蜗轮减速器设计说明书

1二、传动方案的拟定与分析由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆减速器。先通过粗略计算确定方案为蜗杆下置式，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≤4-5m/s,这正符合本课题的要求。2三、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380Ｖ，型号选择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：通过指导书查表得知各传动件的传动效率；η1（弹性联轴器）≈0.994η2（刚性联轴器）≈0.99η3（滚动轴承）≈0.99η4（蜗轮蜗杆）≈0.82所以得知总传动效率；η总≈η1×η2×η3×η4≈0.798注：由指导书知，蜗杆传动效率η4中已经包括了蜗杆轴上一对轴承的效率，所以蜗杆上轴承效率损失不再计算）2）电动机所需功率：P（电机功率）≈𝑃（工作机功率）η总≈1.44Kw3、电动机转速的确定；由任务书要求知n（输出轴）=30.5r/min。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i（减速器）=10～40，则总传动比合理范围为i总=10～40。故电动机转速的可选范围为：n(输入轴)=i总×n（输出轴）=（10～40）×30.5=305～1220符合这一范围的同步转速有750、1000r/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、η总=0.7987P（电机动轴）=1.44Kwn（输出轴）=30.5r/minn(输入轴)=305～1220r/min3价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/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Y100L-6。其主要性能：额定功率1.5Kw；满载转速940r/min；额定转矩2.0。电动机型号Y100L-64四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比由于采用一级减速，所以总传动比为i总=n（输入轴）n（输出轴）=94030.5=30.8五、动力学参数计算1、计算各轴转速n（输入轴）=940r/min；n（输出轴）=30.5r/min；2、计算各轴的功率P（电机轴）=1.44KwP（输入轴）=Pd×η1=1.44×0.994=1.43Kw；P（输出轴）=P(输入轴)×η4=1.43×0.82=1.17Kw；P(工作机轴)=P（输出轴）×η3×η2=1.17×0.99×0.99=1.15Kw3、计算各轴扭矩T(电机轴)=9.55×106P（电机轴）n（电机轴）=9.55×1061.44940=14.5N·m；T(输入轴)=9.55×106P（输入轴）n（输入轴）=9.55×1061.43940=14.4N·m；T(输出轴)=9.55×106P（输出轴）n（输出轴）=9.55×1061.1730.5=360N·m；T(工作机轴)=9.55×106P（工作机轴）n（工作机轴）=9.55×1061.1530.5=350N·m；i总=30.8n（输入轴）=940r/minn（输出轴）=30.5r/minP（电机轴）=1.44KwP（输入轴）=1.43KwP（输出轴）=1.17KwP(工作机轴)=1.15KwT(电机轴)=14.5N·mT(输入轴)=14.4N·mT(输出轴)360N·mT(工作机轴)=350N·m5六、传动零件的设计计算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45～55HRC。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。由公式（11-10）m2d1≥KT2(480Z2[σH])2(1)确定作用在蜗杆上的转矩T2（输出轴）按Z1=2，估取效率η=0.82,则T(输出轴)=9.55×106P（输出轴）n（输出轴）=9.55×1061.1730.5=360N·m；(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Kβ=1;由教材P253表11—5选取使用系数KA=1.0由于转速不高,冲击不大,可取动载系数Kv=1.08;则由教材P252K=KA×Kβ×Kv=1.08(3)确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故ZE=16021a。(4)确定蜗轮齿数Z2Z2=Z1×i总=2×30.8=61(5)确定许用接触应力T2（输出轴）=360N·mK=1.08Z2=616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=268MPa。由教材P254应力循环次数N=60jn2Lh=60×1×30.5×360×16×5=5.23×107所以寿命系数KHN=√107N8=0.81则有=KHN×=217MP(6)计算m2d1≥KT2(480Z2[𝜎𝐻])2=1.08×3.6×105×（48061×217）2=511.2mm3因Z1=2,故从表11-2中取模数m=4，蜗杆分度圆直经d1=40mm,γ=11。18’6“取变位系数X2=-0.54、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)中心距a=(d1+d2+2X2m)/2=140mm(2)蜗杆轴向齿距Pa=πm=12.56mm直经系数q=d1/m=10齿顶圆直经da1=d1+2ha1=40+2×4=48mm分度圆导程角γ=11。18’6”蜗杆轴向齿厚Sa=0.5πm=6.28mm齿根圆直经df1=d1-2hf1=40-2(1+0.25)4=30mm(3)蜗轮蜗轮分度圆直径d2=mZ2=244mm蜗轮吼圆直经da2=d2+2ha2=248mm蜗轮齿根圆直经df2=d2-2hf2=230mm蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-0.5da2=16mm=217MPa=140mmPa=12.56mmq=10da1=48mmγ=11。18’6”Sa=6.28mmdf1=30mmd2=244mmda2=248mmdf2=230mmrg2=16mm75、校核齿根弯曲疲劳强度FFaFYYmddKT221253.1当量齿数ZV2=Z2/cosγ3=64.69根据X2=-0.5,ZV2=64.69从教材P255图11—19中可查得齿形系数YFa2=2.51螺旋角系数Yβ=1-γ140=0.9192从教材P255知许用弯曲应力FNFFK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KFN=√1065.2×1079=0.644[σF]=56×0.644=36.086MPaσF=(1.53×1.08×3.6×105×0.9192×2.54)/(244×40×4)=34.7＜[σF]可见弯曲强度是满足的6、验算效率v～　tantan96.095.0已知=11.31°;vvfarctan;vf与相对滑动速度sV有关。VS=πd1n160∗1000∗cos=2.01m/s从教材P264表11—18中用插值法查得vf=0.034,φV=1.94代入式中得=0.83,大于原估计值,因此不用重算。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ZV2=64.69YFa2=2.51[σF]=36.086MPaVS=2.01m/s8GB/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8fGB/T10089—1988。然后由参考文献[5]P187查得蜗杆的齿厚公差为1s=71μm,蜗轮的齿厚公差为2s=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。8.热平衡核算(1)估算散热面积A=0.33（a/100）1.75=0.609（2）验算油的工作温度ti室温t0通常取20°散热系数Ks=17W/（m2×℃）ti=1000（1−η）P1KSA+t0=37.9°＜85°所以合格七、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#调质钢，硬度（217~255HBS）根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=100d≥A0(P2/n2)1/3=100(1.5/940)1/3=11.68mm考虑到有键槽，将计算值加大5%故d＞12.27mm取d=25mm2、联轴器的选择（1）、类型选择为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱销连轴器。（2）、载荷计算计算转矩为TC=KTK——工作机为带式运输机，所以K=1.5T=9550×1.5/940=15.24N·m所以TC=1.5×15.24=22.86N·m综合TC和电动机轴的轴径，选取联轴器型号为LH23、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，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ti=37.9°＜85°d=25mmTC=22.86N·m9称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。（2）确定轴的各段直径和长度I段：直径d1=25mm根据联轴器型号，取L1=60mmII段：由教材P364得：h=0.08d1=0.08×25=2mm直径d2=d1+2h=25+2×2=29mm,长度取L2=50mmIII段：由于第三段是用于安装轴承，所以查表，最接近29的轴承内径为35.故定直径d3=35mm初选用7007C型角接触球轴承，其内径为35mm，宽度为14mm，并且采用套筒定位；故III段长：L3=20mmⅣ段：由教材P364得：h=0.08d3=0.08×35=2.8mmd4=d3+2h=35+2×2.8=41mm长度取L4=4mmⅤ段：直径d5=30mm长度L5=80mmⅥ段：由于第六段是蜗杆，所以直径d6=48长度L6=140mmⅦ段：由于对称性所以d7=d5=30mm,L7=L5=80mmⅧ段：同理d8=41mm，L8=4mmⅨ段：d9=35mm,L9=20mmd1=25mmd2=29mmd3=35mmd4=41mmd5=30mmd6=48mmd7=30mmd8=41mmd9=35mm10输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=100d≥A0(P2/n2)1/3=100(1.15/30.5)1/3=33.98mm取d=58mm考虑到有键槽，将计算值加大5%故d＞35.68取d=40mm2、联轴器的选择（1）、类型选择根据任务书要求选取刚性联轴器（2）、载荷计算计算转矩为TC=KTK——工作机为带式运输机，所以K=1.5T=9550×1.15/30.5=360N·m所以TC=1.5×360=540N·m综合TC，选取联轴器型号为ML7。3、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，左轴承以轴承端盖和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，右轴承采用轴承端盖和轴承挡圈定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合。轴呈阶梯状，右轴承和轴承挡圈从右面装入，蜗轮套筒，左轴承和链轮依次从左面装入。（2）确定轴的各段直径和长度I段：直径d1=40mm长度取L1=90mmII段：由教材P364得：h=0.08d1=0.09×40=3.2mm直径d2=d1+2h=40＋6.4≈47mm,长度取L2=50mmIII段：直径d3=55mm由GB/T297-19