一级蜗轮蜗杆减速器--机械设计课程设计

---一、课程设计任务书题目：设计某带式传输机中的蜗杆减速器工作条件：工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制。已知条件：滚筒圆周力F=4400N；带速V=0.75m/s；滚筒直径D=450mm。---二、传动方案的拟定与分析由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V≤4-5m/s,这正符合本课题的要求。---三、电动机的选择1、电动机类型的选择按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380Ｖ，型号选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择1）传动装置的总效率：23总蜗杆联轴器轴承滚筒230.990.990.720.960.6572）电机所需的功率：23001.24.38100010000.657FVPKW电机总3、确定电动机转速计算滚筒工作转速：6010006010001.263.69/min360VrD滚筒按《机械设计》教材推荐的传动比合理范围，取一级蜗杆减速器传动比范围580i减速器，则总传动比合理范围为I总=5～80。故电动机转速的可选范围为：(5~80)63.69318.45~5095.2/minninr总电动机滚筒。符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第4方案比较适合，则选n=3000r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S1-2。其主要性能：额定功率5.5KW；满载转速2920r/min；额定转矩2.2。0.657总63.69/minnr滚筒4.38PKW电机860~10320/minnr电动机电动机型号：Y132S1-2---四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比292045.8563.69nin电动机总滚筒五、动力学参数计算1、计算各轴转速002920/min2920/min292063.69/min45.8563.6963.69/min1nnrnnrnnrinnri电动机减速器2、计算各轴的功率45.85i总---P0=P电机=4.38KWPⅠ=P0×η联=4.336KWPⅡ=PⅠ×η轴承×η蜗杆=3.09KWPⅢ=PⅡ×η轴承×η联=3.03KW3、计算各轴扭矩T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×4.38/2920=14.325N·mTⅠ=9.55×106PII/nⅠ=9.55×106×4.3362/2920=14.1818N·mTⅡ=9.55×106PIII/nⅡ=9.55×106×3.09/63.69=463.33N·mTⅢ=9.55×106PIII/nⅡ=9.55×106×3.03/63.69=454.33N·m六、传动零件的设计计算蜗杆传动的设计计算1、选择蜗杆传动类型根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(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02920/min2920/min63.69/min63.69/minnrnrnrnrP0=4.38KWPI=4.336KWPII=3.09KWPIII=3.03KWT0=14.325N·mTI=14.1818N·mTII=463.33N·mTIII=454.33N·m---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。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。3、按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材P254式(11—12),传动中心距322)(HPEKTa(1)确定作用在蜗杆上的转矩2按11，估取效率=0.72,则=663.099.55109.551063.69pn=468667N.mm(2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表11—5选取使用系数1.0A由于转速不高,冲击不大,可取动载系数05.1v;则由教材P2521.011.051.05v(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=16021a。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径1d和传动中心距a的比值ad1=0.35从教材P253图11—18中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从从教材P254表11—7查得蜗轮的基本许用应力=268a。由教材P254应力循环次数26060163.69365241033475460hjnLK=1.21---寿命系数78100.6448334754640HN则0.6448268173HHNHa(6)计算中心距231602.91.05468667152.405173amm(6)取中心距a=180mm,因i=45.85,故从教材P245表11—2中取模数m=6.3mm,蜗轮分度圆直径1d=63mm这时ad1=0.35从教材P253图11—18中可查得接触系数=2.9因为=,因此以上计算结果可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)蜗杆轴向尺距3.146.319.792ammm;直径系数10q;齿顶圆直径11263216.375.6aaddhmmm;齿根圆直径11247.25faddhmcmm;分度圆导程角54838;蜗杆轴向齿厚3.146.39.89622amSmm。(2)蜗轮蜗轮齿数48;变位系数20.4286mm;演算传动比2148481zizmm,这时传动误差比为4845.854.7%45.85,是允许的。蜗轮分度圆直径226.348302.4dmzmm蜗轮喉圆直径2222aahdd=315mm蜗轮齿根圆直径2222281.25ffddhmm蜗轮咽喉母圆半径221118032522.522garadmm5、校核齿根弯曲疲劳强度19.792a175.6admm147.25fdmm2302.4d2315ad---FFaFYYmddKT221253.1当量齿数22334848.24coscos5.71v根据220.4286,48.24vX从教材P255图11—19中可查得齿形系数22.717FaY螺旋角系数5.71110.9592140140Y从教材P255知许用弯曲应力FNFFK从教材P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa。由教材P255寿命系数669910100.67733475460FNKN560.67737.912FMPa1.531.054686672.7170.959216.34963302.46.3FMPa可见弯曲强度是满足的。6、验算效率v～　tantan96.095.0已知=5.71;vvfarctan;vf与相对滑动速度sV有关。116329209.68/601000cos601000cos5.71sdnVms从教材P264表11—18中用插值法查得vf=0.01632,'5388v代入式中得=0.824,大于原估计值,因此不用重算。7、精度等级公差和表面粗糙度的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9级精度,侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089—1988。然后由参考文献[5]P187查得蜗杆2281.25fd222.5gr248.24v22.717FaY37.912FMPa968/sVms---的齿厚公差为1s=71μm,蜗轮的齿厚公差为2s=130μm;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6μm,蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μm和3.2μm。8.热平衡核算初步估计散热面积：1.751.751800.330.330.92100100aS取at(周围空气的温度)为20c。22(8.15~17.45)/(),17/()1000(1)10004.3366(10.824)(20S170.9268.885S0.92dadwmcwmcpttcc取油的工作温度）合格。at=20ct=68.8cS0.92---七、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217~255HBS根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d≥115(5.9/1500)1/3mm=18.1mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=18.1×(1+5%)mm=19.1mm∴选d=30mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。（2）确定轴各段直径和长度I段：直径d1=30mm长度取L1=60mmII段：由教材P364得：h=0.08d1=0.08×30=2.4mm直径d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,长度取L2=50mmIII段：直径d3=40mm初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为15mm，并且采用套筒定位；故III段长：L3=40mm由教材P364得：h=0.08d3=0.08×50=4mmd4=d3+2h=40+2×4=50mm长度取L4=90mmⅤ段：直径d5=80mm长度L5=120mmⅥ段：直径d6=d4=50mm长度L6=90mmⅦ段：直径d7=d3=40mm长度L7=L3=40mm初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为15mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=490mm（3）按弯矩复合强度计算①求小齿轮分度圆直径：已知d1=80mm=0.08m②求转矩：已知T2=91.7N·m、T1=54.8N·m③求圆周力：Ft根据教材P198（10-3）式得：1tF=2T1/d1=2X54.8/80X310=1370N2tF=2T2/d2=590N④求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得：d=30mmd1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=50mmd5=80mmd6=50mmd7=40mmFAY=107.35N---Fr=2tF·tanα=590×tan200=214.7N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=182.5mm绘制轴的受力简图绘制垂直面弯矩图轴承支反力：FAY=FBY=Fr1/2=107.35NFAZ=FBZ=1tF/2=685N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC1=FAyL/2=19.6N·m绘制水平面弯矩图图7-1截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=685×182.5×310=125N·m绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(19.62+1252)1/2=126.5N·m绘制扭矩图转矩：T=TI=54.8N