机械设计课程设计_蜗轮蜗杆减速器设计说明书.pdf

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1、机械设计课程设计蜗轮蜗杆减速器的设计一、选择电机1）选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机输送带间的总效率为=式中各按【1】第 87 页表 9.1 取1联轴器传动效率：0.99 2每对轴承传动效率：0.98 3涡轮蜗杆的传动效率：0.80 4卷筒的传动效率：0.96 所以电动机所需工作功率3）确定电机转速工作机卷筒的转速为所以电动机转速的可选围是：符合这一围的转速有：750、1000、1500三种。综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量、价格等因素，为使传动机构结构紧凑，决定选用同步转速为1000。根据电动机的类型、容量、

2、转速，电机产品目录选定电动机型号Y112M-6,其主要性能如下表1：表 1 Y112M-6型电动机的主要性能型号额 定 功率满载时质量/kg 转速/(电流/A(380V)效率/功率因数Y112M-6 2.2 940 5.6 80.5 0.74 2.0 45 2 确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：3 计算传动装置各轴的运动和动力参数：1）各轴转速：轴轴卷筒轴2）各轴输入功率：轴轴卷筒轴3）各轴输入转矩：电机轴的输出转矩轴轴卷筒轴运动和动力参数结果如下表：表 2 带式传动装置运动和动力参数轴名功率 P/kW 转矩 T/)转速n/传动比 i 效率/电机轴2.07 940 1 15.6 1

3、 0.99 0.8 0.97 1 轴2.06 940 2 轴1.65 62 卷筒轴1.60 62 二、涡轮蜗杆的设计1、选择材料及热处理方式。考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度也不高，蜗杆选用45 号刚制造，调至处理，表面硬度220 250HBW；涡轮轮缘选用铸锡磷青铜,金属模铸造。2、选择蜗杆头数和涡轮齿数i=15.16 =2 =i=215.1630 3、按齿面接触疲劳强度确定模数m和蜗杆分度圆直径1）确定涡轮上的转矩，取，则2)确定载荷系数 K=根据工作条件确定系数=1.15 =1.0 =1.1 K=1.151.01.1=1.265 3)确定许用接触应力由表查取基本许用接触应力=200MP

4、a 应力循环次数 N=故寿命系数4)确定材料弹性系数5）确定模数 m和蜗杆分度圆直径查表取 m=6.3mm，=80mm 4、计算传动中心距a。涡轮分度圆直径a=满足要求5、验算涡轮圆周速度、相对滑动速度及传动效率3 符合要求tan=0.16,得=8.95由查表得当量摩擦角=147,所以=0.790.80 与初值相符。6、名称符号计算公式蜗杆涡轮分度圆直径d 80 189 齿顶圆直径92.6 201.6 齿根圆直径64.88 173.88 涡轮齿宽涡轮齿数30 蜗杆齿数2 蜗杆分度圆倒程角Arctan mz/d=8.95 蜗杆螺旋长度L 75 7、热平衡计算。所需散热面积A=取油温70，周围空气

5、湿度，设通风良好，取散热系数W/，传动效率为，则A/=0.55 若箱体散热面积不足此数，则需加散热片、装置风扇或采取其他散热冷却方式。8、选择精度等级和侧隙种类。因为这是一般动力传动，而且3m/s,故取 8 级精度，侧隙种类代号为 c，即传动 8c GB/T 100 三、轴以及轴上零件的设计3.1 高速轴设计1）估算轴的基本直径。选用40Cr 号钢调质处理，估计直径d100mm，取 C=100。根据【1】第 214页式 11.2 得：应为受扭部分最细处，考虑到该处有一键槽，故轴径应增加，。根据传动装置的工作条件，拟选用LX型弹性柱销联轴器（GB/T 50142003）。计算转矩为根据，LX1型

6、联轴器就能满足传递转矩的要求。但Y112M-6电机轴径 28mm，其（12 24）满足不了电动机轴径要求，故选用LX2型联轴器（，），可满足电机轴径要求。减速器高速轴轴伸处的直径=20mm 2）轴的结构设计a初定各段轴径的确定位置轴径/mm 说明联轴器处20 按传递转矩估算的基本直径以及联轴器的径取油封处30 满足联轴器的轴向定位，并满足封油标准轴承处55 因轴承只承受径向力，故选用角接触轴承，为方便轴承装拆，轴承径因稍大于油封处，并符合滚动轴承标准径，故取该段轴径为 55，初定轴承型号 7211C，两端相同轴肩66 40 涡杆处80（分度圆）40 轴肩66 轴承处66 与轴段三相符b确定各轴

7、段长度轴的各段长度在草图绘制过程中逐段确定，结果如下：50mm（联轴器 LX2处）、50mm（油封处）21mm（轴承处）、8mm（轴肩）、62.75mm、104.54mm（涡杆轴）、62.75mm、8mm（轴肩）、22mm（轴承处）：c.传动零件的轴向固定联轴器处采用 A型平键由该段轴径选用键645 GB 1096-2003。d.其他尺寸。为方便加工，并参照7211C 型轴承的安装尺寸，走上过度圆角半径全部取r=1.5mm；轴端倒角为 245。3.2 低速轴的设计1）估算轴的基本直径。选用40Cr 调质处理，估计直径d100mm，取 C=108。各轴段直径的确定：根据【1】第 214页式 11

8、.2 得：应为受扭部分最细处，考虑到该处有一键槽，故轴径应增加，,拟选用 LX2型联轴器。轴径选用35mm。2）轴的结构设计a初定各段轴径的确定位置轴径/mm 说明联轴器处35 按传递转矩估算的基本直径以及联轴器的径取油封处40 满足联轴器的轴向定位，轴肩,并 满 足封油标准，取，轴径为轴承处45 因轴承只承受径向力，故选用角接触轴承，为方便轴承装拆，轴承径因稍大于油封处，并符合滚动轴承标准径，故取该段轴径为 45，初定轴承型号 7209C，两端相同涡轮处48 考虑到齿轮的装拆，并为标准直径涡轮轴肩处60 考率到满足齿轮的轴向定位，轴肩,取，轴径为轴肩处52 根据 7209C轴承确定轴承处45

9、 b.确定各轴段长度轴的各段长度在草图绘制过程中逐段确定，依次为80mm（联轴器处）、80（油封处）、53mm（轴承处）、75mm（涡轮处）、8mm（轴肩）、63mm（轴承处）c.传动零件的轴向固定涡轮处键采用 1450 GB/T 1096-2003；输出端键采用 1063 GB/T 1096-2003；d.其他尺寸。为方便加工，并参照 7208C型轴承的安装尺寸，走上过度圆角半径全部取r=1mm；轴端倒角为 245。四、轴的校核以及轴上零件的校核高速轴的计算与校核1、轴的受力分析画轴的受力简图轴的受力简图、弯矩图、转矩图画在一起，绘于下页上。计算支承反力以涡轮为研究对象：圆周力2222252

10、504.92672189tTFNd径向力tan/cos2672tan20/cos8.95984.5rtFFNo轴向力a=F tan=2672tan8.95420.8NtF对蜗杆：在水平面上1210.42tHFRN2210.4HRN在垂直平面上13123/2895.2arVF dF LRNLL2189.3VrVRFRN轴承 1 的总支承反力2222111895.2210.4919.6HVRRRN轴承 2 的总支承反力2222222210.489.3228.6HVRRRN画弯矩图水平面上，a-a 截面处弯矩最大，;垂直平面上，a-a 左截面处弯矩，a-a 右截面处弯矩，合成弯矩，a-a 左截面：a

11、-a 右截面：转矩：T=20820画转矩图2、校核轴的强度a-a 截面既有弯矩又有转矩，且弯矩最大，为危险截面。按弯扭合成强度计算222211951770.3 208204414.9055640012800ebTMTMPaMPaWW式中：1M 1-1 截面处弯矩，195177MN mm；T1-1 截面处转矩，20820TNmm；W抗弯剖面模量，由课本P205附表 10.1，33350.10.1406400Wdmm；TW 抗扭剖面模量，由课本P205附表 10.1，33350.20.24012800TWdmm；根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3.0；b1对称循环的叙用弯曲应力，由课本

12、P201表 10.4，155bMPa。因此，校核通过。校核键连接的强度由12pThld式中：p工作面的挤压应力；1T传递的转矩，20820mmN；d轴的直径，40mm；l键的工作长度，45mm，A型，lLb，bL、为键的公称长度和键宽；p 许 用挤 压 应 力，MPa，由 课 本 P85 表 6.1，静 连接，材 料 为 钢，有轻 微 冲 击，100120pMPa。对于轴段 1 上的键122208208.90(100 120)645620ppTMPaMPahld校核通过。轴的安全系数校核计算弯曲应力：19517714.876400bMMPaW14.87,0abmMPa,扭剪应力：1208201

13、.6312800TTTMPaW1.630.8222TamMPa13008.141.82514.870.200.920.8amSK115586.791.6250.820.10.820.920.85amSK22228.14 86.798.101.51.88.1486.79SSSSSS式中：S只考虑弯矩时的安全系数；S只考虑转矩时的安全系数；1、1材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由课本 P192表 10.1，45 号钢调质处理，11300,155MPaMPa；KK、弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由课本P206、P207 附表 10.3、附表 10.4，625.1,825.1KK；、零

14、件的绝对尺寸系数，由课本P207附图 10.1，85.0,8.0；表面质量系数，321，由课本 P207附图 10.1 和 P205附表 10.2，92.0；、把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由课本P192 表 10.1，1.0,2.0；ma、弯曲应力的应力幅和平均应力，14.87,0amMPa；ma、扭转剪应力的应力幅和平均应力，0.82amMPa；S许用疲劳强度安全系数，由课本P202表 10.5，8.15.1S；校核通过。3、校核轴承的寿命计算轴承轴向力由表 11.13 查得 7208C轴承部轴向力计算公式，则轴承1，2 部轴向力分别为：故只校核轴段 7 上的轴承即可

15、。查7209C轴承可得 C=40800N，0C=33800N 计算当量动载荷查表 11.12 得：e=0.46 得120.4426721.23512.21805.7raPXFYFN；式中：P当量动载荷；22arFF、轴承的径向载荷和轴向载荷；YX、动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由得：X=0.44 Y=1.23 校核寿命由课本 P219式 11.1c 366110101.0408002045386060 9401.0 1805.7ThPfCLhnfP式中：hL轴承的基本额定寿命；hL轴承的预期寿命，五年二班，每年按250 天计，28 250520000hLh；C轴承的基本额定动载荷，查轴承72

16、11C，40.8rCCkN；寿命指数，对于滚动轴承，3；Tf温度系数，由课本P218表 11.9，工作温度150 Co，0.1Tf；Pf载荷系数，由课本P219表 11.10，轻微冲击，2.10.1Pf，取0.1Pf；hhLL，校核通过。对低速轴的校核1、轴的受力分析画轴的受力简图轴的受力简图、弯矩图、转矩图画在一起，绘于下页。计算支承反力圆周力2222252504.92672189tTFNd径向力tan/cos2672tan20/cos8.95984.5rtFFNo轴向力a=F tan=2672tan8.95420.8NtF在水平面上113362tHFRN21336HRN在垂直平面上1312

17、3/2819.5arVF dF LRNLL21165VrVRFRN轴承 1 的总支承反力22221111336819.51567.3HVRRRN轴承 2 的总支承反力222222213361651346.2HVRRRN画弯矩图水平面上，a-a 左截面处弯矩，;a-a 右截面处弯矩，垂直平面上，a-a 左截面处弯矩，a-a 右截面处弯矩，合成弯矩，a-a 左截面：a-a 右截面：转矩：T=252504.9 画转矩图2、校核轴的强度a-a 截面既有弯矩又有转矩，且弯矩最大，还有键槽引起的应力集中。a-a 为危险截面。按弯扭合成强度计算22221195606.20.3 252504.9449.765

18、51250025000ebTMTMPaMPaWW式中：1M 1-1 截面处弯矩，195606.2MN mm；T1-1 截面处转矩，252504.9TNmm；W抗弯剖面模量，由课本P205附表 10.1，33350.10.1 5012500Wdmm；TW 抗扭剖面模量，由课本P205附表 10.1，33350.20.25025000TWdmm；根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3.0；b1对称循环的叙用弯曲应力，由课本P201表 10.4，155bMPa。因此，校核通过。校核键连接的强度由12pThld式中：p工作面的挤压应力；1T传递的转矩，252504.9mmN；d轴的直径，50m

19、m；l键的工作长度，50mm，A型，lLb，bL、为键的公称长度和键宽；p 许 用挤 压 应 力，MPa，由 课 本 P85 表 6.1，静 连接，材 料 为 钢，有轻 微 冲 击，100120pMPa。（1）对于轴段 1 上的键122252504.934.03(100120)8631035ppTMPaMPahld校核通过。（2）对于轴段 4 上的键122252504.931.2(100 120)9501450ppTMPaMPahld校核通过。轴的安全系数校核计算弯曲应力：195606.27.6512500bMMPaW7.65,0abmMPa,扭剪应力：1252504.910.125000TT

20、TMPaW10.15.0522TamMPa130015.81.8257.650.200.920.8amSK115514.11.6255.050.1 5.050.920.85amSK222215.8 14.110.521.51.815.814.1SSSSSS式中：S只考虑弯矩时的安全系数；S只考虑转矩时的安全系数；1、1材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由课本 P192表 10.1，45 号钢调质处理，11300,155MPaMPa；KK、弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由课本P206、P207 附表 10.3、附表 10.4，625.1,825.1KK；、零件的绝对尺寸系数，由课本

21、P207附图 10.1，85.0,8.0；表面质量系数，321，由课本 P207附图 10.1 和 P205附表 10.2，92.0；、把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由课本P192 表 10.1，1.0,2.0；ma、弯曲应力的应力幅和平均应力，11.9,0amMPa；ma、扭转剪应力的应力幅和平均应力，0.65amMPa；S许用疲劳强度安全系数，由课本P202表 10.5，8.15.1S；校核通过。3、校核轴承的寿命计算轴承轴向力由表 11.13 查得 7208C轴承部轴向力计算公式，则轴承1，2 部轴向力分别为：故只校核轴段 7 上的轴承即可。查7208C轴承可得 C

22、=26800N，0C=20500N 计算当量动载荷查表 11.12 得：e=0.40 得120.4426721.23959.282355.6raPXFYFN；式中：P当量动载荷；22arFF、轴承的径向载荷和轴向载荷；YX、动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由得：X=0.44 Y=1.40 校核寿命由课本 P219式 11.1c 366110101.0268003958736060621.0 2355.6ThPfCLhnfP式中：hL轴承的基本额定寿命；hL轴承的预期寿命，五年二班，每年按250 天计，28250520000hLh；C轴承的基本额定动载荷，查轴承7208C，26.8rCCkN；寿命指数，对于滚动轴承，3；Tf温度系数，由课本P218表 11.9，工作温度150 Co，0.1Tf；Pf载荷系数，由课本P219表 11.10，轻微冲击，2.10.1Pf，取0.1Pf；hhLL，校核通过。五、参考资料【1】【2】【3】