一级蜗轮蜗杆减速器设计

1目录前言………………………………...2一、设计任务书及要求………………………………………...…..2二、电动机的选择与计算…………………………………….…..3三、减速器参数的选择和计算……………………………….…..3四、确定总传动比及其分配……………………………………………..…..3五、确定传动装置的运动和动力参数………………………………..…….3六、蜗杆蜗轮的设计计算……………………………………………..……..4七、链结构设计……………………………………………………..…..9八、轴的设计……………………………………….……...11九、机座箱体结构尺寸及其附件………………………………………………15十、蜗杆减速器的润滑………………………………………………………16十一、蜗杆传动的热平衡计算…………………………………………………………17十二、选择冷却装置……………………………………………...……18参考资料………………………………………………………………192前言国内的发展概况国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。国外发展概况国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。机械设计课程设计任务书题目：设计一二级蜗轮蜗杆减速器本设计是蜗轮蜗杆减速器的设计。设计主要针对执行机构的运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零部件的协调动作。该设计均采用新国标，运用模块化设计，设计内容包括传动件的设计，执行机构的设计及设备零部件等的设计。设计内容：1.电动机的选择与运动参数计算；2.蜗轮蜗杆传动设计计算3.轴的设计4.链结构设计5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写设计任务a)减速器总装配图一张,b)蜗杆、轴零件图各一张,c)设计说明书一份3电动机的选择与计算1．电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y160L-8系列的电动机2．电动机容量的选择1）工作机所需功率：Pw＝7.5kW2）电动机的输出功率：Pd＝Pw/η，η=η1*η2*η3*η4=0.98*0.99*0.80*0.96=0.745Pd＝10.067kW3）电动机型号Y132-4M额定功率7.5（KW）同步转速1500（r/min）满载转速1440（r/min）总传动比60传动装置的总传动比及其分配1．总传动比：传动装置应有的总传动比为：i＝602．传动比分为：i1=4i2=4i3=3.75计算传动装置的运动和动力参数3.1各轴转速由式2-8——2-12得电动机轴=满载时转速=14401轴n1=1440/4=360r/min2轴n2=360/4=90r/min3轴n3=90/3.75=24r/min2.3.2各轴的输入功率1轴p1=pd=10.07*0.98=9.872轴p2==9.87*0.8=7.8963轴p3=7.896*0.96=7.582.3.3各轴的输入转矩电机轴T0=9550=9550*10.07/1440=66.781轴T1=9550=9550*9.87/360=261.832轴T2=9550=9550*7.896/90=844.643轴T3=9550=9550*7.58/24=3016.214蜗杆传动设计计算选择蜗杆传动类型蜗杆传动的主要参数有模数m、压力角α、蜗杆头数Z1、蜗轮齿数Z2、蜗杆分度圆直径d1和蜗杆分度圆柱上的导程角γ等。1蜗杆传动的正确啮合条件及模数m和压力角α蜗杆传动的正确啮合条件和齿条与齿轮传动相同。因此，在中间平面上，蜗杆的轴面模数ma1、轴面压力角αa1分别和蜗轮的端面模数mt2、端面压力角αt2相等，并取其为标准值，即ma1=mt2=mαa1=αt2=α又因为蜗杆传动通常是交错角为90°的空间运动，蜗杆轮齿的螺旋线方向有左右之分。因此，为保证蜗杆传动的正确啮合，还必须使蜗杆和蜗轮轮齿的螺旋线方向相同，并且蜗杆分度圆柱上的导程角γ等于蜗轮分度圆柱上的螺旋角β2，即γ=β2。2蜗杆分度圆直径d1和导程角γ蜗轮是用直径及齿形参数同蜗杆一样的滚刀加工出来的。因此，只要有一种尺寸的蜗杆，就得有一种对应的蜗轮滚刀。对于同一模数，可以有很多不同直径的蜗杆，因而对每一模数就要配备很多把蜗轮滚刀。显然，这样很不经济。为了限制滚刀数目并便于滚刀的标准化，国标对每种标准模数规定了一定数量的蜗杆分度圆直径d1，见表9-98。当蜗杆的分度圆直径d1和头数Z1选定后，蜗杆分度圆柱上的导程角γ也就确定了。5由上图可知，对于动力传动，为提高传动效率，宜选取较大的导程角γ。但导程角γ过大，车削蜗杆时困难，并且齿面间相对滑动速度也随之增大，当润滑不良时，将加速齿面间的磨损。3传动比i、蜗杆头数Z1和蜗轮齿数Z2蜗杆传动通常以蜗杆为主动件。当蜗杆转动一周时，蜗轮将转过Z1个齿，即转过Z1/Z2周，因此其传动比i为i=n2/n1=Z2/Z1公式说明：1.式中n1、n2分别为蜗杆和蜗轮的转速，r/min。2.蜗杆头数Z1通常取为1，2，4或6。当传动比i大或要求自锁时，可取Z1=1,但传动效率低,当传动比i较小时，为了避免蜗轮轮齿发生根切,或传递功率大时，为了提高传递效率，可采用多头蜗杆，取Z1=2～4或6，但是Z1过多时，制造较高精度的蜗杆和蜗轮滚刀有困难。3.蜗轮齿数Z2=iZ1，一般取Z2=28～80。为了避免用蜗轮滚刀切制蜗轮时发生根切，并保证有足够的啮合齿对数，使传动平稳，Z2不应少于28；但是对于动力传动，Z2也不宜大于80，因为当蜗轮直径不变时，Z2越大，模数就越小，将削弱蜗轮轮齿的弯曲强度；而若模数不变，则蜗轮直径将要增大，传动结构尺寸将要变大，蜗杆轴的支承跨距加长，致使蜗杆的弯曲刚度降低，容易产生挠曲而影响正常的啮合。当用于分度传动时，则Z2的选择可不受此限制。6Z1和Z2的推荐值i=Z2/Z17～1314～2728～40＞40Z1421,21Z228～5228～5428～80＞404.传动中心距a和变位系数x蜗杆传动的标准中心距为a=(d1+d2)/2。为了配凑中心距或微量改变传动比，或为了提高蜗杆传动的承载能力及传动效率，也常用变位蜗杆传动。蜗杆传动的变位方式与齿轮传动相同，也是在切削时把刀具相对蜗轮毛坯进行径向移位。但在蜗杆传动中，蜗杆相当于齿条，蜗轮相当于齿轮，所以，只对蜗轮进行变位，而蜗杆不变位。5.相对滑动速度υs如图可知，蜗杆传动即使在节点c处啮合，齿面间也有较大的相对滑动，相对滑动速度υs沿螺旋线方向。设蜗杆圆周速度为υ1，蜗轮圆周速度为υ2，则有相对滑动速度υs的大小对蜗杆传动有很大影响。当润滑、散热等条件不良时，υs增大会使齿面产生磨损和胶合；而当具备良好的润滑条件，特别是能形成油膜时，υs增大有助于形成油膜，使齿面间摩擦系数减小，减小磨损，从而提高传动效率和承载能力。根据GB/T10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。7蜗杆传动的几何尺寸蜗杆传动的几何尺寸及其计算公式如下名称符号计算公式蜗杆蜗轮齿顶高haha1=m=5ha2=m=5齿根高hfhf1=1.2m=6hf2=1.2m=6全齿高hh1=2.2m=11h2=2.2m=11分度圆直径dd1=50d2=mZ2=300齿顶圆直径dada1=d1+2ha1=60da2=m(Z2+2)=310齿根圆直径dfdf1=d1-2hf1=38df2=d2-2hf2=288蜗杆分度圆柱上导程角γ5.71蜗轮分度圆柱上螺旋角β2β2=γ传动中心距a′a′=m(q+z2)/2=175蜗杆轴向齿距pa1pa1=πm蜗杆螺旋部分长度L1～23～4-1L≥(10.5+Z1)mL≥(10.5+Z1)m-0.5L≥(8+0.06Z2)mL≥(9.5+0.09Z2)m0L≥(11+0.06Z2)mL≥(12.5+0.09Z2)m0.5L≥(11+0.1Z2)mL≥(12.5+0.1Z2)m81L≥(12+0.1Z2)mL≥(13+0.1Z2)m对磨削的蜗杆，应将L值增大，m＜6mm时，加长25mm；m=10～14mm时，加长35mm；m＞16mm时，加长50mm蜗轮外圆直径de2Z1=1Z1=2～3Z1=4～6de2≤da2+2mde2≤da2+15mde2≤da2+m蜗轮齿宽b2Z1=1Z1=1b2≤0.75da1b2≤0.67da1齿根圆弧面半径R1R1=da1/2+0.2m齿顶圆弧面半径R2R2=df1/2+0.2m3.1.2选择材料蜗杆：根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用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:由公式得滑动速度因而蜗轮用铸锡磷青铜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。3.1.3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。由文献[1]式（11-12），传动中心距1.确定作用在涡轮上的转距=176.20=1762002.确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；选取使用系数；由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数KV=1.05；3.确定弹性影响系数因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=1604.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,查得蜗轮的基本许用应力=268。应力循环次数N=60j=4.0910寿命系数=0.62889链结构设计1.选择链轮齿数Z、Z假定链速V0.6表中选取小链轮齿数Z1=19,从动轮齿数Z2=iZ1=2.9519=56.2.计算功率Pca由文献[1]表9-9选取工作情况系数kA=1,故Pca=KAP=11.31KW=1.313.确定链节数LP初定中心距a0=40LP,则链节数为L=117.52节取L=118节。4.确定链条的节距P按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧是,可能出现链板疲劳强度破坏.由表中查得小链轮齿数系数k=1.04选取单排链.由表查得多排链系数ｋP=1.0,故所需传递的功率为P=1.26根据小链轮转速n1=71r/min，功率P0=1.26,选取链号为12Ａ的单排链.同时也证实原估计工作在功率曲线顶点左侧是正确的.查得链节距Ｐ=19.05。5.确定链长Ｌ及中心距aL=2.25a=758中心距减小量a=(0.002～0.004)758=1.5~3.0实际中心距a’=a-a1=758mm-(1.5~3.0)=756.5~755取a’=7566.验算链速v==0.430.6与原假设相符.7.作用在轴上的压轴力FP=kFPFe有效圆周力Fe=3046.5按水平布置,取压轴力系数kFP=1.15,故FP=1.15×3046.5=35038.滚子链标记12A-1×118GB1243.1-83滚子外径d1=11.91,内链节内宽b1=12.57,内链板高度h2=18.08。9.小链轮结构和材料1)小链轮基本参数及主要尺寸分度圆直径dd=P/sin(180º/Z)=115.7齿顶圆直径dada=124.45分度圆弦齿高haha=0.27P=0.27×19.05=5.14齿根圆直径dfdf=d-d1=115.7-11.91=103.7910齿侧凸缘直径dgdg≤Pcot(180º/Z)-1.04h2-0.76=94.6