一級蝸輪蝸桿減速器-機械設計課程設計

器。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)1)傳動裝置的總效率：n=n2n3nn總聯(lián)軸器軸承蝸桿滾筒FV23001.2P電機=總n===63.69r/min滾筒D360按《機械設計》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=580，則總傳動比合理范圍為I=5~80。故電減速器總電動機總滾筒價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第4方案比較適合，則選n=3000r/min。根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選總滾筒n=860~電動機n2920i=電動機=n63.69滾筒電動機I0n=n=I==63.69r/minIIi45.85減速器IIIi1P=P=4.38KW0電機P=P×η=4.336KWⅠ0聯(lián)P=P×η×η=3.09KWⅡⅠ軸承蝸桿P=P×η×η=3.03KWⅢⅡ軸承聯(lián)3、計算各軸扭矩000T=9.55×106P/n=9.55×106×4.3362/2920=14.1818N·mⅠIIⅠT=9.55×106P/n=9.55×106×3.09/63.69=463.33N·mⅡIIIⅡT=9.55×106P/n=9.55×106×3.03/63.69=454.33N·mⅢIIIⅡ0nr/minIIIIII0P=4.336KWIP=3.09KWIIIII0IIIIII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45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設H按Z=1，估取效率n=0.72,則T=1IIII(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)bAvAbvE1因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故Z=160MPa2。E1PH根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造,蝸桿螺RCPH2h壽命系數(shù)K=8=HHNH模數(shù)m=6.3mm,蝸輪分度圓直徑d=63mm這時d1=0.35從教材P253aPPP參數(shù)與幾何尺寸aa11af11a分度圓導程角Y=548,38,;蝸桿軸向齒厚a222演算傳動比i=z2=48=48mm,這時傳動誤差比為z1122a2a2f22f2g22a22af12Fs FddmFa2bF12當量齒數(shù)Z=Z=48=48.24v2cosy(cos5.71)3vFFFNFf2g2KKF Pa強度是滿足的。6、驗算效率nvvvvsvv考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減速器,從的齒厚公差為T=71μm,蝸輪的齒厚公差為T=130μm;蝸桿的ss2齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6μm,蝸輪的齒面和頂圓的表面平衡核算adddt=20。cat=68.8cd≥115(5.9/1500)1/3mm=18.1mm(1)軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承(2)確定軸各段直徑和長度11II段：由教材P364得：h=0.08d=0.08×30=2.4mm1直徑d=d+2h=30+2×2.4=35mm,長度取L=50mm212III段：直徑d=40mm3334345564=67373由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=490mm(3)按彎矩復合強度計算①求小齒輪分度圓直徑：已知d=80mm=0.08m1TNmTNm21③求圓周力：Ftt111P198(10-3)式得：d=30mm1d=35mm2d=40mm3d=50mm4d=80mm5d=50mm6mm7ABFr=F·tanα=590×tan200=214.7N繪制軸的受力簡圖繪制垂直面彎矩圖F=F=Fr1/2=107.35NAYBYF=F=F/2=685NAZBZt1AZ繪制水平面彎矩圖C1繪制水平面彎矩圖MFL3=125N·mC2AZ繪制合彎矩圖繪制扭矩圖CC1C繪制扭矩圖I校核危險截面C的強度W_1所受扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力,取α=0.6,1ca1選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度(217~255HBS)根據(jù)教材P370頁式(15-2)，表(15-3)取A0=115222、軸的結(jié)構(gòu)設計(1)軸上的零件定位，固定和裝配分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過(2)確定軸的各段直徑和長度11II段：由教材P364得：h=0.08d=0.09×58=5.22mm1直徑d=d+2h=58+2×5.22≈66mm,長度取L=50mm212III段：直徑d=70mm3由GB/T297-1994初選用7014C型圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為d=58mm1d=66mm2d=70mm3d=110mm4d=70mm53Ⅳ段：直徑d=82mm4由教材P364得：h=0.08d=0.08×82=6.56mm3dhmmLmm434Ⅴ段：直徑d=d=70mmL=40mm535由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=150mm(3)按彎扭復合強度計算①求分度圓直徑：已知d=82mm2m2II③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198(10-3)式得④求徑向力Fr：根據(jù)教材P198(10-3)式得⑤∵兩軸承對稱1求支反力F1求支反力F、F、F、FAYBYAZBZF=F=Fr/2=107.35NAYBYF=F=F/2=295NAXBXt2F=590NF=295NAXmC1AYMFL22.125N·mC2AX計算合成彎矩CC1C2C校核危險截面C的強度由式(15-5)caW_1所受扭轉(zhuǎn)切應力為對稱循環(huán)變應力,取α=1,MaT700)2G=c==1.07MPacaW0.1(80)3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_1ca_1∴此軸強度足夠取小鏈輪尺數(shù)Z=19,由前面計算知i=1.75則大鏈輪齒數(shù)1鏈21AZca2000021表a=fp2LP一(Z+Z)滑有效圓周力為F==Pv4.4FPpFPePF1495Np定動載荷C=46.2KN基本額定靜載荷C=30.5KN。ror(1)求兩軸承受到的徑向載荷F和Fr1r2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的F為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指定軸t線;圖(1)中的F亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析a知:drVr2Vrer1VF5F=F=t1==685.56Nr1Hr2H22F=(F)2+(F)2=(56)2+(685.56)2=687.8Nr1r1Vr1HF=(F)2+(F)2=(159.33)2+(685.56)2=703.83NF=56Nr1Vr1HFNr1r2H(2)求兩軸承的計算軸向力F和FdrFP321表13-5中的判斷系數(shù),其值由a的大小來確定,但現(xiàn)軸承軸FCor向力F未知,故先取e=0.4,因此估算adF=0.4F=F=0.4F=275.12Nd1r1raaed2F=F=281.53NF873.14a=0.02860rF281.530rF81.53N12d1算d11r1d2r2a1ad2Fa1=C0rFC0r1e=0.2,F=669N,F=140.77N。a1a2(3)求軸承當量動載荷P和P2F682.58因為a1==1.25>eF687.81r1a2==0.2=eF703.832X=0.4411X=12X=0.44,11=02X=1,2=02PPfXFYF1774.2N2fXFYF774.2N22r22a2其基本額定動載荷C=115KN基本額定靜載荷C=87.2KN。ror(1)求兩軸承受到的徑向載荷F和Fr1r2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的F為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指定軸t線;圖(1)中的F亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析a知:FFF437.76Nr2Vrr1VFFFt2295Nr1Hr2H2FF2F2369.8NF223Nr1VF295Nr1Hr1F558.1Nr1r1Vr1HFF2F2558.1Nr2r2Vr2H(2)求兩軸承的計算軸向力F和F和軸承當量動載荷P和Paa12Fa1=C0rFa2=C0r2算d11r1d2r2a1ad2F=F=223.24NF1526.7a==0.0180rF223.240r1e=0.28,F=1526.7N,F=223.24N。a1a2(3)求軸承當量動載荷P和P2X=1,1X=1212PP1P1r11a1F=156.27NF=223.24NX=111X=122122P2r22a2軸徑d=38mm，L=50mm1電機查參考文獻[5]P119選用A型平鍵，得：b=10h=8L=50電機2p2