机械设计课程设计-蜗轮蜗杆减速器设计说明书

1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η∑=η12∙η2∙η3∙η4=0.992∙0.98∙0.8∙0.96=0.738式中各η按【1】第87页表9.1取1－联轴器传动效率：0.992－每对轴承传动效率：0.983－涡轮蜗杆的传动效率：0.804－卷筒的传动效率：0.96所以电动机所需工作功率Pd=Pwη∑=1.60.738=2.07kW3）确定电机转速工作机卷筒的转速为nw=60×1000vπd=60×1000×0.9πd=62r/min所以电动机转速的可选范围是：nd=i∑′nw=(8~80)×62=(496~4960)r/min符合这一范围的转速有：750r/min、1000r/min、1500r/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1000r/min的电动机。2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1Y112M-6型电动机的主要性能型号额定功率Pd/kW满载时最大转矩额定转矩质量/kg转速n/(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：Ⅰ轴n1=nm=940r/minⅡ轴n2=62r/min卷筒轴n卷=n2=62r/min2）各轴输入功率：Ⅰ轴PⅠ=Pdη1=2.07×0.99=2.06kWⅡ轴PⅡ=PⅠη3=2.06×0.8=1.65kW卷筒轴P卷=PⅡη2η1=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=21030.3N∙mmⅠ轴TⅠ=Tdη1=21030.3×0.99=20820N∙mmⅡ轴TⅡ=TⅠη3i=20820×0.8×15.16=252504.9N∙mm卷筒轴T卷=TⅡη2η1=252504.9×0.99×0.98=244980.3N∙mm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/N∙mm)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1.60244980.3623二、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220~250HBW；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=15.16z1=2z2=iz1=2×15.16≈303、按齿面接触疲劳强度确定模数m和蜗杆分度圆直径d1m2d1≥9KT2(zEz2[σ]H)21）确定涡轮上的转矩T2，取η=0.8，则T2/N∙mm=iTⅠ=15.16×0.8×9.55×106×2.06940=2.54×1052)确定载荷系数K=KAKVKβ根据工作条件确定系数KA=1.15KV=1.0Kβ=1.1K=KAKVKβ=1.15×1.0×1.1=1.2653)确定许用接触应力[σ]H=KHN[σ]H0由表查取基本许用接触应力[σ]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=√107/N8=√107/(7.44×107)8=0.77[σ]H/MPa=KHN[σ]H0=0.77×200=1544)确定材料弹性系数zE=160√MPa5）确定模数m和蜗杆分度圆直径d1m2d1/mm≥9KT2(zEz2[σ]H)2=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=12(d1+d2)=12(80+189)=134.5mm≈135mm150𝑚𝑚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ηv2/m∙s1=πd2n260×1000=π×80×6260×1000=0.263符合要求tanγ=z1d1=6.3×280=0.16,得γ=8.95°vs/m∙s1=πd1n160×1000×cosγ=π×80×94060×1000×0.99=3.99由vs=3.99m/s查表得当量摩擦角ρ′=1°47′,所以η=(0.95~0.96)tan8.95°tan(8.95°+1°47′)=0.79~0.804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d64.88173.88涡轮齿宽220.75da1=141mm涡轮齿数z230蜗杆齿数z12蜗杆分度圆倒程角γArctanmz/d=8.95°蜗杆螺旋长度L757、热平衡计算。所需散热面积A=1000P1(1η)Ks(tt0)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η=0.80，则A/m2=1000P1(1η)Ks(tt0)=1000×2.06(10.8)15(7020)=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v23m/s,故取8级精度，侧隙种类代号为c，即传动8cGB/T100三、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d100mm，取C=100。根据【1】第214页式11.2得：din≥C√Pn3=100√2.079403=13mmdin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/T5014—2003）。计算转矩为Tc=KT=1.5×21030.3=31545.5N∙mm根据Tc=31545.5N∙mm，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（12~24）满足不了电动机轴径要求，故选用LX2型联轴器（Tc560𝑁∙𝑚，d=20~35mm），可满足电机轴径要求。减速器高速轴轴伸处的直径din=20mm2）轴的结构设计a．初定各段轴径的确定5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6×45GB1096-2003。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d100mm，取C=108。各轴段直径的确定：根据【1】第214页式11.2得：din≥C√Pn3=100√1.65623=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=378757.4N∙mm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=(0.07~0.1)d=(0.07~0.1)×636=2.52~3.6,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=(0.07~0.1)d=(0.07~0.1)×52=3.64~5.2,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14×50GB/T1096-2003；输出端键采用10×63GB/T1096-2003；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：7圆周力2222252504.92672189tTFNd径向力tan/cos2672tan20/cos8.95984.5rtFFNγ轴向力a=Ftan=2672tan8.95420.8NtFγ对蜗杆：Ft=420.8N，Fa=2672N，Fr=984.5N在水平面上1210.42tHFRN2210.4HRN在垂直平面上13123/2895.2arVFdFLRNLL2189.3VrVRFRN轴承1的总支承反力2222111895.2210.4919.6HVRRRN轴承2的总支承反力2222222210.489.3228.6HVRRRN画弯矩图水平面上，a-a截面处弯矩最大，M1H=21776.4N∙mm;垂直平面上，a-a左截面处弯矩，M1V=92653.2N∙mma-a右截面处弯矩，M1V′=9242.6N∙mm合成弯矩，a-a左截面：M1=95177.9N∙mma-a右截面：M1′=23656.6N∙mm转矩：T=20820N∙mm8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222211951770.3208204414.9055640012800ebTMTMPaMPaWW式中：1M——1-1截面处弯矩，195177MNmm；T——1-1截面处转矩，20820TNmm；W——抗弯剖面模量，由课本P205附表10.1，33350.10.1406400Wdmm；9TW——抗扭剖面模量，由课本P205附表10.1，33350.20.24012800TWdmm；——根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3.0；b1——对称循环的叙用弯曲应力，由课本P201表10.4，155bMPa。因此，校核通过。校核键连接的强度由12pThld式中：p——工作面的挤压应力；1T——传递的转矩，20820mmN；d——轴的直径，40mm；l——键的工作长度，45mm，A型，lLb，bL、为键的公称长度和键宽；p