哈工大機械設計課程設計蝸桿減速器設計說明書

目錄TOC\o"1-3"\h\u一、選擇電機2二、計算傳動裝置的傳動比3三、計算傳動裝置各軸的運動參數(shù)與動力參數(shù)3四、傳動零件的設計計算4五、熱平衡計算7六、機體的結構尺寸7七、蝸輪與蝸輪軸的設計計算8八、蝸桿軸的設計15九、減速器的潤滑及密封條件的選擇16十、減速器的附件設計17一、選擇電機1、選擇電機類型按工作要求和工作條件選擇YB系列三相鼠籠型異步電動機，其結構為全封閉式自扇冷式結構，電壓為380V。2.選擇電機的容量工作機的有效功率為:從電動機到工作機輸送帶間的總效率為;式中：聯(lián)軸器的傳動效率；軸承的傳動效率；蝸輪的傳動效率；卷筒的傳動效率。由表9.1可知，，，，，那么，所以電動機所需的工作功率為2、確定電動機的轉速工作機卷筒的轉速為由于蝸輪的齒數(shù)為28—80，應選那么蝸桿的頭數(shù)Z1=2。所以電動機轉速可選的范圍為符合這一范圍的同步轉速為500r/min，1000r/min和1500r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000r/min的電動機。根據(jù)電動機的類型、容量和轉速，由機械設計手冊選定電動機的型號為Y112M-6，其主要性能如表1.1所示，電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如表1.2所示。表1.1 Y112M-6型電動機的主要性能電動機型號額定功率/kW滿載轉速/(r/min)Y112M-62.29402.02.0表1.2電動機的主要外形和安裝尺寸〔單位mm〕中心高H外形尺寸L1×〔AC/2+AD〕×HD底腳安裝尺寸A×B底腳螺栓直徑K軸伸尺寸D×E鍵連接局部尺寸F×GD112400×〔115+90〕×265190×1401228×608×7二、計算傳動裝置的傳動比總傳動比計算傳動裝置各軸的運動參數(shù)與動力參數(shù)1、各軸的轉速Ⅰ軸Ⅱ軸卷筒軸2、各軸的輸入功率Ⅰ軸Ⅱ軸卷筒軸3、各軸的輸入轉矩電動機的輸出轉矩Td為所以：Ⅰ軸Ⅱ軸卷筒軸將上述計算結果匯總于表1.3，以備查用。表1.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)軸名功率P/kW轉矩T/()轉速n/(r/min)電機軸1.9742.01×104940Ⅰ軸1.9541.99×104940Ⅱ軸1.4512.78×10550卷筒軸1.4222.72×10550四、傳動零件的設計計算1．蝸輪蝸桿的材料選擇由于輸入功率不太大，轉速也不是很高，蝸桿材料選用45鋼，整體調質，外表淬火，齒面硬度220~250HBW。對于蝸輪材料，初估蝸桿副的滑動速度vs<6m/s，應選擇蝸輪的材料為鋁青銅。按疲勞強度設計模數(shù)根據(jù)公式式中：z2——蝸輪的齒數(shù)；T——蝸輪的轉矩；zE——為彈性系數(shù)；d1——蝸桿分度圓直徑；——材料金恩許用接觸應力；K——載荷系數(shù)。根據(jù)減速器的工作環(huán)境及載荷情況，參考文獻[1]表7.4查的使用系數(shù)KA=1.0；假設蝸輪圓周速度v2<3m/s,那么動載系數(shù)Kv=1.0；因為工作平穩(wěn)，故取齒向載荷分布系數(shù)Kβ=1.0，所以K=KAKβKv=1.0×1.0×1.0=1.0由于蝸輪的齒數(shù)在28~80之間，且考慮到減速器的尺寸，選取蝸桿頭數(shù)z1=2，那么蝸輪齒數(shù)z2=z1×i=2×18.8=37.6，取為38，故此時，，即傳動比符合要求。查表得彈性模量ZE=；材料根本許用接觸應力。帶入公式中得查參考文獻[1]表7.1，選取模數(shù)m=5mm，蝸桿分度圓d1=63mm。驗算蝸輪圓周速度v2，相對滑動速度vs及傳動效率顯然v2<3m/s,與原假設相符，即K取值適宜。由，得°，所以顯然vs<6m/s，與原假設相符，取Kv值合理。由vs=3.13m/s，查參考文獻[1]表7.7，利用插值法得當量摩擦角=2°35’，所以與原來初值取值相符。計算蝸輪蝸桿的主要幾何尺寸中心距，取，那么變位系數(shù)。其他尺寸總匯于表1.4表1.4名稱符號計算公式和數(shù)據(jù)〔單位mm〕蝸干數(shù)據(jù)蝸輪數(shù)據(jù)齒頂高ha58.5齒根高hf62.5全齒高h1111分度圓直徑63190齒頂圓直徑73207齒根圓直徑51185蝸桿分度圓導程角9.02°蝸輪分度圓螺旋角9.02°節(jié)圓直徑70190傳動中心距130蝸桿軸向齒距15.7蝸桿螺旋線倒程ps31.4蝸桿螺旋局部長度74，取90蝸輪外圓直徑210蝸輪齒寬b250齒根圓弧半徑R137.5齒頂圓弧半徑R226.5齒寬角sin(θ/2)b2/(da1-0.5m)90.34°熱平衡計算所需散熱面積該設計的減速器工作環(huán)境是清潔，取油溫t=80℃，周圍空氣溫度t0=20℃，通風條件良好，取散熱系數(shù)，傳動效率為=0.78.那么機體外外表的面積機體外表凸緣面積與理論散熱面積相比即箱體與凸緣面積滿足散熱需求。六、機體的結構尺寸蝸輪的圓周速度v2=0.497m/s，由參考文獻[2]可知，選用精度等級為9級，該傳動平穩(wěn)，選用的側隙種類為c，即傳動9cGB/T10089—1988。蝸桿的圓周速度v1=3.1m/s,查表選用精度等級為8級，該傳動平穩(wěn)，選用的側隙種類為c，即傳動8cGB/T10089-1988.根據(jù)傳動中心距a可以確定鑄鐵蝸桿減速器機體的結構尺寸計算表如下：名稱符號計算公式數(shù)據(jù)〔單位mm〕機座壁厚10機蓋壁厚10機座凸緣厚度15機蓋凸緣厚度12機座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑16地腳螺釘數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑12機蓋與機座螺栓直徑10連接螺栓d2的間距150~200軸承端蓋螺釘直徑8窺視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑8df、d1、d2至外機壁距離見表5.15df、d2至凸緣距離見表5.15軸承旁凸臺半徑外機壁至軸承座端面距離45內(nèi)機壁至軸承座端面距離55蝸輪外圓與內(nèi)機壁距離15蝸輪輪轂與內(nèi)機壁距離15軸承端蓋凸緣厚度10表1.5連接螺栓扳手空間c1，c2值和沉頭座直徑表螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834沉頭座直徑20242632404860七、蝸輪與蝸輪軸的設計計算軸的材料選擇因傳遞功率不大，并對質量及結構尺寸無特殊要求，考慮到經(jīng)濟性選用常用材料45#鋼，調質處理。初算軸徑及聯(lián)軸器確實定2.1、蝸輪軸最小軸頸與聯(lián)軸器確實定對于蝸輪軸故蝸輪軸最小軸頸dmin=1.0333.8=34.8m。蝸輪軸計算轉矩為由計算轉矩與電動機軸尺寸，選擇聯(lián)軸器的型號為GY6。3、蝸輪軸結構設計軸承部件的結構形式：蝸桿減速器的中心距a=130，通過查表選擇減速器的機體采用剖分式結構。因傳遞功率小，故軸承的固定方式可采用兩端固定方式。因此，所設計的軸承部件的結構形式如圖1所示。然后可按轉軸軸上零件的順序，從dmin處開始設計。聯(lián)軸器及軸段1的設計：dmin就是軸段1的直徑，又考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此，軸段1的設計和聯(lián)軸器的設計同時進行。由于聯(lián)軸器的一端連接工作機一端連接軸，其轉速比擬低，傳遞轉矩比擬大。采用凸緣剛性聯(lián)軸器。聯(lián)軸器所在軸段比聯(lián)軸器長度短1~2mm，故取L1=80mm，d1=38mm。密封圈與軸段2的設計：考慮到聯(lián)軸器右端的固定和密封圈的標準，取軸段d2=48mm，軸段2的長度根據(jù)箱體的壁厚、軸承凸臺的厚度、軸承端蓋的厚度以及聯(lián)軸器類型確定:L2=52mm，密封圈為毛氈油封密封圈FZ/T92023-1991中直徑是內(nèi)圈直徑為47mm,外圈直徑為60mm的。軸段3與軸段6：考慮到蝸桿減速器有軸向力，軸承類型選用圓錐滾子軸承，軸段3上安裝軸承，要使軸承便于安裝又符合軸承內(nèi)徑系列，暫取軸承型號為30210，由參考文獻[2]表12.4知，其內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm，故取d3=d6=50mm，考慮到安裝擋油板時的長度與套筒的長度，L3=45mm，軸段6除了安裝軸承外還有有加工倒角，故L6=35mm。蝸輪與軸段4：軸段4上安裝蝸輪，為了方便安裝蝸輪d4應該略大于d3，取d4=56mm，按照蝸輪的設計，蝸輪的輪轂寬為〔1.5~1.9〕d5，取輪轂寬為90mm，那么軸段5的長度略小于蝸輪輪轂寬度，取L5=88mm〔6〕軸肩5的設計：軸段6上安裝與軸段3成對的甩油環(huán)，考慮到軸承受力的對稱性軸肩5的長度L5=7mm〔7〕鍵連接：聯(lián)軸器及蝸輪的軸向連接均采用普通平鍵連接，分別為鍵10×70GB/T1096-1990及鍵16×70GB/T1096-1990.圖一4、蝸輪軸的受力分析軸向力：向心力：切向力：受力圖如圖二所示圖二在水平面上在垂直平面上故軸承Ⅰ上的總支承反力軸承Ⅱ上的總支承反力故在水平面上，A-A剖面左側：A-A剖面右側：在豎直平面上：由于L2與L3十分接近，故將豎直面上的MAV1與MAV2相等。故合成彎矩，A-A剖面左側：A-A剖面右側：5校核蝸輪軸的強度A-A剖面左側因彎矩大、有轉矩，還有鍵引起的應力集中，故A-A剖面右側為危險截面。由附表10.1，抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應力扭剪應力對于調質處理的45鋼，查得，，，查得材料的等效系數(shù)，。鍵槽引起的應力集中系數(shù)，查得絕對尺寸系數(shù)，查得。軸磨削加工時的外表質量系數(shù)查得。故平安系數(shù)查得許用平安系數(shù)，顯然，故A-A剖面平安。6、校核鍵連接的強度聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力式中：d——鍵連接處直徑；T2——傳遞的轉矩；h——鍵的高度；l——鍵連接的計算長度。取鍵、軸、聯(lián)軸器的材料都為鋼，查機械設計手冊得，顯然，，故強度足夠。齒輪處鍵連接的擠壓應力取鍵、軸、齒輪的材料都為鋼，得。顯然，，故強度足夠。7、校核蝸輪軸軸承壽命由參考文獻[2]表12.4查的圓錐滾子軸承30210計算系數(shù)Y=1.4，e=0.42，那么圓錐滾子軸承30210內(nèi)部軸向力為圖三的方向如下圖，與A同向，那么顯然，，因此軸有右移趨勢，但由軸承部件的結構圖分析可知軸承Ⅰ將保持平衡，故兩軸承的軸向分力分別為比餃兩軸承的受力，故只需校核軸承Ⅱ。因為所以X=0.4,Y=1.4。那么軸承Ⅱ的計算當量動載荷當軸承在以下工作，查參考文獻[1]表10.10得。由減速器的工作情況，查表10.11得載荷系數(shù)。故軸承的壽命減速器使用4年，二班制工作，那么預期壽命顯然遠大于，故軸承壽命很充裕。蝸輪設計計算蝸輪的分度圓直徑d=190mm，為了節(jié)約比擬貴重的青銅材料，故蝸輪的結構采用裝配式，按照機械設計課程設計圖號11設計蝸輪結構，其數(shù)據(jù)如下表所示符號計算公式數(shù)據(jù)(單位mm)d390l90a10b10R137.5R226.5d2190da2200d46l125e3d5158n3蝸桿軸的設計材料的選擇因傳遞功率不大，并對質量及結構尺寸無特殊要求，考慮到經(jīng)濟性選用常用材料45#鋼，調質處理。最小軸頸與聯(lián)軸器確實定對于轉軸，按扭轉強度初算軸徑，查參考文獻[1]表9.4得C=106~118，考慮到軸端的彎矩和轉矩的大小，故取C=110，那么對于蝸桿軸該段軸上有一鍵槽，將計算值加大3%，及dmin=14.46mm。為了減小啟動轉矩，聯(lián)軸器應具有較小的轉動慣量和良好的減震性能，因此選用彈性聯(lián)軸器，聯(lián)軸器一端連接電動機，一端連接蝸桿軸。蝸桿軸計算轉矩為式中：T——聯(lián)軸器傳動的名義轉矩；K——工作情況系數(shù)，查參考文獻[1]得：工作機為帶式運輸機時K=1.25~1.5，該設計取K=1.5。由計算轉矩與電動機軸尺寸，選擇聯(lián)軸器的型號為LH2。結構設計〔1〕軸承部件的結構形式：蝸桿減速器的中心距a=130，通過查表選擇減速器的機體采用剖分式結構。因傳遞功率小，故軸承的固定方式可采用兩端固定方式。因此，所設計的軸承部件的結構形式如圖3所示。然后可按轉軸軸上零件的順序，從dmin處開始設計?！?〕聯(lián)軸器及軸段1的設計：dmin就是軸段1的直徑，又考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此，軸段1的設計和聯(lián)軸器的設計同時進行。由于聯(lián)軸器的一端連接電動機機一端連接軸，其轉速比擬高，傳遞轉矩比擬小。采用彈性聯(lián)軸器。聯(lián)軸器所在軸段比聯(lián)軸器長度短1~2mm，故取L1=60mm，d1=28mm。〔3〕密封圈與軸段2的設計：考慮到聯(lián)軸器右端的固定和密封圈的標準，取軸段d2=38mm，軸段2的長度根據(jù)箱體的壁厚、軸承凸臺的厚度、軸承端蓋的厚度以及聯(lián)軸器類型確定:L2=53mm，密封圈為唇形密封圈GB/T13871.11—2007中直徑是內(nèi)圈直徑為38mm,外圈直徑為58mm標準?！?〕軸段3與軸段6：考慮到蝸桿減速器有軸向力，軸承類型選用圓錐滾子軸承，軸段3上安裝軸承，要使軸承便于安裝又符合軸承內(nèi)徑系列，暫取軸承型號為30209，由參考文獻[2]表12.4知，其內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm，故取d3=d6=45mm，考慮到安裝擋油板時的長度，L3=29mm，軸段6除了安裝軸承外還有有加工倒角，故L6=32mm?！?〕軸肩5、7的設計：軸段3上安裝與軸段6成對的擋油板，考慮到軸承受力的對稱性軸肩5、6的長度L5=5mm，d5=d6=60mm?！?〕軸段4：由于車制蝸桿，需要兩端留出退刀槽，兩端都為35mm，直徑d4=51mm。螺旋長度為90mm，考慮到倒角，取L4=172mm鍵連接：聯(lián)軸器采用普通平鍵連接，為鍵8×53GB/T1096-1990圖三九、減速器的潤滑及密封條件的選擇1、蝸輪蝸桿潤滑嚙合條件采用油潤滑，采用L-CKE220蝸輪蝸桿油，狀油深度60~70mm。軸承潤滑軸承采用脂潤滑，填充量不超過軸承空間的1/3，每隔半年更換潤滑脂。3、蝸輪蝸桿的密封蝸桿軸承透蓋采用唇型密封圈密封，防止油液濺出；蝸輪軸承透蓋采用毛氈密封。十、減速器的附件設計1、窺視孔和窺視孔蓋得設計窺視孔的作用是方便人手伸入機箱內(nèi)手動調節(jié)蝸輪的輪齒嚙合，因此窺視孔蓋的