一级涡轮蜗杆减速器设计说明书Word文档下载推荐.doc
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7.5
1000
970
119
Y13M-4
1500
1440
81
=0.66
=3.66kw
=5.55kw
由上表可知同步转速高的电动机质量低,但综合考虑有表中数据可知两个方案均可行,但方案1的总传动比较小,传动装置结构尺寸较小,并且节约能量。
因此选择方案1,选定电动机的型号为Y160M-6。
2.2传动比分配
各级传动比分配:
由于为蜗杆传动,传动比都集中在蜗杆上,其他不分配传动比。
2.3计算传动装置的运动和动力参数
2.3.1蜗杆蜗轮的转速:
蜗杆转速和电动机的额定转速相同,杆=970r/min
蜗轮转速:
滚筒的转速和蜗轮的转速相同,滚=50r/min
2.3.2功率
蜗杆的功率:
p=5.55*0.99=5.49kW
蜗轮的功率:
p=5.49*0.725*0.98=3.90kW
滚筒的功率:
p=3.90*0.99*0.98*0.96=3.63kW
2.3.3各轴转矩
电动机型号:
Y160M-6。
i=19.4
杆=970r/min
=50r/min
滚=50r/min
P杆=5.49kW
P蜗=3.90kW
p筒=3.63kW
参数
蜗杆
蜗轮
滚筒
转速r/min
50
功率P/kw
5.55
5.49
3.90
3.63
转矩N.m
54.64
54.09
744.90
693.79
传动比i
19.4
效率
0.99
0.71
0.93
3.传动零件的设计计算
3.1蜗轮蜗杆设计计算
3.1.1选择蜗杆的传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐,采用渐开式蜗杆(ZI)
3.1.2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.
3.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动设计准则,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。
公式如下:
(1)确定作用在蜗轮转矩,按=2,估取效率为=0.75,
(2)确定载荷系数K
因工作载荷有轻微冲击,取载荷分布不均系数=1;
表11—5《机械设计》选取使用系数
由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;
K=KAKBKV=1.15×
1×
1.05≈1.21
(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=160
(4)确定蜗轮齿数
==220=40
(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《机械设计》表11—7查得蜗轮的基本许用应力=268。
应力循环次数
N=60j=60150(83655)=4.38
寿命系数:
KHN=(107/43800000)1/8=0.8314
则[бH]=KHN×
[бH]
`=0.8314×
268Mpa=222.8Mpa
(6)
因为=2,故从表11-2中m=8mm,分度圆直径d1=80mm
3.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
(1)中心距
a=(+)/2=(80+840)/2=200mm
(2)蜗杆
=744.90N.m
蜗杆45号钢
蜗轮ZCuSn10P1
=744900N.mm
K=1.21
=160
=40
=268
N=4.38
KHN=0.8314
[бH]=222.8Mpa
m=8mm
d1=80mm
a=200mm
轴向齿距pa=25.133mm,直径系数q=10,齿顶圆直径da1=96mm
;
齿根圆直径df1=60.8mm,分度圆导程角γ=11°
18´
36"
;
蜗杆轴向齿厚Sa=12.5664mm
(3)蜗轮
传动比i取20
蜗轮分度圆直径:
d2=mZ2=8×
40=320mm
蜗轮喉圆直径:
da2=d2+2ha2=320+2×
[8×
(1-0.5)]=336mm
蜗轮齿根圆直径:
df2=d2-2hf2=320-2×
8×
1.2=300.8mm
蜗轮咽喉母圆半径:
rg2=a-1/2da2=200-1/2*336=32mm
3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数
根据从图11—17中可查得齿形系数
螺旋角系数
可知许用弯曲应力
从《机械设计》表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56。
寿命系数
可见弯曲强度是满足的。
3.1.6验算效率
已知=;
与相对滑动速度有关。
从《机械设计》表11—18中用插值法查得=0.0235,代入式中得=0.831,大于原估计值,因此不用重算。
3.1.7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8级精度,侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089—1988。
然后《机械设计课程设计》查得蜗杆的齿厚公差为=71μm,蜗轮的齿厚公差为=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。
3.1.8热平衡核算
初步估计散热面积:
取(周围空气的温度)为。
所以S=1.10合格
4.轴的设计计算
4.1蜗杆轴的设计
4.1.1作用在齿轮上的力
齿轮分度圆的直径为
圆周力:
轴向力:
径向力:
Fr1=·
tanα=4655.63×
tan200=1694.51N
pa=25.133mm
q=10
da1=96mm
df1=60.8mm
γ=11°
Sa=12.5664mm
d2=320mm
da2=336mm
df2=300.8mm
rg2=32mm
42.42
0.657
36.792mpa
S=1.10
(周围)=
工=69.62
Fr1=1694.51N
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。
4.1.2蜗杆轴的设计计算
选用45调质,硬度217~255HBS,并查表15-3,取A0=120
d≥
考虑有键槽,将直径增大5%,则:
d=21.39×
(1+5%)mm=22.46mm
轴伸安装联轴器,考虑补偿轴的可能位移,选用无弹性元件的联轴器,由转速和转矩得
Tc=KT1=1.5×
54090=81135N•mm
查表GB/T5014-2003弹性柱销联轴器选用LX4,标准孔径d=50mm,即轴伸直径为38mm,半联轴器的长度L=84mm。
初选圆锥滚子轴承30212(GB/T297-1994)
各段轴的长度及直径:
d≥21.39mm
Tc=81135N•mm
4.1.3轴的校核计算
求轴上的载荷
水平:
垂直:
水平弯矩:
垂直弯矩:
总弯矩:
弯矩图如下:
从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面.现将计算出危险截面处的力矩值列于下表
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
弯矩M
总弯矩
扭矩T
T1=54090N·
mm
(1)按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的强根据式15-5及上表中的数值,并取α=0.6,轴的计算应力
σ=[M2+(αT)2]1/2/W=8.06mpa
前面以选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得.σ≤[σ-1],故安全.
(2)精确校核轴的疲劳强度
1)危险截面的左侧
抗弯截面系数W1=0.1d3=0.1×
653=27463mm3
抗扭截面系数W2=0.2d3=0.2×
653=54925mm3
截面左侧的弯矩M为
M=277422.4×
(71-36)/71=136757.52N·
截面上的扭矩T2为T1=54090N·
截面上的弯曲应力
σ=8.06mpa
W1=27463mm3
W2=54925mm3
M=136757.52N·
截面上的扭转切应力τ=T1/W2=0.98MPa
轴的材料为45钢,调质处理.由表15-1查得
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按表3-2查取.因r/d=0.0285,D/d=1.142,经插值后可查得,
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
故有效应力集中系数按式(附3-4)为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1.993
kτ=1+qτ(ατ-1)=1.67
由附图3-2得尺寸系数εσ=0.66
由附图3-3得扭转尺寸系数ετ=0.8
轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为
Kσ=kσ/εσ+1/βσ-1=3.1067
Kτ=kτ/ετ+1/βτ-1=2.174
又由3-1节和3-2节得碳钢的特性系数
于是,计算安全系数
Sσ=σ-1/(Kσσ+фσσm)=37.9
Sτ=τ-1/(Kτσ+фττm)=14.07
Sca=SσSτ/(Sσ2+Sτ2)1/2=13.19>>1.5
故可知其安全.
τ=0.98MPa
kσ=1.993
kτ=1.67
εσ=0.66
ετ=0.8
Kσ=3.1067
Kτ=2.174
Sca=13.19
安全.
2)截面右侧
803=51200mm3
803=102400mm3
截面右侧的弯矩M为
M=274422.4×
(76-31)/76=136757.52N·
截面上的弯曲应力σ=M/W=2.67Mpa
截面上的扭转切应力τ=T1/W2=0.53Mpa
过盈配合处的值,由附表3-8用插入法求出,并取,于是得
Sca=SσSτ/(Sσ2+Sτ2)1/2=13.284>>1.5
故该轴在截面右侧的强度也是足够的
4.2蜗轮轴的设计计算
W1=51200mm3
W2=102400mm
M=136757.52N·
σ=2.67Mpa
τ=0.53Mpa
Sca=13.284
强度是足够的
因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故选用材料45钢,调质处理。
轴径可按下式求得,有表取A=106则
d=45.30×
(1+5%)mm=47.56mm
轴伸安装联轴器,考虑补偿轴的可能位移,选用弹性元件的联轴器,由转速和转矩得
Tc=KT2=1.5×
744900=1117350N•mm
查表GB/T5014-2003弹性柱销联轴器选用LX4,标准孔径d=55mm,即轴伸直径为38mm,半联轴器的长度L=84mm。
初选圆锥滚子轴承30213(GB/T297-1994)
4.2.2轴的校核计算
T1=744900N·
.
σ=[M2+(αT)2]1/2/W=15.2mpa
前面以选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得.σ≤[σ-1],故安全
∴此轴强度足够
5键联接的选择及校核计算
1)联接轴与联轴器的键
联轴器键联接选用A型普通平键b×
h=14×
9(GB/T1096-2003)
长70mm,挤压应力为:
σp=4T1/d1hl=4×
54090/50×
9×
70=6.87Mpa<
[σp](110Mpa)强度足够
2)蜗轮处键联接选A型普通平键b×
h=20×
12(GB/T1096-2003)
长70mm挤压应力为:
σp=4T2/d4hl=4×
744900/70×
12×
70=50.67Mpa<
3)联轴器处键联接选用型普通平键b×
h=16×
10(GB/T1096-2003)
长75mm挤压应力为:
σp=4T2/d1hl=4×
744900/55×
10×
75=72.23Mpa<
6滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件,轴承预计寿命:
=8×
365×
5=146000小时。
6.1计算输入轴轴承
初选圆锥滚子轴承30212(GB/T297-1994)查轴承手册可知其基本额定动载荷=102000N基本额定静载荷=130000N。
内径d=60mm
外径D=110mm厚度B=22mme=0.4Y=1.5
(1)当量动载荷
轴承1的总支撑反力:
轴承2的总支撑反力:
轴承1、2的内部轴向力分别为:
外部轴向力A=4656N
σ=15.2mpa
安全
σp=6.87Mpa
强度足够
σp=50.67Mpa
σp=72.23Mpa
=146000h
1525N
751N
508N
250N
则两轴承的轴向力分别为:
因=3.22>e,故X=0.4Y=1.5
因=0.333>e,故X=1Y=0
(2)轴承寿命
因,故只需校核轴承1。
轴承在100℃
以下工作,查表得11.2=1=1.2
因为<
所以轴承寿命足够
6.2计算输出轴轴承
初选圆锥滚子轴承30213(GB/T297-1994)查轴承手册可知其基本额定动载荷=120000N基本额定静载荷=152000N。
内径d=65mm
外径D=120mm厚度B=23mme=0.4Y=1.5
外部轴向力A=1352N
4906N
7969N
=20850h
轴承寿命足够
因=0.679>e,故X=0.4Y=1.5
所以轴承寿命足够.
7减速器的润滑与密封
7.1齿轮的润滑
闭式齿轮传动,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于150-200m/min,所以选择油润滑。
对于圆柱齿轮而言,齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高,但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3。
大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。
根据以上要求,减速箱使用前须加注润滑脂,使油面高度达到33-71mm。
从而选用L-AN68润滑油。
7.2轴承的润滑
滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。
选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。
由于V齿=0.89m/s≤2m/s,所以均选择脂润滑。
采用脂润滑轴承的时候,为避免稀油稀释油脂,需用挡油环将轴承与箱体内部隔开,且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。
在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂(GB7324-1987),它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑,选用牌号为ZN-3的润滑脂。
7.3减速器的密封
为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作,在构成
2141N
789N
4473N
2367N
=3724620h
箱体的各零件间,如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间,需设置不同形式的密封装置。
对于无相对运动的结合面,常用密封胶、耐油橡胶垫圈等;
对于旋转零件如外伸轴的密封,则需根据其不同的运
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- 一级 涡轮 蜗杆 减速器 设计 说明书