大小及联接确定，装配方案见图2.2，采取一端固定一端游动（蜗杆轴系温升较高，跨距较大，这种结构比较合适），固定端采用一对圆锥滚子轴承，游动端采用圆柱滚子轴承。图32根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（1）为了满足开式皮带传动带轮的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出一轴肩h=（0.07-0.1）dI-II，故取II-III 段的直径dII-III=38mm。d III IV比dII-III 高出一个轴肩位置， 为了方便选取与轴承的配合， 取d III IV =40mm。（ 2 ） 蜗杆螺旋长度为（ 蜗杆齿形部分结构设计） l=（11+0.06Z2）m=84.79

16、8mm，取l=85mm. 与螺旋部分连接的轴段直径d f -（24）mm，取轴环与蜗杆螺旋部分之间的直径为dIV-V=dVI-VII=70mm,其中d f =47.88mm。（3）初选轴承选用深沟球轴承和圆锥滚子轴承，圆锥滚子轴承成对安装为固定端， 根据安装段的直径分别取30208 ， 其规格为T=40mm80mm19.75mm。d=22mmdII-III=27mmlII-III=50mmdIII-IV=dVII-VIII=40mdIV-V=dVI-VII=46mm（4）右箱体端盖的厚度约为e=9.6mm，取其总尺寸度为24.6。得到有段箱体内壁到端盖外侧总长度为67.25mm，左右两端对称取

17、左侧与之相等，左侧甩油盘与箱体内壁对齐，且在35 的直径上，左侧轴承的左端用弹性挡圈固定，弹性挡圈规格为：S=1.5mm，挡圈与轴肩距离n=3mm，所以可取得lIII-IV=33.5mm。取右侧端盖到带轮距离为16.25mm，故lII-III=50mm。（5）根据蜗轮的顶圆直径取269，距箱体内壁距离为12mm 箱体壁厚10mm，再考虑到安装端盖的凸台及垫片厚度，综合考虑得螺旋部分两侧的长度为lIV-V= lVI-VII=68.05mm。3确定轴上圆角和倒角尺寸。45，圆角见图，未注圆角为2mm。4.7轴（蜗轮）的校核计算4.7.1粗校核lIV-V=lVI-VII=70mmdV-VI=48mm

18、lV-VI=85mmdVII-VIII=35mmlVII-VIII =46mm图4在不计摩擦的情况下，各力的大小如下公式：NdT Ft2 35751= 1 =F T a 2 9592= 2 =N Ft = 3575F N a = 959F F N r t = tan 20 =1302水平面的弯矩图如上：求支反力： t NH1 NH 2 F = F +F1 1 2 2 F （l l ） F l NH t + = l 1 =84.375mm、l 2 =86.375mm 分别为轴承中心到蜗轮轮毂的距离可得：F NH1 =1808N F NH 2 =1767NM M N mm H H 152600 .

19、 1 2 = =垂直面内的弯矩：F r NV1 NV 2 = F +FF （ ） 1 1 2 l l NV + =F r a l +M 2其中： = a M F D a / 2 =123854N F NV1 =1369N F NV 2 =-57NM N mm V 115510 . 1 =M N mm V 4924 . 2 = 合成得：M M M N mm 1 H V 118030 95460 191348 . 2 2 21 = + = + =M M M N mm 2 H V 118030 12251 152754 . 2 2 22 = + = + =扭矩图如上所示：T = 461608N.mm按弯扭组合公式校核：切应力为脉动循环应力，取 =0.6（ ） （ ）MpaWM Tca 17.25149622 1518022 0.6 401506 244 + =+F N r = 1302F NH1 =1808NF NH 2 =1767NF NV1 =1369NF NV 2 =-57NM1=131948N.mmM2=152754N.mmMpa ca =17.25W 为轴的抗弯截面系数轴材料45#钢的许用应力 60Mpa 1 = ， 1 ca 即轴满足弯扭强度要求，但是