一级蜗轮与蜗杆减速箱设计书.doc

一级蜗轮与蜗杆减速箱设计书 主要结果2 总体传动方案的选择与分析2.1 传动方案的选择该传动方案在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆减速器传动装置传动，如下图所示：2.2 传动方案的分析该工作机采用的是原动机为Y系列三相笼型异步电动机，三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，电压380 V，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便；另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内使用比较环保。传动装置采用单级蜗杆减速器组成的封闭式减速器，采用蜗杆传动能实现较大的传动比，结构紧凑,传动平稳，但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但采用圆锥滚子轴承可以减小这缺点带来的影响，但它常用于高速重载荷传动，所以将它安放在高速级上。并且在电动机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷筒轴之间采用弹性联轴器联接，因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。 计 算 及 说 明 主要结果7 电动机的选择3.1电动机功率的确定、1） 工作机各传动部件的传动效率及总功率 查机械设计课程设计指导书表可知蜗轮传动的传动比为： i蜗杆=1040又根据机械设计基础表可知蜗杆头数为Z1=2，由表4-4可知蜗杆传动的总效率为：蜗杆=0.750.82；取0.75查机械设计课程设计指导书表可知各传动件的效率分别为：联轴器=0.990995；取0.99轴承=0.97（一对）；卷筒=0.96；工作机的总效率为：总=2联轴器*蜗杆*3轴承*卷筒=0.642） 电动机的效率：Pw=F*V/1000=3500*1.5/1000=5.52kw所以电动机所需工作效率为：Pd max=Pw/总min=5.52/0.64=8.2kw3.2确定电动机的转速查机械设计课程设计指导书书中表得各级齿轮传动比如下：i蜗杆=1040理论总传动比：i总=i蜗杆=10402） 电动机的转速：卷筒轴的工作转速：n卷筒=60*1000v/D=60*1000*1.5/290=98.8r/min所以电动机转速的可选范围为：nd=n卷筒*i总=(1040)*98.8=9883952r/min 计 算 及 说 明 主要结果根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。其主要功能列表如下：电动机型号额定功率kw满载转速r/min额定转矩最大转矩Y132M2-61114602.22.37传动装置运动及动力参数计算4.1各轴的转速计算1） 实际总传动比及各级传动比的他配：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比i：i=nm/mw=1460/179.1=8.15所以取i取82） 各轴的转速：第一轴的转速： n1=nm=1460r/min第二轴的转速： n2=n总=1460/8=179.14.2各轴的输入功率第一轴的功率： P1=Pd*联轴器=8.2*0.99=8.12kw第二轴的功率： P2=pd*12=P1*蜗杆*轴承=8.12*0.97*0.75=5.91kw第三轴的功率： P3=pd*23*=P2*联轴器*轴承=5.91*0.97*0.99=5.68kw4.3各轴的输入转矩电动机轴的输入转矩：T=9.55*106*Pd/nm=9.55*106*8.2/1460=5.31*104T1=Td*1*n1=5.31*104*1*0.99=5.15N.mmT2=T1*12*n12=5.15*104*8.15*0.75=2.93*104将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表： 计 算 及 说 明 主要结果轴名功率P/kw转矩T/Nmm转速n/（r/min）传动比i效率电机轴第一轴卷筒轴7蜗轮蜗杆的设计及参数计算5.1传动参数蜗杆输入功率P=8.2kw,蜗杆转速n1=1460r/min，蜗轮转速n2=182.5r/min，理论传动比i=16.75，实际传动比i=17，蜗杆头数Z1=4，蜗轮齿数为Z3=i*Z1=4*8=32，蜗杆转速n2=n1/i=1460/8=182.5r/min5.2 蜗轮蜗杆材料及强度计算1.选用蜗杆传动类型根据GB/T 100851988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，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗杆用铸锡磷青铜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。由式（11-12），传动中心距1） 确定作用在蜗轮上的转矩T2按z1=2，估取效率=0.8，则T2=9.55*106*P2/n2=9.55*106P*/(n2*i12)=3.148*105Nmm2） 确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K=1；由表11-5选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV=1.05；则K= KA *K*KV=1.213） 确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa1/24)确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35,从图11-18中可查到Z=2.9。4） 确定许用接触应力H5） 根据涡轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆l螺旋齿面硬度45HRC，可从表11-7中查到蜗轮的基本许用应力H=268MPa计 算 及 说 明 主要结果应力循环次数 N=6*j*n2*Ln=60*1*182.5*300*8*24 =6.31*108寿命系数KHN= =0.5954则H=KHN*H=180*0.5954 =107Mpa6） 计算中心距a= =192.7656mm其中心距a=200，因i=8，故从表11-2中取模数m=8mm，蜗杆分度圆d1=80mm，这时的d1/a=0.4，Z=2.74,从图11-18中可查到接触系数Z=2.74，因为ZZ，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）蜗杆轴向齿距Pa=*m=3.14*8=25.133mm；直径系数q=d1/m=80/8=10；齿顶圆直径da1=d1+2ha1*m=96mm；齿根圆直径df1=d1-2(ha*+c)=60.8mm；分度圆导程角=214805；蜗杆轴向齿厚sa=1/2*m=60.8mm2)蜗轮蜗轮齿数Z2=31；变位系数X2=-0.5；验算传动比i=Z2/Z1=31/4=7.75;这时传动比误差(8-7.75)/8=3.1,是允许的。蜗轮分度圆直径d2=m*Z2=31*8=248mm蜗杆喉圆直径da2=d2+2ha2=248+2*8=264mm蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf1=248-2*1.2*8=128.8蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-1/2*da2=200-1/2*264=68mm5.校核齿根弯曲疲劳强度F=1.53KT2/(d1*d2*m)Yfa*Y=F当量齿数Zv2=Z2/cos3=31/cos214805=33.3877根据X2=-0.5 ，Zv2=33.39，从图11-19中可查到齿形系数Yfa2=3.2螺旋角系数Y=1-/140=1-21.8/140=0.8443许用弯曲应力F= F*KFN从表11-8中查得由制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F= F*KFN F=40Mpa寿命系数KFN=0.62 计 算 及 说 明 主要结果F=(1.53*1.21*3.15*105)/(80*8*248)*0.8443*3.2 =9.196519.6弯曲强度是满足的。6. 验算效率=(0.950.96)tan/tan(+v) =21.8已知=111836；v=arctanfv；fv与相对滑动速度vs有关。vs=*d1*n1/(60*1000*cos)= (*80*1460)/(60*1000*cos21.8)=6.57m/s从表11-18中用插值法查得fv=0.0199；v=1.1445 ；代入式中得=0.86，大于原估计值，因此不用重算。 5.4 热平衡计算环境温度 取工作温度 取传热系数 取需要的散热面积 A=1000*P1(1-)/(tp-tv)R1) =1000*8.12*(1-0.907)/13(70-20)=1.16m2 7 轴的设计计算及校核6.1 输出轴的设计6.1.1选择轴的材料及热处理考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，调质处理。6.1.2初算轴的最小直径已知轴的输入功率为5.25kW，转速为960 r/min.根据机械设计基础表7-4可知，C值在106118间。所以输出轴的最小直径： 计 算 及 说 明 主要结果但是，由于轴上有1个键槽，计入键槽的影响：已知输出轴的输入功率为4.2kW，转速为56.5r/min，则输出轴的最小直径： 由于轴上由2个键槽，故已知卷筒轴的输入功率为4.03kW,转速为56.5r/min，则卷筒轴的最小直径为6.1.3联轴器的选择1) 载荷计算已知蜗杆轴名义转矩为由于蜗杆减速器的载荷较平稳，按转矩变化小考虑，取工作情况系数k=1.3。蜗杆轴计算转矩： 已知蜗轮轴名义转矩为; 卷筒轴计算转矩为所以蜗轮轴计算转矩：卷筒轴计算转矩： 计 算 及 说 明 主要结果2) 选择联轴器的型号查机械设计课程设计指导书表14.2可知，电动机轴的直径，轴长；蜗杆轴直径。查机械设计课程设计指导书表13.1可知，蜗杆轴的输入端选用LH3型弹性柱销联轴器。联轴器标记 LH3联轴器GB/T 5014公称转矩 许用转速 查机械设计课程设计指导书表13.1可知，蜗轮轴的输出端选用LH4型弹性柱销联轴器。联轴器标记 LH4联轴器GB/T 5014公称转矩 许用转速 6.1.4轴承的选择及校核1) 初选输入轴的轴承型号据已知工作条件和输入轴的轴颈，由机械设计基础附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30208（一对），其尺寸：D=80mm,d=40mm,B=18mm。据已知工作条件和输出轴的轴颈，由机械设计基础附表8-5 计 算 及 说 明 主要结果初选轴承型号为圆锥滚子轴承30214（一对），其尺寸：D=125mm,d=70mm,B=24mm。基本额定动载荷 C=63000N计算系数 e=0.37轴向载荷系数 Y=1.62) 计算蜗杆轴的受力蜗杆轴的切向力，轴向力和径向力蜗杆轴： Ft1=2T1/d1=2*5.31*104/80=1328N=-Fx2蜗轮轴： Ft2=2T1/d1=2*31.48*104/272=2315N=-Fx1Fr2=Ft2tan20=2315*tan20=842.6N 3) 计算轴承内部轴向力轴承的内部轴向力：Fs1=Fr1/(2*Y)=842.6/(2*1.6)=263N=-Fs24) 计算轴承的轴向载荷轴承2的轴向载荷 由已知得，与方向相同，其和为 Fs1+Fx1=263+2315=2578N（轴承2为“压紧”端），所以 计 算 及 说 明 主要结果Fa2=Fs1+Fx1=2578N轴承1的轴向载荷 FA1=Fs1=263N（轴承1为“放松”端）5) 计算当量动载荷轴承1的载荷系数 根据FA1/Fr1=263/842.6=0.312e,由表8-8可知X2=0.4，Y2=1.4轴承1的当量动载荷 FP1=Fr1=842.6轴承2的当量动载荷 FP2=X2Fr2+Y2FA2=0.4*842.6+1.4*578=3946N所以轴承的当量动载荷取、中较大者，所以Fp=3946N6) 计算轴承实际寿命温度系数 由机械设计基础表8-6可知载荷系数 由机械设计基础表8-7可知寿命指数 滚子轴承 轴承实际寿命 计 算 及 说 明 主要结果 轴承预期寿命 结论 由于 轴承30208满足要求6.2 轴的结构设计6.2.1蜗杆轴的结构造型如下：6.2.2蜗杆轴的径向尺寸的确定从联轴段开始逐渐选取轴段直径，起固定作用，定位轴肩高度a=(0.070.1)*d1，故24+2*0.07*24=d2=24+2*0.1*24。该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取d2=28mm；与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取 计 算 及 说 明 主要结果，选定轴承型号为30208，与蜗轮相配合