单级蜗轮蜗杆减速器.docx
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单级蜗轮蜗杆减速器
机械设计基础课程设计
说明书
设计题目:
单级蜗轮蜗杆减速器
所在学院:
能源与动力工程学院
专业班级:
核工1001
学生姓名:
陈剑波
1、机械设计课程任务书………………………………2
2、运动学和动力学的计算……………………………5
3、传动件的设计计算…………………………………7
4、蜗杆副上作用力的计算……………………………10
5、减速器箱体的主要结构尺寸………………………11
6、蜗杆轴的设计计算…………………………………12
7、键连接的设计………………………………………17
8、轴、滚动轴承及键连接校核计算…………………17
9、低速轴的设计与计算………………………………19
10、键连接的设计……………………………………25
11、润滑油的选择………………………………………25
12、减速器附件的选择…………………………………26
设计任务书
一、传动方案
二、工况及有关参数
带的圆周力F(N)
传送带速度V(m/s)
滚筒直径D(mm)
5500
0.125
400
工作条件:
带式输送机在常温下连续工作,单向运转;空载启动,工作载荷有轻微冲击;输送带工作速度V的允许误差为±5%;二班制(每班工作8h),要求减速器设计寿命为10年,大修为2~3年,少批量生产;三相交流电源的电压为380/220V。
已知:
运输机带的圆周力:
5500N
带速:
0.125m/s
滚筒直径:
400mm
选定传动方案为:
蜗杆减速器
三、设计要求
装配图设计:
1张A1(包括主视图、俯视图和左视图,
零件明细表,技术特性表,技术要求)
零件图设计:
2张
1轴
2齿轮
编写设计计算说明书
指导老师:
毛宽民
2012年12月3日
2、运动学和动力学的计算
电动机的选择
初选电动机类型和结构型式
根据动力源和工作条件,并参照选用一般用途的Y系列三相交流同步电动机,电源的电压为380V。
电动机的容量
确定减速器所需的功率
根据已知条件,工作机所需要的有效功率为
=
kW
确定传动装置效率
查表得:
联轴器效率
=0.99
双头蜗杆传动效率
=0.70
一对滚动轴承效率
=0.99
输送机滚筒效率
=0.96
开式滚子链传动
=0.92
估算传动系统总效率为
=.6551
工作时,电动机所需的功率为
=
kW
由表查表可知,满足P
≥P
条件的Y系列三相交流同步6级电动机Y100L-6额定功率P
应取为1.5kW,960r/min。
电动机的转速
根据已知条件,可得输送机滚筒的工作转速
为
r/min
传动装置的传动比及动力参数计算
传动装置运动参数的计算
由式(3-5)可知,传动系统的总传动比
取链传动的传动比为3。
由传动系统方案(见图)知:
传动系统的运动和动力参数计算
传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下:
1轴(电动机轴):
=960r/min
1.0495×0.99=1.039kW
10.336N·m
2轴(蜗杆轴):
1.039×0.99×0.78=0.8023kW
427.804N·m
3轴(蜗轮轴):
17.91r/min
0.8023×0.99×0.99=0.7864kW
419.326N·m
轴号
电动机
单级蜗杆减速器
工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
转速n
(r/min)
960
960
17.91
17.91
功率P
(kW)
1.0945
1.039
0.8023
0.7864
转矩T
(N·m)
10.888
10.336
427.804
419.326
传动比
1
53.6
1
3、传动件的设计计算
3.1蜗杆副的设计计算
3.1.1选择材料
蜗杆:
45钢,表面淬火45-55HRC;
蜗轮:
10-3铝青铜ZCuAl10Fe3,金属模铸造,假设相对滑动速度vs<6m/s
3.1.2确定许用应力
许用接触应力[σH]=120MPa
许用弯曲应力[σF]=90MPa
3.1.3参数的选择
蜗杆头数Z1=1
蜗轮齿数Z2=i•Z1=53.4则Z2取54
使用系数KA=1.1
综合弹性系数ZE=160
接触系数Zρ取d1/a=0.4由图12-11得,ZP=2.8
取整:
a=223.29mm
若取m=8,d1=80mm则
d2=mZ2=54×8=432mm
则中心距a为
取250mm
3.1.4验算蜗轮圆周速度v2、相对滑动速度vs、及传动总效率η
1)蜗轮圆周速度v2
2)导程角
由
3)相对滑动速度vs
与初选值相符,选用材料合适
4)传动总效率η
当量摩擦角
原估计效率0.712与总效率相差较大,需要重新验算
3.1.5复核
所以原设计合理
3.1.6验算蜗轮抗弯强度
蜗轮齿根抗弯强度验算公式为
其中当量齿数
所以强度足够
3.2计算蜗杆传动等其他几何尺寸
3.2.1蜗杆相关几何尺寸
计算及其说明
计算结果
分度圆直径
齿顶高
全齿高
齿顶圆直径
齿根圆直径
蜗杆螺旋部分长度
(因为当m<10时,b1加长15~25mm,故取b1=170mm;
蜗杆轴向齿距
d1=80mm
ha1=8mm
h1=17.6mm
da1=96mm
df1=60.8mm
b1=170mm
Pa1=25.12mm
3.2.2蜗轮相关几何尺寸
计算及其说明
计算结果
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
外圆直径
蜗轮齿宽
轮缘宽度
d2=432mm
da2=448mm
df2=412.8mm
取de2=380mm
b2=56mm
取B=70mm
3.2.3热平衡计算
取油温t=70℃,空气温度t=20℃,通风良好,αt取15W/(m2·℃),传动效率η为0.712;
由公式
得:
4、蜗杆副上作用力的计算
4.1.1已知条件
1)高速轴
传递的转矩T1=10336N·mm
转速n1=960r/min
分度圆直径d1=80mm
2)低速轴
传递的转矩T2=427804N·mm
转速n2=17.91r/min
分度圆直径d2=432mm
4.1.2蜗杆上的作用力
1)圆周力
其方向与力作用点圆周速度方向相反
2)轴向力
其方向与蜗轮的转动方向相反
3)径向力
其中αn=20°
其方向力由力的作用点指向轮1的转动中心
4.1.3蜗轮上的作用力
蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等,方向相反,即蜗轮上的作用力为:
Fa2=Ft1;Ft2=Fa1;Fr2=Fr1
5、减速器箱体的主要结构尺寸
单位:
mm
名称
符号
尺寸关系
尺寸大小
箱座壁厚
δ
0.04α+3≥8
12
箱盖壁厚
δ1
δ1=0.085δ≥8
10
箱盖凸缘厚度
b1
1.5δ1
15
箱座凸缘厚度
b
1.5δ
18
箱座底凸缘厚度
b2
2.5δ
30
地角螺钉直径
df
0.036α+12
M20
地角螺钉数目
n
4
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df
M16
盖与座连接螺栓直径
d2
(0.5~0.6)df
M10
连接螺栓Md2的间距
l
150~200
170
轴承端盖螺钉直径
d3
(0.4~0.5)df
M8
视孔盖螺钉直径
d4
(0.3~0.64)df
M6
定位销直径
d
(0.7~0.8)d2
M8
Mdf、Md1、Md至外箱壁距离
C1
见表4-3
26,22,16
Mdf、Md1、Md至凸缘边缘距离
C2
见表4-3
24,20,14
轴承旁凸台半径
R1
C2
14
凸台高度
h
根据低速轴轴承座外径确定
外箱壁至轴承座端面距离
l1
C1+c2+(5~10)
55~60
箱盖、箱座肋骨
m1、m2
m1≈0.85δ1、m2≈0.85δ
8.5、10.2
轴承端盖外径
D2
D+(5~5.5),D-轴承外径(125)
130
轴承旁螺栓距离
s
s≈D2
130
减速器零件的位置尺寸
单位:
mm
代号
名称
荐用值/mm
代号
名称
荐用值/mm
Δ1
齿顶圆至箱体内壁距离
Δ7
箱底至箱底内壁的距离
Δ2
齿轮端面至箱体内壁距离
H
减速器中心高
Δ3
轴承端面至箱体内壁距离
轴承用脂润滑时
轴承用油润滑时
L1
箱体内壁至轴承座孔外端面的距离
Δ4
旋转零件间的轴向距离
L2
箱体内壁轴向间距
Δ5
齿轮顶圆至周彪面的距离
L3
轴承座孔外端面间距
Δ6
大齿轮顶圆至箱体底面内壁间距
e
轴承端盖凸缘厚度
12
6、蜗杆轴的设计计算
6.1.1已知条件
1)参数
传递的功率P1=1.039KW,转速n1=960r/min,转矩T1=10.336N•m,分度圆直径80mm,df1=60.8,宽度b1=170mm
2)材料的选择
因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,所以选用常用的45号钢,考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动,因此蜗杆表面采用淬火处理。
6.1.2初算轴径
初步确定蜗杆轴外伸段直径。
因蜗杆轴外伸段上安装联轴器,故轴径可由下式求得:
查询参考文献《机械设计基础(第五版)》杨可桢程光蕴李仲生主编高等教育出版社第245页表14-2可得
45钢的C值为118~107,故取118
6.2结构设计
6.2.1轴承部件结构设计
蜗杆的速度为
根据参考文献《机械设计基础课程设计》杨晓兰主编唐一科贾北平主审华中科技大学出版社第30页得
∵当蜗杆圆周速度v≦4~5m/s时,采用蜗杆下置式
当蜗杆圆周速度v>4~5m/s时,采用蜗杆上置式
蜗杆下置时,润滑和冷却的条件比较好;
∴结构采用蜗轮在上、蜗杆在下的结构。
为了方便蜗轮轴安装及调整,采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结构,对于蜗杆轴,可按轴上零件的安装顺序进行设计。
6.2.2轴段①的设计
1)因为该段轴上安装联轴器,故此段设计与联轴器同步设计。
为了补偿误差,故采用弹性联轴器,根据参考文献《机械设计基础(第五版)》杨可桢程光蕴李仲生主编高等教育出版社第291页表17-1可得
工作情况系数KA为2.3
2)联轴器类型的确定及轴段①的设计
电动机的轴伸尺寸D×E=18×30
所以联轴器取型号为LT3弹性套住销联轴器,其公称转矩为315N·m,许用转速为6300r/min(钢),毂孔直径取18mm,轴孔长度去30mm,J型轴孔,联轴器从动端代号为LT318×30GB/T4323-2002。
则相应的轴段直径为d1=18mm,轴段长度略小于轮毂直径,故取L1=28mm
3)轴段②的直径
轴肩高度为
故,轴段②的直径为
该处选用密封毡圈油封,使用的毡圈类型为
65F2/T902010-91,则d2=21mm
4)轴段③及轴段⑦的设计
因为轴段③及轴段⑦上安装轴承,考虑其受力情况,所以选用圆锥滚子轴承,轴段③上安装轴承,现取轴承为2205,根据参考文献《机械设计基础课程设计》杨晓兰主编唐一科贾北平主审华中科技大学出版社第113页得其详细参数为
轴承内径d=25mm,外径D=52mm,宽B=18mm,T=26.25,内圈定位轴肩直径da=28mm,外圈定位轴肩直径Da=45mm,a≈25.8mm
蜗杆采用油润滑,轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取Δ3=4mm,蜗杆浸油深度为
蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为
故取d3=25mm,
即d3=d7=25mm,l3=l7=B=18mm
5)轴段②的长度设计
因为轴段②的长度除与轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件的尺寸有关。
取轴承座与蜗轮外圆之间的距离Δ=12mm(可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和向力内壁的位置)
由减速器箱体的主要结构尺寸可查轴承旁连接螺栓直径、箱体凸缘连接螺栓直径和地脚螺栓直径。
轴承端盖连接螺栓直径M8,取螺栓GB/T5782M8×35,故轴承端盖厚e=1.2×d端螺=1.2×8mm=9.6mm,取e=10mm。
调整垫片厚度Δt=2mm,联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K
1=16mm。
轴承座外伸凸台高Δt‘=5mm,轴承座长度为L′55mm。
则:
L2=K1+e+Δt+L′-Δ3-L3=63mm
6)轴段④和轴段⑥的设计
该轴段直径可以取轴承定位轴肩的直径:
d4=d6=28mm
轴段④和⑥的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与
内壁距离Δ1=15mm和蜗杆宽b1=130mm,及壁厚、凸台高、
轴承座长等确定:
L4=L6=
+Δ1+δ+Δt′-L′+Δ3-
=126mm
7)轴段⑤的设计
轴段⑤即为蜗杆段长L5=b1=170mm分度圆直径为80mm,齿根圆直径df1=60.8mm
8)轴上力作用点间距
轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距a=25.8m,则
可得轴的支点及受力点间的距离为
9)蜗杆的基本尺寸
单位:
mm
18
28
21
63
25
18
79
126
80
170
126
106
25
18
7、键连接的设计
联轴器与轴段①间采用A型普通平键连接,键的类型为
GB/T1096键10×8×32
8、轴、滚动轴承及键连接校核计算
8.1轴的强度校核
8.1.1求出水平面的支承反力
8.1.2求出垂直面的支承反力
8.1.3轴承A的总支承反力
轴承B的总支承反力
8.1.4绘弯矩图
1)绘垂直面的弯矩图
2)绘水平面的弯矩图
3)蜗杆受力点截面右侧为
4)合成弯矩
蜗杆受力点截面左侧为
蜗杆受力点截面右侧为
5)画转矩图
T1=10336N·mm
8.2校核轴的强度
由弯矩图可知,蜗杆受力点截面左侧为危险截面,其
抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
扭剪应力为
如认为轴的扭切应力时脉动循环变应力,取折合系数α=0.6,当量应力为
σe<[σ0b]
所以强度足够
8.3蜗杆轴的挠度校核
蜗杆的当量轴径为
转动惯量为
对于淬火钢需用最大挠度
[r]=0.004m=0.004×8=0.032mm
取弹性模量E=2.1×105Mpa,则蜗杆中点挠度为
所以挠度满足
8.4校核键连接强度
联轴器处键连接的挤压应力为
所以强度符合
9、低速轴的设计与计算
9.1.1已知条件
1)参数
传递的功率P2=0.8023KW,转速n2=17.91r/min,转矩T2=427.804N•m,分度圆直径432mm,宽度b2=56mm
2)材料的选择和处理
因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,所以选用常用的45号钢,考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动,因此采用调质处理。
9.1.2初算轴径
初步确定蜗杆轴外伸段直径。
因蜗杆轴外伸段上安装联轴器,故轴径可由下式求得:
45钢的C值为118~107,故取118
因为轴上有键,应增大轴径3%~5%,则
d>14.5527+14.527×(0.03~0.05)mm,故取dmin=22mm
9.2结构设计
9.2.1轴段①的设计
1)因为该段轴上安装联轴器,故此段设计与联轴器同步设计。
为了补偿误差,故采用弹性联轴器,
工作情况系数KA为2.3
所以联轴器取型号为GB/T5014-2003中的LT9型联轴器符合要求,其公称转矩为1000N·m,许用转速为
2850r/min(钢),毂孔直径取55mm,轴孔长度取84mm,J型轴孔,A型键。
则相应的轴段直径为d1=55mm,轴段长度略小于轮毂直径,故取L1=82mm
2)轴段②的直径
轴肩高度为
故,轴段②的直径为
该处选用密封毡圈油封,使用的毡圈类型为55JB/ZQ4606-1997,则d2=64mm
3)轴段③及轴段⑥的设计
因为轴段③及轴段⑥上安装轴承,考虑其受力情况,所以选用圆锥滚子轴承,轴段③上安装轴承,现取轴承为3014,轴承内径d=70mm,外径D=125mm,宽B=24mm,T=26.25,内圈定位轴肩直径da=80mm,外圈定位轴肩直径Da=96~101mm,a≈21m,故取d3=70mm。
轴承采用脂润滑,需要设计挡油环,轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取Δ3=10mm。
故d3=d6=70mm,
4)轴段④的设计
轴段④上安装蜗轮,为方便蜗轮的安装,d4应该略大于d3,可定d4=75mm,蜗轮轮毂的宽度范围为(1.2~1.8)d4=78~117mm,取其轮毂宽度H=90mm,其右端采用轴肩定位,左端采用套筒固定。
为使套筒端面能够顶到齿轮端面,轴段④长度应该比轮毂略短,故取L4=88mm
5)轴段③的长度设计
取蜗轮轮毂到内壁距离Δ2=15mm,则
L3=B+Δ3+Δ2+H-L4=(22+10+15+80-78)=51mm
6)轴段②的长度设计
因为轴段②的长度除与轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件的尺寸有关。
轴承端盖连接螺栓直径为M8,取螺栓GB/T5782M8×35,故轴承端盖厚e=1.2×d端螺=1.2×8mm=9.6mm,取e=10mm。
调整垫片厚度
Δt=2mm,联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K1=15mm。
轴承座外伸凸台高Δtˊ=5mm,轴承座厚度为L′=δ+c1+c2+(5~8)=67~70mm。
则:
取L′=68mm
L2=K1+e+Δt+L'-Δ3-B=61mm
7)轴段⑤的设计
该轴段为蜗轮提供定位,定位轴肩的高度为
h=(0.07~0.1)d4=5.25~7.5mm
取h=6mm,则d5=87mm,取轴段⑤的长度L5=10mm
9)轴段⑥的长度设计
保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称,则
L6=L3-L5-2mm=39mm
10)轴上力作用点间距
轴的支点及受力点间的距离为
11)低速轴的设计尺寸单位:
mm
55
82
70
61
70
51
75
88
87
10
70
39
滚动轴承的校核
蜗杆轴滚动轴承校核
蜗杆上的轴承代号为:
2205
蜗杆受力
蜗杆的转矩
。
则作用于齿轮上的圆周力:
轴向力:
径向力:
当量动载荷
由已知条件知道工作时间为10年,每年按300天计算,且每天二班制工作,则大概总的工作时间为:
当量动载荷P=
,查表13-5得:
X=0.4,Y=1.7;查表13-6得:
;故P=
=2533.176N
由参考文献1式13-6a知基本额定动载荷
查表13-4得
;对于滚子轴承ε=
故=
=34827.3N
校核轴承的寿命
查文献2表13-1得C=43.2KNε=10/3n=960r/min
故,此轴承的寿命满足要求
蜗轮轴上轴承的校核
蜗轮上的轴承代号为:
3014
蜗轮受力
蜗轮上的转矩
。
则作用于齿轮上的
圆周力:
轴向力:
径向力:
求当量动载荷
由已知条件知道工作时间8年,每年按365天计算,且每天二班制工作,则大概总的工作时间为:
当量动载荷P=
,查表13-5得:
X=0.4,Y=1.7;查表13-6得:
;
故P=
=995.424
由参考文献1式13-6a知基本额定动载荷
查表13-4得
;对于滚子轴承ε=
故
=14201.62N
校核轴承的寿命
查文献2表13-1得C=63KNε=10/3n=1440r/min
故,此轴承的寿命满足要求
10、键连接的设计
联轴器与轴段①间采用A型普通平键连接,,键的类型为
GB/T1096键12×8×32和键16×10
11、润滑油的选择
减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑,这样不仅可以减小摩擦损失,提高传动效率,还可以防止锈蚀、降低噪声。
减速器采用蜗杆下置式,所以蜗杆采用浸油润滑,蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高,但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。
蜗杆轴承采用全损耗系统用油L-AN150润滑油润滑。
蜗轮轴承采用ZL-1锂基润滑脂润滑。
12、减速器附件的选择
视孔盖(Q235):
单位mm
A
A1
A2
B1
B
B2
d4
h
R
150
190
170
410
380
394
M6
2
8
起吊装置:
单位mm
箱盖吊耳
d
R
e
b
24
24
24
24
箱座吊耳
B
H
h
b
42
33.6
26.9
10.5
24
起重螺栓:
单位mm
d
D
L
S
d1
C
d2
h
M16
35
62
27
16
32
8
4
2
2
22
6
通气器:
单位mm
d
d1
d2
d3
d4
D
a
b
S
M18×1.5
M33×1.5
8
3
16
40
12
7
22
c
h
h1
D1
R
K
e
f
16
40
8
25.4
40
6
2
2
油标尺单位mm
d
d1
d2
d3
h
a
b
c
D
D1
M16
4
16
6
35
12
8
5
26
22
油塞(工业用革):
单位mm
d
D
e
L
l
a
s
d1
H
M1×1.5
26
19.6
23
12
3
17
17
2
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