运输机中的蜗杆减速器的设计.doc

1、 第 - 1 -页 一、课程设计任务书 题目： 设计某带式传输机中的蜗杆减速器 工作条件： 工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为 10年，二班制。 已知条件 ： 滚筒圆周力 F=4400N；带速 V=0.75m/s；滚筒直径 D=450mm。 第 - 2 -页 二、传动方案的拟定与分析 由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动 V 4-5 m/s,这正符合本课题的要求。 第 - 3 -页 三、电动机的选择 1、电动机类型的选择 按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压 380，型号选择

2、 Y系列三相异步电动机。 2、电动机功率选择 1）传动装置的总效率： 23 总 蜗 杆联 轴 器 轴 承 滚 筒 230. 99 0. 99 0.72 0. 96 0. 657 2）电机所需的功率： 2 3 0 0 1 . 2 4 .3 81 0 0 0 1 0 0 0 0 .6 5 7FVP KW 电 机总3、确定电动机转速 计算滚筒工作转速： 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 . 2 6 3 . 6 9 / m in360V rD 滚 筒 按机械设计教材推荐的传动比合理范围，取一级蜗杆减速器传 动比范围 5 80i 减 速 器 ，则总传动比合理范围为 I 总 =5 80。

3、故电动机转速的可选范围为： ( 5 8 0 ) 6 3 . 6 9 3 1 8 . 4 5 5 0 9 5 . 2 / m i nn i n r 总电 动 机 滚 筒。符合这一范围的同步转速有 750、 1000、 1500和 3000r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 4 方案比较适合，则选n=3000r/min。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速， 选定电动机型号为 Y132S1-2。其主要性能：额定功率 5.5KW；满载转速

4、 2920r/min；额定转矩 2.2。 0.657 总 63.69 / m innr滚 筒4.38P KW电 机 860 10320 / minn r电 动 机 电动机型号： Y132S1-2 第 - 4 -页 四、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比 2920 4 5 .8 56 3 .6 9ni n 电 动 机总滚 筒45.85i 总 第 - 5 -页 五、动力学参数计算 1、计算各轴转速 0029 20 / m in29 20 / m in292063 .69 / m in45 .8563 .6963 .69 / m in1n n rn n rnnrinnri 电 动 机减 速

5、 器 2、计算各轴的功率 P0=P 电机 =4.38 KW P =P0 联 =4.336KW P =P 轴承 蜗杆 =3.09KW P =P 轴承 联 =3.03KW 3、计算各轴扭矩 T0=9.55 106P0/n0=9.55 106 4.38/2920=14.325 Nm T =9.55 106PII/n =9.55 106 4.3362/2920=14.1818Nm T =9.55 106PIII/n =9.55 106 3.09/63.69=463.33 Nm T =9.55 106PIII/n =9.55 106 3.03/63.69=454.33Nm 0 2920 / m in29

6、20 / m in63.6 9 / m in63.6 9 / m innrnrnrnrP0=4.38KW PI=4.336KW PII=3.09KW PIII=3.03KW T0=14.325Nm TI=14.1818Nm TII=463.33Nm TIII=454.33Nm 第 - 6 -页 六、传动零件的设计计算 蜗杆传动的设计计算 1、选择蜗杆传动类型 根据 GB/T10085 1988 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 4555HRC。

7、蜗轮用铸锡磷青铜 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。由教材 P254 式 (11 12),传动中心距 3 22 )( H PEKTa (1)确定作用在蜗杆上的转矩2 按 1 1 ， 估 取 效 率 =0.72, 则 = 66 3.099.55 10 9.55 10 63.69pn =468667N.mm (2)确定载荷系数 K 因工作载 荷有轻微冲击 ,故由教材 P253 取载荷分布不均系数 =1

8、;由教材 P253 表 11 5 选取使用系数 1.0A 由于转速不高 ,冲击不大 ,可取动载系数 05.1v ;则由教材 P252 1 . 0 1 1 . 0 5 1 . 0 5v (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 21a 。 (4)确定接触系数 先假设蜗杆分度圆直径 1d 和传动中心距 a 的比值 ad1 =0.35 从教材 P253 图 11 18中可查得 =2.9。 (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,可从从教材 P254 表 11 7 查得蜗轮的基本许用应力 =

9、268 a 。由教材 P254 应力循环次数 第 - 7 -页 26 0 6 0 1 6 3 . 6 9 3 6 5 2 4 1 0 3 3 4 7 5 4 6 0hjn L 寿命系数 78 10 0 .6 4 4 8334754640HN 则 0 .6 4 4 8 2 6 8 1 7 3H H N H a (6)计算中心距 23 1 6 0 2 .91 .0 5 4 6 8 6 6 7 1 5 2 .4 0 5173a m m (6)取中心距 a=180mm,因 i=45.85,故从教材 P245表 11 2中取模数 m=6.3mm, 蜗轮分度圆直径 1d =63mm 这时ad1=0.35

10、从教材 P253图 11 18中可查得接触系数 =2.9因为 = ,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 轴向尺距 3 .1 4 6 .3 1 9 .7 9 2a m mm;直径系数 10q ; 齿顶圆直径 11 2 6 3 2 1 6 . 3 7 5 . 6aad d h m m m ; 齿根圆直径 11 2 4 7 . 2 5fad d h m c m m ; 分度圆导程角 5 4838 ; 蜗杆轴向齿厚3 .1 4 6 .3 9 .8 9 622a mS mm。 (2) 蜗轮 蜗轮齿数 48;变位系数 2 0.4286 mm; 演算传动比2148 48

11、1zi z mm, 这 时 传 动 误 差 比 为48 45.85 4.7%45.85 ,是允许的。 蜗轮分度圆直径 22 6 .3 4 8 3 0 2 .4d m z mm 蜗轮喉圆直径 222 2 aa hdd =315mm 蜗轮齿根圆直径 2 2 22 2 8 1 .2 5ffd d h m m 蜗轮咽喉母圆半径22111 8 0 3 2 5 2 2 .522gar a d mm 5、校核齿根弯曲疲劳强度 FFaF YYmdd KT 221 253.1 当量齿数 22 33 48 4 8 .2 4c o s c o s 5 .7 1v 根据 220 .4 2 8 6 , 4 8 .2 4

12、vX 从教材 P255 图 11 19 中可查得齿形系数 2 2.717FaY K=1.21 19.792a 1 75.6ad mm 1 47.25fd mm 第 - 8 -页 螺旋角系数 5 .7 11 1 0 .9 5 9 21 4 0 1 4 0Y 从教材 P255 知许用弯曲应力 FNFF K 从教材 P256表 11 8查得由 ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 F =56MPa 。 由教材 P255 寿命系数 66991 0 1 0 0 .6 7 733475460FNK N 5 6 0 .6 7 7 3 7 .9 1 2F M P a 1 .5 3 1 .0 5 4

13、6 8 6 6 7 2 .7 1 7 0 .9 5 9 2 1 6 .3 4 96 3 3 0 2 .4 6 .3F M P a 可见弯曲强度是满足的 。 6、验算效率 v ta n ta n96.095.0 已知 =5.71 ; vv farctan ;vf 与相对滑动速度 sV 有关。 11 6 3 2 9 2 0 9 .6 8 /6 0 1 0 0 0 c o s 6 0 1 0 0 0 c o s 5 .7 1s dnV m s 从教材 P264 表 11 18 中用插值法查得 vf =0.01632, 53 88v 代入式中得 =0.824,大于原估计值 ,因此不用重算。 7、精度等

14、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 9级精度 ,侧隙种类为f,标注为 8f GB/T10089 1988。然后由参考文献 5P187 查得蜗杆的齿厚公差为 1s =71 m, 蜗轮的齿厚公差为 2s =130 m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为 1.6 m, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为 1.6 m和 3.2 m。 8.热平衡核算 初步估计散热面积： 1 . 7 5 1 . 7 51800 .3 3 0 .3 3 0 .9 21 0 0 1 0 0aS 取 at (周围空气的温度 )为

15、 20 c 。 22( 8 .1 5 1 7 .4 5 ) / ( ) , 1 7 / ( )1 0 0 0 ( 1 ) 1 0 0 0 4 .3 3 6 6 ( 1 0 .8 2 4 )( 2 0S 1 7 0 .9 26 8 .8 8 5S 0 .9 2dadw m c w m cpttcc 取油 的 工 作 温 度 ）合 格 。2 302.4d 2 315ad 2 281.25fd 2 22.5gr 2 48.24v 2 2.717FaY 37.912F MPa 第 - 9 -页 七、轴的设计 计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用 45调质，硬度 217255HBS 根据教材

16、 P370（ 15-2）式，并查表 15-3，取 A0=115 d 115 (5.9/1500)1/3mm=18.1mm 考虑有键槽，将直径增大 5%，则： d=18.1 (1+5%)mm=19.1mm 选 d=30mm 2、轴的结构设计 （ 1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。 （ 2）确定轴各段直径和长度 I 段：直径 d1=30mm 长度取 L1=60mm II 段：由教材 P364 得： h=0.08 d1=0. 08 30=2.4mm 直径 d2=d1+2h=30+2 2.4=35mm,长度取

17、L2=50 mm III 段：直径 d3= 40mm 初选用 7008C 型角接触球轴承，其内径为 40mm，宽度为 15mm，并且采用套筒定位；故 III段长： L3=40mm 由教材 P364 得： h=0.08 d3=0.08 50=4mm d4=d3+2h=40+2 4=50mm 长度取 L4=90mm 段：直径 d5=80mm 长度 L5=120mm 段：直径 d6= d4=50mm 长度 L6=90mm 段：直径 d7=d3=40mm 长度 L7=L3=40mm 初选用 7008C 型角接触球轴承，其内径为 40mm，宽度为 15mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=490

18、mm （ 3）按弯矩复合强度计算 求小齿轮分度圆直径：已知 d1=80mm=0.08m 9 68 /sV m s at = 20 c t = 68.8c S 0.92 第 - 10 -页 求转矩：已知 T2=91.7N m、 T1=54.8N m 求圆周力： Ft 根据教材 P198（ 10-3）式得： 1tF =2T1/d1=2X54.8/80X 310 =1370N 2tF =2T2/d2=590N 求径向力 Fr 根据教材 P198（ 10-3）式得： Fr= 2tF tan= 590tan20 0=214.7N 因为该轴两轴承对称，所以： LA=LB=182.5mm 绘制轴的受力简图 绘制垂直面弯矩图 轴承支反力： FAY=FBY=Fr1/2=107.35N FAZ=FBZ= 1tF /2=685N 由两边对称，知截面 C的弯矩也对称。截面 C在垂直面弯矩为： MC1=FAyL/2=19.6N m 绘制水平面弯矩图 图 7-1 截面 C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=685 182.5 310 =125N m d=30mm d1=30mm d2=35mm d3=40mm d4=50mm d5=80mm d6=50mm d7=40mm