机械设计课程设计-蜗轮蜗杆减速器设计说明书.docx

机械设计课程设计蜗轮蜗杆减速器的设计一、选择电机1）选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw=Fv1000=1700×0.81000=1.53kW从电动机到工作机输送带间的总效率为=12234=0.9920.980.80.96=0.738 式中各按【1】第87页表9.1取联轴器传动效率：0.99每对轴承传动效率：0.98涡轮蜗杆的传动效率：0.80卷筒的传动效率：0.96所以电动机所需工作功率Pd=Pw=1.60.738=2.07kW3） 确定电机转速工作机卷筒的转速为nw=60×1000vd=60×1000×0.9d=62r/min所以电动机转速的可选范围是：nd=i'nw=880×62=4964960r/min符合这一范围的转速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种。综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量、价格等因素，为使传动机构结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机。根据电动机的类型、容量、转速，电机产品目录选定电动机型号Y112M-6,其主要性能如下表1：表1 Y112M-6型电动机的主要性能型号额定功率Ped/kW满载时最大转矩额定转矩质量/kg转速nm/( r/min)-1电流/A(380V)效率/功率因数Y112M-62.29405.680.50.742.0452 确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：i=nmnw=94062=15.163 计算传动装置各轴的运动和动力参数：1）各轴转速：轴 n1=nm=940r/min 轴 n2=62r/min卷筒轴 n卷=n2=62r/min2）各轴输入功率：轴 P=Pd1=2.07×0.99=2.06kW轴 P=P3=2.06×0.8=1.65kW卷筒轴 P卷=P21=1.65×0.99×0.98=1.6kW3） 各轴输入转矩： 电机轴的输出转矩Td=9.55×106PdnW=9.55×106×2.07940=21030.3 Nmm轴 T=Td1=21030.3×0.99=20820 Nmm轴 T=T3i=20820×0.8×15.16=252504.9 Nmm卷筒轴 T卷=T21=252504.9 ×0.99×0.98=244980.3 Nmm运动和动力参数结果如下表：表2 带式传动装置运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T/Nmm)转速n/( r/min)-1传动比i效率/电机轴2.0721030.3940115.610.990.80.971轴2.06208209402轴1.65252504.962卷筒轴1.60244980.362二、涡轮蜗杆的设计1、 选择材料及热处理方式。考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度也不高，蜗杆选用45号刚制造，调至处理，表面硬度220250HBW；涡轮轮缘选用铸锡磷青铜,金属模铸造。2、选择蜗杆头数z1和涡轮齿数z2i=15.16 z1=2 z2=iz1=2×15.16303、按齿面接触疲劳强度确定模数m和蜗杆分度圆直径d1m2d19KT2(zEz2H)21） 确定涡轮上的转矩T2，取=0.8，则T2/Nmm=iT=15.16×0.8×9.55×106×2.06940=2.54×1052)确定载荷系数K=KAKVK 根据工作条件确定系数 KA=1.15 KV=1.0 K=1.1K=KAKVK=1.15×1.0×1.1=1.2653)确定许用接触应力H=KHNH0由表查取基本许用接触应力H0=200MPa应力循环次数 N=60an2Lh=60×1×62×5×250×8×2=7.44×107故寿命系数 KHN=8107/N=8107/(7.44×107)=0.77H/MPa=KHNH0=0.77×200=1544)确定材料弹性系数 zE=160MPa5）确定模数m和蜗杆分度圆直径d1m2d1/mm9KT2zEz2H2=9×1.265×2.54×105×(16030×154)2=3468查表取m=6.3mm，d1=80mm4、计算传动中心距a。涡轮分度圆直径d2=mz2=6.3×30=189mm所以a=12d1+d2=1280+189=134.5mm135mm<150mm满足要求5、验算涡轮圆周速度v2、相对滑动速度vs及传动效率v2/ms-1=d2n260×1000=×80×6260×1000=0.26<3符合要求tan=mz1d1=6.3×280=0.16,得=8.95°vs/ms-1=d1n160×1000×cos=×80×94060×1000×0.99=3.99由vs=3.99m/s 查表得当量摩擦角'=1°47',所以=0.950.96tan8.95°tan8.95°+1°47'=0.790.80与初值相符。6、名称符号计算公式蜗杆涡轮分度圆直径d80189齿顶圆直径da92.6201.6齿根圆直径df64.88173.88涡轮齿宽b2b20.75da1=141mm涡轮齿数z230蜗杆齿数z12蜗杆分度圆倒程角Arctan mz/d=8.95°蜗杆螺旋长度L757、热平衡计算。所需散热面积A=1000P11-Kst-t0取油温70，周围空气湿度t0=20，设通风良好，取散热系数Ks=15W/m2，传动效率为=0.80，则A/m2=1000P11-Kst-t0=1000×2.061-0.81570-20=0.55若箱体散热面积不足此数，则需加散热片、装置风扇或采取其他散热冷却方式。8、选择精度等级和侧隙种类。因为这是一般动力传动，而且v2<3m/s,故取8级精度，侧隙种类代号为c，即传动8c GB/T 100三、 轴以及轴上零件的设计3.1 高速轴设计1） 估算轴的基本直径。选用40Cr号钢调质处理，估计直径d<100mm，取 C=100。根据【1】第214页式11.2得：dminC 3Pn=100 32.07940=13mmdmin应为受扭部分最细处，考虑到该处有一键槽，故轴径应增加3%，d=1.03×13=13.4mm。根据传动装置的工作条件，拟选用LX型弹性柱销联轴器（GB/T 50142003）。计算转矩为Tc=KT=1.5×21030.3=31545.5Nmm根据Tc=31545.5Nmm，LX1型联轴器就能满足传递转矩的要求。但Y112M-6电机轴径28mm，其（1224）满足不了电动机轴径要求，故选用LX2型联轴器（Tc>560Nm，d=2035mm），可满足电机轴径要求。减速器高速轴轴伸处的直径dmin=20mm2）轴的结构设计a初定各段轴径的确定位置轴径/mm说明联轴器处20按传递转矩估算的基本直径以及联轴器的内径取油封处30满足联轴器的轴向定位，并满足封油标准轴承处55因轴承只承受径向力，故选用角接触轴承，为方便轴承装拆，轴承内径因稍大于油封处，并符合滚动轴承标准内径，故取该段轴径为55，初定轴承型号7211C，两端相同轴肩6640涡杆处80（分度圆）40轴肩66轴承处66与轴段三相符b确定各轴段长度轴的各段长度在草图绘制过程中逐段确定，结果如下：50mm（联轴器LX2处）、50mm（油封处）21mm（轴承处）、8mm（轴肩）、62.75mm、104.54mm（涡杆轴）、62.75mm、8mm（轴肩）、22mm（轴承处）：c.传动零件的轴向固定联轴器处采用A型平键由该段轴径选用键6×45 GB 1096-2003。d.其他尺寸。为方便加工，并参照7211C型轴承的安装尺寸，走上过度圆角半径全部取r=1.5mm；轴端倒角为2×45°。3.2 低速轴的设计1）估算轴的基本直径。选用40Cr调质处理，估计直径d<100mm，取 C=108。各轴段直径的确定：根据【1】第214页式11.2得：dminC 3Pn=100 31.6562=29.86mmd应为受扭部分最细处，考虑到该处有一键槽，故轴径应增加3%，d=1.03×29.86=30.75mm, Tc=KT=1.5×252504.9=378757.4Nmm拟选用LX2型联轴器。轴径选用35mm。2）轴的结构设计a初定各段轴径的确定位置轴径/mm说明联轴器处35按传递转矩估算的基本直径以及联轴器的内径取油封处40满足联轴器的轴向定位，轴肩a=0.070.1d=0.070.1×36=2.523.6,并满足封油标准，取a=3，轴径为36+3×2=42mm轴承处45因轴承只承受径向力，故选用角接触轴承，为方便轴承装拆，轴承内径因稍大于油封处，并符合滚动轴承标准内径，故取该段轴径为45，初定轴承型号7209C，两端相同涡轮处48考虑到齿轮的装拆，并为标准直径涡轮轴肩处60考率到满足齿轮的轴向定位，轴肩a=0.070.1d=0.070.1×52=3.645.2,取a=4，轴径为52+4×2=60mm轴肩处52根据7209C轴承确定轴承处45b.确定各轴段长度轴的各段长度在草图绘制过程中逐段确定，依次为80mm（联轴器处）、80（油封处）、53mm（轴承处）、75mm（涡轮处）、8mm（轴肩）、63mm（轴承处）c.传动零件的轴向固定涡轮处键采用14×50 GB/T 1096-2003；输出端键采用10×63 GB/T 1096-2003；d.其他尺寸。为方便加工，并参照7208C型轴承的安装尺寸，走上过度圆角半径全部取r=1mm；轴端倒角为2×45°。四、 轴的校核以及轴上零件的校核高速轴的计算与校核1、轴的受力分析画轴的受力简图轴的受力简图、弯矩图、转矩图画在一起，绘于下页上。计算支承反力以涡轮为研究对象：圆周力径向力轴向力对蜗杆：Ft=420.8N，Fa=2672N，Fr=984.5N在水平面上在垂直平面上轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力画弯矩图水平面上，a-a截面处弯矩最大，M1H=21776.4 Nmm;垂直平面上，a-a左截面处弯矩，M1V=92653.2 Nmm a-a右截面处弯矩，M1V'=9242.6 Nmm合成弯矩，a-a左截面：M1=95177.9 Nmma-a右截面：M1'=23656.6 Nmm转矩：T=20820 Nmm画转矩图2、校核轴的强度a-a截面既有弯矩又有转矩，且弯矩最大，为危险截面。按弯扭合成强度计算式中：1-1截面处弯矩，；1-1截面处转矩，；抗弯剖面模量，由课本P205附表10.1，；抗扭剖面模量，由课本P205附表10.1，；根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，；对称循环的叙用弯曲应力，由课本P201表10.4，。因此，校核通过。校核键连接的强度由式中：工作面的挤压应力；传递的转矩，20820；轴的直径，40；键的工作长度，45，A型，为键的公称长度和键宽；许用挤压应力，由课本P85表6.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击，。对于轴段1上的键校核通过。轴的安全系数校核计算弯曲应力：,扭剪应力：式中：只考虑弯矩时的安全系数；只考虑转矩时的安全系数；、材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由课本P192表10.1，45号钢调质处理，；弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由课本P206、P207附表10.3、附表10.4，；零件的绝对尺寸系数，由课本P207附图10.1，；表面质量系数，由课本P207附图10.1和P205附表10.2，；把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由课本P192表10.1，；弯曲应力的应力幅和平均应力，；扭转剪应力的应力幅和平均应力，；许用疲劳强度安全系数，由课本P202表10.5，；校核通过。3、校核轴承的寿命计算轴承轴向力由表11.13查得7208C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1，2内部轴向力分别为：S1/N=0.4R1=0.4×919.6=367.8S2/N=0.4R2=0.4×228.6=91.4S2+A=91.4+420.8=512.2>S1故只校核轴段7上的轴承即可。查7209C轴承可得C=40800N，=33800N计算当量动载荷FaC0=267233800=0.079 查表11.12得：e=0.46得；式中：当量动载荷； 轴承的径向载荷和轴向载荷；动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由FaFr=2672757.8=3.52>1>e 得：X=0.44 Y=1.23校核寿命由课本P219式11.1c式中：轴承的基本额定寿命；轴承的预期寿命，五年二班，每年按250天计，；轴承的基本额定动载荷，查轴承7211C，；寿命指数，对于滚动轴承，；温度系数，由课本P218表11.9，工作温度，；载荷系数，由课本P219表11.10，轻微冲击，取；，校核通过。对低速轴的校核1、轴的受力分析画轴的受力简图轴的受力简图、弯矩图、转矩图画在一起，绘于下页。计算支承反力圆周力径向力轴向力在水平面上在垂直平面上轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力画弯矩图水平面上，a-a左截面处弯矩，MaH=R1HL2=81496 Nmm;a-a右截面处弯矩，MaH'=81496 Nmm垂直平面上，a-a左截面处弯矩，MaV=R1VL2=49989.5 Nmm a-a右截面处弯矩，MaV'=R2VL3=10230 Nmm合成弯矩，a-a左截面：M1=95606.2 Nmma-a右截面：M1'=82135.6 Nmm转矩：T=252504.9 Nmm画转矩图2、校核轴的强度a-a截面既有弯矩又有转矩，且弯矩最大，还有键槽引起的应力集中。a-a为危险截面。按弯扭合成强度计算式中：1-1截面处弯矩，；1-1截面处转矩，；抗弯剖面模量，由课本P205附表10.1，；抗扭剖面模量，由课本P205附表10.1，；根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，；对称循环的叙用弯曲应力，由课本P201表10.4，。因此，校核通过。校核键连接的强度由式中：工作面的挤压应力； 传递的转矩，；轴的直径，50；键的工作长度，50，A型，为键的公称长度和键宽；许用挤压应力，由课本P85表6.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击，。（1）对于轴段1上的键校核通过。（2）对于轴段4上的键校核通过。轴的安全系数校核计算弯曲应力：,扭剪应力：式中：只考虑弯矩时的安全系数；只考虑转矩时的安全系数；、材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由课本P192表10.1，45号钢调质处理，；弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由课本P206、P207附表10.3、附表10.4，；零件的绝对尺寸系数，由课本P207附图10.1，；表面质量系数，由课本P207附图10.1和P205附表10.2，；把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由课本P192表10.1，；弯曲应力的应力幅和平均应力，；扭转剪应力的应力幅和平均应力，；许用疲劳强度安全系数，由课本P202表10.5，；校核通过。3、校核轴承的寿命计算轴承轴向力由表11.13查得7208C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1，2内部轴向力分别为：S1/N=0.4R1=0.4×1567.3=626.92S2/N=0.4R2=0.4×1346.2=538.48S2+A=538.48+420.8=959.28>S1故只校核轴段7上的轴承即可。查7208C轴承可得C=26800N，=20500N计算当量动载荷FaC0=420.820500=0.021 查表11.12得：e=0.40得；式中：当量动载荷； 轴承的径向载荷和轴向载荷；动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由FaFr=420.8984.5=0.43>e 得：X=0.44 Y=1.40校核寿命由课本P219式11.1c式中：轴承的基本额定寿命；轴承的预期寿命，五年二班，每年按250天计，；轴承的基本额定动载荷，查轴承7208C，；寿命指数，对于滚动轴承，；温度系数，由课本P218表11.9，工作温度，；载荷系数，由课本P219表11.10，轻微冲击，取；，校核通过。五、 参考资料【1】【2】【3】17