蝸輪減速器設(shè)計(jì)說明書

1、二、傳動方案的擬定與分析由于本課程設(shè)計(jì)傳動方案已給：要求設(shè)計(jì)單級蝸桿減速器。先通過粗略計(jì)算確定方案為蝸桿下置式，它與蝸桿上置式減速器相比具有攪油損失小，潤滑條件好等優(yōu)點(diǎn)，適用于傳動V4-5 m/s,這正符合本課題的要求。三、電動機(jī)的選擇1、電動機(jī)類型的選擇按工作要求和條件，選擇全封閉自散冷式籠型三相異步電動機(jī)，電壓380，型號選擇Y系列三相異步電動機(jī)。2、電動機(jī)功率選擇1）傳動裝置的總效率：通過指導(dǎo)書查表得知各傳動件的傳動效率；1（彈性聯(lián)軸器）0.9942（剛性聯(lián)軸器）0.993（滾動軸承） 0.994（蝸輪蝸桿） 0.82所以得知總傳動效率；總1×2×3×40.

2、798注：由指導(dǎo)書知，蝸桿傳動效率4中已經(jīng)包括了蝸桿軸上一對軸承的效率，所以蝸桿上軸承效率損失不再計(jì)算）2）電動機(jī)所需功率：P（電機(jī)功率）P（工作機(jī)功率）總1.44Kw3、電動機(jī)轉(zhuǎn)速的確定；由任務(wù)書要求知n（輸出軸）=30.5 r/min。按機(jī)械設(shè)計(jì)教材推薦的傳動比合理范圍，取一級蝸桿減速器傳動比范圍i（減速器）=1040，則總傳動比合理范圍為i總=1040。故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為： n(輸入軸)= i總×n（輸出軸）=（1040）×30.5=3051220符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000 r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有四種適用的電動機(jī)型號，因此有四

3、種傳動比方案，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。4、確定電動機(jī)型號根據(jù)以上選用的電動機(jī)類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機(jī)型號為Y100L-6。其主要性能：額定功率1.5Kw；滿載轉(zhuǎn)速940r/min；額定轉(zhuǎn)矩2.0?？?0.7987P（電機(jī)動軸）=1.44Kwn（輸出軸）=30.5 r/minn(輸入軸) =3051220 r/min電動機(jī)型號Y100L-6四、計(jì)算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比由于采用一級減速，所以總傳動比為i總=n（輸入軸）n（輸出軸）=94030.5=30.8五、動力學(xué)參數(shù)計(jì)

4、算1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速 n（輸入軸）=940 r/min； n（輸出軸）=30.5 r/min；2、計(jì)算各軸的功率P（電機(jī)軸）=1.44KwP（輸入軸）=Pd×1=1.44×0.994=1.43Kw；P（輸出軸）=P(輸入軸) ×4=1.43×0.82=1.17Kw；P (工作機(jī)軸)=P（輸出軸）×3×2=1.17×0.99×0.99=1.15Kw3、計(jì)算各軸扭矩T(電機(jī)軸)= 9.55×106 P（電機(jī)軸） n（電機(jī)軸）=9.55×1061.44940=14.5 N·m；T(輸入軸)=

5、9.55×106 P（輸入軸） n（輸入軸）=9.55×1061.43940=14.4 N·m；T(輸出軸)= 9.55×106P（輸出軸） n（輸出軸）=9.55×1061.1730.5=360 N·m；T(工作機(jī)軸)= 9.55×106P（工作機(jī)軸） n（工作機(jī)軸）=9.55×1061.1530.5=350 N·m；i總=30.8n（輸入軸）=940 r/minn（輸出軸）=30.5 r/minP（電機(jī)軸）=1.44KwP（輸入軸）=1.43KwP（輸出軸）=1.17KwP (工作機(jī)軸) =1.15K

6、wT(電機(jī)軸) =14.5 N·mT(輸入軸) =14.4 N·mT(輸出軸) 360 N·mT(工作機(jī)軸) =350 N·m 六、 傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1、選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T100851988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。2、選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45鋼;因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為4555HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。3、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則,先按

7、齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì),再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由公式（11-10） m2d1KT2(480Z2H)2(1)確定作用在蝸桿上的轉(zhuǎn)矩T2（輸出軸）按Z1=2，估取效率=0.82,則T(輸出軸)= 9.55×106P（輸出軸） n（輸出軸）=9.55×1061.1730.5=360 N·m；(2)確定載荷系數(shù)K因工作載荷有輕微沖擊,故由教材P253取載荷分布不均系數(shù)K=1;由教材P253表115選取使用系數(shù)KA=1.0由于轉(zhuǎn)速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù)Kv=1.08;則由教材P252 K=KA×K×Kv=1.08(3)確定彈性影響系數(shù)ZE因選用

8、的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故ZE=160。(4)確定蝸輪齒數(shù)Z2Z2=Z1×i總=2×30.8=61(5)確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從從教材P254表117查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268MPa。由教材P254應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60jn2Lh=60×1×30.5×360×16×5=5.23×107所以壽命系數(shù)KHN=8107N=0.81則有=KHN×=217MP(6)計(jì)算m2d1KT2(480Z2H)2=1.08

9、15;3.6×105×（48061×217）2=511.2mm3因Z1=2,故從表11-2中取模數(shù)m=4，蝸桿分度圓直經(jīng)d1=40mm,=11。186“ 取變位系數(shù)X2=-0.54、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸(1) 中心距a=(d1+d2+2X2m)/2=140mm(2) 蝸桿軸向齒距 Pa=m=12.56mm直經(jīng)系數(shù)q=d1/m=10齒頂圓直經(jīng)da1=d1+2ha1=40+2×4=48mm分度圓導(dǎo)程角=11。186”蝸桿軸向齒厚Sa=0.5m=6.28mm齒根圓直經(jīng)df1=d1-2hf1=40-2(1+0.25)4=30mm(3) 蝸輪蝸輪分度圓直

10、徑d2=mZ2=244mm蝸輪吼圓直經(jīng)da2=d2+2ha2=248mm蝸輪齒根圓直經(jīng)df2=d2-2hf2=230mm蝸輪咽喉母圓半徑rg2=a-0.5 da2=16mm 5、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度當(dāng)量齒數(shù)ZV2=Z2/cos3=64.69根據(jù)X2=-0.5,ZV2=64.69從教材P255圖1119中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.51螺旋角系數(shù)Y=1- 140=0.9192從教材P255知許用彎曲應(yīng)力從教材P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力=56。由教材P255壽命系數(shù)KFN=91065.2×107=0.644F=56×0.644=36.0

11、86MPa F=(1.53×1.08×3.6×105×0.9192×2.54)/(244×40×4) =34.7F 可見彎曲強(qiáng)度是滿足的6、驗(yàn)算效率已知=11.31°與相對滑動速度有關(guān)。VS=d1n160*1000*cos=2.01m/s從教材P264表1118中用插值法查得=0.034,V=1.94代入式中得=0.83,大于原估計(jì)值,因此不用重算。7、精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機(jī)械減速器,從GB/T100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇9級精度,側(cè)隙種類為f,標(biāo)注

12、為8f GB/T100891988。然后由參考文獻(xiàn)5P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71m, 蝸輪的齒厚公差為 =130m;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6m, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6m和3.2m。8.熱平衡核算(1) 估算散熱面積 A=0.33（a/100）1.75=0.609（2）驗(yàn)算油的工作溫度ti 室溫t0通常取20° 散熱系數(shù)Ks=17W/（m2×）ti=1000（1-）P1KSA+t0=37.9°85°所以合格七、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算Ø 輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217255HBS）根據(jù)教

13、材P370頁式（15-2），表（15-3）取A0=100 dA0(P2/n2)1/3=100(1.5/940)1/3=11.68mm考慮到有鍵槽，將計(jì)算值加大5% 故d12.27mm取d=25mm2、聯(lián)軸器的選擇（1）、類型選擇為了隔離振動與沖擊,選用彈性套柱銷連軸器。（2）、載荷計(jì)算計(jì)算轉(zhuǎn)矩為TC=KTK工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)，所以K=1.5T=9550×1.5/940=15.24 N·m所以TC=1.5×15.24=22.86 N·m綜合TC和電動機(jī)軸的軸徑，選取聯(lián)軸器型號為LH23、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）軸上的零件定位，固定和裝配單級減速器中可將蝸桿蝸齒部

14、分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。（2）確定軸的各段直徑和長度I段：直徑d1=25mm 根據(jù)聯(lián)軸器型號，取L1=60mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.08×25=2mm直徑d2=d1+2h=25+2×2=29mm,長度取L2=50 mmIII段：由于第三段是用于安裝軸承，所以查表，最接近29的軸承內(nèi)徑為35.故定直徑d3= 35mm 初選用7007C型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為35mm，寬度為14mm，并且采用套筒定位；故III段長：L3=20mm段：由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×35=2.8mm

15、d4=d3+2h=35+2×2.8=41mm長度取L4=4mm段：直徑d5=30mm 長度L5=80mm段：由于第六段是蝸桿，所以直徑d6=48 長度L6=140mm段：由于對稱性所以 d7=d5=30mm,L7=L5=80mm段：同理d8=41mm，L8=4mm段：d9=35mm,L9=20mmT2（輸出軸）=360 N·mK=1.08Z2=61=217MPa=140mmPa=12.56mmq=10da1=48mm=11。186”Sa=6.28mmdf1=30mmd2=244mmda2=248mmdf2=230mmrg2=16mmZV2=64.69YFa2=2.51F =

16、36.086MPaVS=2.01m/sti=37.9°85°d=25mmTC=22.86 N·md1=25mmd2=29mmd3= 35mmd4=41mmd5=30mmd6=48mmd7=30mmd8=41mmd9=35mmØ 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217255HBS）根據(jù)教材P370頁式（15-2），表（15-3）取A0=100 dA0(P2/n2)1/3=100(1.15/30.5)1/3=33.98mm取d=58mm 考慮到有鍵槽，將計(jì)算值加大5% 故d35.68取d=40mm2、聯(lián)軸器的選擇（1）、類型選擇根據(jù)

17、任務(wù)書要求選取剛性聯(lián)軸器（2）、載荷計(jì)算計(jì)算轉(zhuǎn)矩為TC=KTK工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)，所以K=1.5T=9550×1.15/30.5=360 N·m所以TC=1.5×360=540 N·m綜合TC，選取聯(lián)軸器型號為ML7。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）軸上的零件定位，固定和裝配單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪右面用軸肩定位，左面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，左軸承以軸承端蓋和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，右軸承采用軸承端蓋和軸承擋圈定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合。軸呈階梯狀，右軸承和軸承擋圈從右面裝入，蝸

18、輪套筒，左軸承和鏈輪依次從左面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度I段：直徑d1=40mm 長度取L1=90mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.09×40=3.2mm直徑d2=d1+2h=406.447mm,長度取L2=50 mmIII段：直徑d3=55mm 由GB/T297-1994初選用7011C型圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為55mm，寬度為18mm。故III段長：L3=40mm段： d4=62mm長度取L4=60mm段：直徑d5=68mm L5=10mm段：直徑d6=55mm L6=30mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=102mmTC=540 N·md

19、1=40mmd2=47mmd3=55mmd4=62mmd5=68mmd6=55mm（3）按彎扭復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算求分度圓直徑：已知d2=244mm求轉(zhuǎn)矩：已知T2= TII=360N·m求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得=2T2/d2=2950 N求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（10-3）式得Fr=·tan=2950×tan200=1095N求軸向力Fa=×tan=590N受力圖如下則通過材料力學(xué)知識有Fy1×102=Ft×50 得Fy1=1504NFy2×102=Ft×52 得Fy2=1446NFr

20、5;50+Fa×122=Fx2×102 得Fx2=1242.4NFx1×102+Fa×122=Fr×52 得Fx1=-147N做出彎矩,扭矩圖如下=2950 NFr=1095NFa=590NFy1=1504NFy2=1446NFx2=1242.4NFx1=-147N分析可得合成力矩M=64.52+75=99 N·m由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷取=0.6, ca=M2+(T)2W=9.9MPa前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。此軸強(qiáng)度足夠ca=9.9MPa七、 輸出軸滾動軸承的

21、選擇及校核計(jì)算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：16×360×5=28800小時。角接觸球軸承7001C型查軸承手冊可知其基本額定動載荷=37.2KN基本額定靜載荷=30.5KN。1、求兩軸承受到的徑向載荷和由上知Fr1=Fx12+Fy12=1511N Fr2=Fx22+Fy22=1906N2、求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2以及軸承當(dāng)量動載荷和對于7008C型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù),其值由的大小來確定,但現(xiàn)軸承軸向力未知,故先取e=0.4,因此估算Fd1=0.4×Fr1=604 N Fd2=0.4×Fr

22、2=762.4N Fa=590N因?yàn)镕d1FaFd2 故軸承2被壓緊。則得Fa2=Fd1Fa=1194N Fa1= Fd1=604NFa1/Cor=0.019 Fa2/Cor=0.039查表的e1=0.3914 e2=0.415再計(jì)算Fd1=0.3914×Fr1=591.4 N Fd2=0.415×Fr2=790.4N Fa=590NFa2=Fd1Fa=1181N Fa1= Fd1=591.4N所以Fa1/Cor=0.0.193 Fa2/Cor=0.0387因?yàn)榍昂髢纱斡?jì)算值相差不大，所以e1=0.3914 e2=0.415又因?yàn)镕a1/Fr1=0.3914=e1 Fa2/

23、Fr2=0.61e2所以由表13-5得 X1=1 Y1=0 X2=0.44 Y2=1.37 又因?yàn)檩S承有輕微沖擊，所以由表13-6查的fd=1.1則 P1= fd（X1Fr1+Y1Fa1）=1662.1N P2= fd（X2Fr2+Y2Fa2）=2702NP1P2，所以按軸承2的受力大小驗(yàn)算(3)驗(yàn)算軸承壽命 Lh=10660n2(cp)3=1.4×106h2.8×104h所以軸承合格，滿足要求Fr1=1511NFr21906Ne1=0.3914e2=0.415X1=1 Y1=0 X2=0.44 Y2=1.37P2=2702NLh=1.4×106h十、鍵連接的選擇

24、及校核計(jì)算1、連軸器與輸入軸連接采用平鍵連接軸徑d1=25mm，L電機(jī)=60mm查參考文獻(xiàn)5P119選用A型平鍵，得：b=8 h=7 L=50即：鍵A8×50 GB/T1096-2003 l=L -b=50-8=42mm T=14400N·mm根據(jù)教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4×14400/25×4×42=13.7Mpa<p(110Mpa)合格2、輸出軸與蝸輪連接采用平鍵連接軸徑d2=62mm L1=60mm 查手冊P51 選A型平鍵，得：b=18 h=11 L=50即：鍵A18×50 GB/T1096-2003l=L1-b=50-18=32mm T=360000N·mmp=4T/dhl=4×360000/62