机械设计课程设计-蜗轮蜗杆减速器设计计算(含图纸).pdf

1 目录 1、 机械设计课程设计任务书1 2、 机构运动简图1 3、 运动学设计和电动机选择2 4、 蜗轮蜗杆传动的设计计算3 5、 轴的设计计算及校核8 6、 轴承的寿命计算16 7、 选用键并校核强度18 8、 箱体箱盖的设计19 9、 蜗轮蜗杆和轴承的润滑20 10、参考文献20 CAD 图纸联系 QQ153893706 2 一、机械设计课程设计任务书 课题名称 蜗轮蜗杆减速器 原始数据 已知条件 输送带拉力 F/KN 输送带速度 V/(m/s) 滚筒直径mm 数据 2 3 10 0.8 350 工作条件 单向运转连续工作空载起动载荷平稳三班制工作 减速器使用寿 命不低于 10 年输送带速度允许误差位5% 基本要求 1、减速器装配图 1 张 2、零件工作图 23 张 3、设计说明书 1 份 二、机构运动简图 3 三、运动学设计和电动机选择 1.选择电动机 1.传动装置效率 4 2 3 2 21 式中 1 蜗轮蜗杆效率取 1 =0.75 2 2 两对滚动轴承效率取 2 =0.99 2 3 两对弹性柱销联轴器效率取 3 =0.99 4 运输机滚筒效率取 4 =0.96 因此=69.096. 099. 099.075.0 22 *数据来自机械设计基础课程设计P23 表 2-4 2.电动机所需功率 )(31.2 69.01000 8 .02000 1000 KW F P 3.选择电动机型号 根据工作条件载荷平稳选择一般用途的 Y 系列三相异步电动机。根据电动机所需功率并考虑到电动机转速 越高总传动比越大减速器的尺寸也相应增大所以决定选用 Y132S6 型电动机其额定功率 P=3KW满 载转速 n=960r/min电动机轴颈直径 D=38mm电动机外廓尺寸为 515mm280mm315mm。 *电动机型号来自机械设计基础课程设计P17 表 2-3-1 电动机尺寸来自机械设计基础课程设计p19 表 2-3-3 2.总传动比及其分配 1.滚筒轴工作转速 mi n )/(44 350 8 .0106106 44 r D v n w w 2.总传动比 82.21 44 960 w n n i 3.传动比分配 gb iii由于使用联轴器连接电动机和减速器所以 b i=1则蜗轮传动比82.21 1 82.21 b g i i i。 3.运动学计算 1.各轴转速 蜗杆转速min)/(960 1 960 1 r i n n b 4 蜗轮转速min)/(44 82.21 960 1 2 r i n n g 滚筒轴min)/(44 2 rnnw 2.各轴上的功率 蜗杆)(97.299.03 31 KWPP 蜗轮)(21.299.075.097. 2 2112 KWPP 滚筒轴)(02.299. 099.006.2 322 KWPPw (3).各轴上的扭矩 电动机)(75.2968 960 3 1055.91055.9 66 0 mmN n P T 蜗杆)(31.29545 960 97.2 1055.91055.9 6 1 16 1 mmN n P T 蜗轮)(46.479670 44 21.2 1055.91055.9 6 2 26 2 mmN n P T 滚筒轴)(82.438431 44 02.2 1055.91055.9 66 mmN n P T w w w 将以上算得的运动参数和动力参数列表如下 参数 轴名 电动机 蜗杆 蜗轮 滚筒轴 转速 n/(rmin 1 ) 960 960 44 44 功率 P/KW 3 2.97 2.06 2.02 扭矩 T/(Nmm) 2968.75 29545.31 479670.46 438431.82 传动比i 1 21.82 1 效率 0.99 0.75 0.96 四、蜗轮蜗杆传动的设计计算 1.蜗杆传动类型 GB/T 10085-1988.阿基米德蜗杆ZA 2.选择蜗轮的材料及热处理方法 减速器为一般机器没有特殊要求从降低成本减少结构尺寸和易于取材的原则出发决定蜗杆选用 45 调 质钢硬度达到 255270HBS蜗轮选用铸造黄铜ZCuZn38Mn2Pb2 沙模铸造。从 GB/T10089-1988 圆柱 蜗轮蜗杆精度中选择 8 级精度。侧隙种类为 f,标注为 8f GB/T 10089-1988。 3.计算蜗轮的许用应力 1计算许用接触疲劳应力 H 5 MPaZZ SNHH0 0 H =180MPa N Z=0.67 S Z=0.95 许用接触疲劳应力 SNHH ZZ 0 =114.57MPa *数据 0 H 来自机械设计基础P308 表 14-3 数据 N Z来自机械设计基础P307 图 14-1 数据 S Z来自机械设计基础P307 图 14-2 2.计算许用弯曲应力 F MPaYN FF0 0 F =60MPa N Y=0.542 许用弯曲应力 NFF Y 0 =32.52MPa *数据 0 F 来自机械设计基础P307 表 14-2 数据 N Y来自机械设计基础 4.蜗轮强度计算 (1).根据齿面接触强度计算公式 32 2 21 2 ) 500 (mm Z KTdm H 由 总传动比i=21.82 选择64.43 12 iZZ取 2 Z=44 1 Z=2 K=7 22 2 44 1 2 Z Z i )(615.48749731.2954575.022 12 mmNTiT 6 H =114.57MPa 得)(93.33570) 500 ( 32 2 21 2 mm Z KTdm H *数据K来自机械设计基础P310 表 14-4 数据 2 Z 1 Z来自机械设计基础P89 表 5-8 2.确定传动主要参数 初选16m 1 d140mm 3 1 2 35840 mmdm33570.93 3 mm 因此以上数据可用 *数据来自机械设计基础P87 表 5-7 蜗杆 蜗轮 1.选择齿数 1 Z=2 2 Z=44 2蜗杆导程角 q Z1 t a n= 750.8 2 =0.23 3蜗轮螺旋角 =0.23 4确定模数 16m 5确定压力角 20 6计算中心距)( 2 2 Zq m a=)(422)44750.8( 2 16 mm *数据q来自机械设计基础P87 表 5-7 数据来自机械设计基础P147 表 6-15 3.确定蜗杆主要参数 1齿根圆直径)(2 * 1 chqmd af =)(6 .101)2 . 01 (2750.816mm 2分度圆直径mqd 1 =168.750=140)(mm 3齿顶圆直径)2( * 1aa hqmd=)(172)12750.8(16mm 4蜗杆齿宽 )(24.21816)4406. 011()06. 011( 21 mmmZb 5蜗杆轴向齿距mmmpx24.501614.3 6蜗杆轴向齿厚mmps xx 12.2524.50 2 1 2 1 1 7蜗杆法向齿厚mmss xn 12.2523.0cos12.25cos 11 7 *数据 * a h * c来自机械设计基础P147 表 6-15 4.确定蜗轮主要参数 1齿根圆直径 )(2 * 22 chZmd af =)(6 .665)2 .01 (24416mm 2分度圆直径 22 mZd=)(7044416mm 3齿顶圆直径 )2( * 22aa hZmd=)(736) 1244(16mm 4齿轮齿宽 12 75.0 a db =)(12917275. 0mm 5蜗轮齿顶圆弧半径 mmm d Ra5416 2 140 2 1 2 6蜗轮齿根圆弧半径 mmmc d R a f 2 .89162 .0 2 172 2 *1 2 7蜗轮变位系数 0 162 704140 16 422 2 21 2 m dd m a x *数据 * a h * c及公式 16来自机械设计基础P147 表 6-15 公式 4来自机械设计基础P91 5.校核蜗轮蜗杆的强度 1.校核蜗轮的的齿面接触强度 MPa d KT mZ HH 500 1 2 2 =)(85.110 140 615.4874977 1644 500 MPa H *校核蜗轮的齿根歪曲疲劳强度 MPa mdd YKT F F F cos 2 21 22 =)(82.9 23.0cos16704140 27.2615.48749772 MPa F *数据 2F Y来自机械设计基础P311 表 14-5 蜗轮蜗杆强度合格 6.计算啮合力 圆周力)(08.422 140 31.2954522 2 1 1 1 NF d T F xt 轴向力)(7 .1362 704 46.47967022 2 2 2 1 NF d T F tx 径向力)(98.49520tan7 .1362tan 211 NFFF rxr 项目 蜗杆 蜗轮 8 材料及热处理 调质 基本参数 模数m 16 压力角 20 齿数 Z 2 44 齿顶高系数 * a h 1 顶隙系数 * c 0.2 几何尺寸 mm/ 分度圆直径d 140 704 齿顶圆直径 a d 172 736 齿根圆直径 f d 101.6 665.6 蜗杆齿宽 1 b 218.24 蜗轮齿宽 2 b 129 蜗杆导程角 0.23 蜗轮螺旋角 0.23 蜗轮齿顶圆弧半 径 2a R 54 蜗轮齿根圆弧半 径 2f R 89.2 蜗杆轴向齿距 x p 50.24 蜗杆轴向齿厚 1x s 25.12 蜗杆法向齿厚 1n s 25.12 蜗轮变位系数 2 x 0 啮合传动 中心距a 422 传动比i 22 9 圆周力 t F 422.08 轴向力 x F 1362.7 径向力 r F 495.98 五、轴的设计 1.选取轴的材料和热处理方法 运输减速器是一般用途的减速器所以轴的材料选用 45 钢粗加工后进行调质处理便可满足使用要求。45 钢 经过调质处理后硬度为 217255HBSMPa b 650MPa s 360MPa300 1 ,MPa155 1 。 许用弯曲应力为MPa60 1 。 *数据来自机械设计基础P324 表 15-1 2.按扭转强度估算各轴的直径 轴的最小直径计算公式为 3 min n P Ad 试中A=126103取 A=115 蜗杆轴)(76.16 960 97.2 115 3 min1 mmd 蜗轮轴)(45.41 44 06.2 115 3 min2 mmd 滚筒轴)(18.41 44 02.2 115 3 min3 mmd *数据来自机械设计基础P333 表 15-5 在蜗轮和蜗杆轴上轴的最小直径要安装联轴器轴端轴颈应将估算直径加大 5% min1 d17.598mm。 min2 d43.522mm取标准直径为 min1 d=20mm min2 d=45mm。估取安装轴承处的轴径为 min1 d=30mm min2 d=55mm。 3.联轴器的选择 减速器输出轴与滚筒轴采用弹性柱销联轴器。由前计算知)(54531.29 1 mNT)(67046.479 2 mNT 选用弹性柱销联轴器的型号为蜗杆轴用 HL2 联轴器3820 GB5014-85。蜗轮轴用 HL3 联轴器8445 GB5014-85。 主要参数尺寸如下 HL1许用最大扭矩 mNT 315 max1 许用最大转速 mi n/5 6 0 0 m a x1 rn 10 主动端 mmd20 1 mmLJ38 11 型轴孔A 型键槽 从动端 mmd20 2 mmLJ38 11 型轴孔A 型键槽 HL2许用最大扭矩 mNT 6 3 0 m a x2 许用最大转速 min/5000 max2 rn 主动端 mmd45 1 mmLJ84 11 型轴孔A 型键槽 从动端 mmd45 1 mmLJ84 11 型轴孔A 型键槽 显然轴的轴径工作转矩和转速均在选用范围内。 *数据和型号来自机械设计基础课程设计P109 附表 4-4 4.轴承的选择 蜗杆轴在蜗杆轴上既作用着径向力 r F又作用着轴向力 a F故选用圆锥滚子轴承型号为 7506E。其主 要参数如下d=30mmD=62mmT=21.25mmB=20mm。 蜗轮轴同样在蜗轮轴上选用轴承型号为 7211E其主要参数如下d=55mmD=100mmT=22.75mm B=21mm。 *数据来自机械设计基础课程设计P100 附表 3-3 5.轴的结构设计 在蜗杆轴上两端的轴承已初选用 32206 型与轴承配合的轴径为mm30以轴肩作轴向定位因此蜗杆所 在轴处的直径必须不小于 35mm 在蜗轮轴上两端的轴承已选用 32211 型与轴承配合的轴径为mm55。一端以轴肩作轴向定位蜗轮从另 一端拆装。故从轴肩开始轴上各段径向尺寸应依次递减。 按蜗轮轴和蜗杆轴上零件拆装的先后顺序 周向及轴向固定方法以及工艺性等要求 作出蜗轮轴和蜗杆轴的结 构设计 其中蜗杆轴的结构设计和轴系部件结构如图 a 所示。 图中mmd20 1 公差带取 r6mmd25 2 mmdd30 73 公差带取 k6mmdd60 64 .mmd172 5 mmL35 1 mmL25 2 mmLL20 73 mmLL25 64 mmL24.218 5 。 蜗轮轴的结构设计和轴系部件结构如图 b 所示。图中mmd45 1 mmd50 2 mmdd55 73 mmdd63 64 mmd72 5 。mmL82 1 mmL65 2 mmL40 3 mmL150 4 mmL12 5 mmL10 6 mmL25 7 。 6.轴的强度计算 (1).蜗杆轴的强度计算 根据蜗杆轴的结构设计取 L=281.24mmmm L 62.140 2 。由前面计算可知mNT96875.2 1 NFt08.422 1 NFr98.495 1 NFx7 .1362 1 。 11 1根据轴系部件结构图作出轴系空间力图如图 k 所示。 2作出蜗杆轴垂直平面力图求支反力 VA F VB F绘弯矩图 V M如图 l 所示。 )(16.587 24.281 98.49562.1407 .1362 2 140 22 11 1 N L F L F d F AB rx VB )(18.9198.49516.587 1 NFFF rVBVA 蜗杆中心面左侧弯矩 左 mmN L FM VAV 73.1282162.14018.91 2 蜗杆中心面右侧弯矩)(44.8256662.14016.587 2 mmN L FM VBV 右 3作出蜗杆轴水平平面力图求支反力 HA F、 HB F绘弯矩图 H M如图 m所示。 )(04.211 2 08.422 2 N F FF t HBHA )(44.2967662.14004.211 2 mmN L FM HAH 4求总反力 A F、 B F绘总弯矩图 M如图 n 所示 )(9 .229)04.211()18.91( 2222 NFFF HAVAA )(93.623)04.211()16.587( 2222 NFFF HBVBB 蜗杆中心面左侧总弯矩 左 M为 )(82.32327)44.29676()73.12821( 2222 mmNMMM HV 左左 蜗杆中心面右侧总弯矩 右 M为 )(72.87737)44.29676()44.82566( 2222 mmNMMM HV 右右 5绘扭矩图如图 o 所示。 6绘当量弯矩图如图 r 所示。 因为皮带运输机为单向传动从安全角度出发轴上转矩 1 T按脉动循环考虑故取校正系数6 .0。蜗杆 中心面处最大当量弯矩 C M为 左左 mmNTMM C 24.3686931.295456 .082.32327 2222 右右 mmNTMM C 67.8951031.295456 .072.87737 2222 7选择危险截面进行强度核算。 根据当量弯矩图初取蜗杆中心面为危险截面轴径d为 12 )(85.25 601 .0 67.89510 05.1 1 .0 05.1 3 3 1 mm M d C 由计算结果可知轴径必须小于蜗杆齿根圆处实际直径所以强度满足要求。 *数据 1 来自机械设计基础P324 表 15-1 L/2 L 图 a 2 n A B 1t F 1x F 1t F 图 k VB F 1r F VA F 1x F 13 1V M 2V M 图 l HA F HB F 2t F H M 图 m 2 M 1 M 图 n 2T 图 o 2C M 1C M 14 图 r 2.蜗轮轴的强度计算 根据蜗轮轴的结构设计取 L=184mmmm L 92 2 。由前面的计算可知)(67046.479 2 mNT NFt08.422 2 NFr98.495 2 NFx1 .1362 2 。 1.根据轴系部件结构图作出轴系空间图如图 c 所示。 2.作出蜗轮轴垂直平面力图求支反力 VA F、 VB F绘弯矩图 V M如图 d 所示。 )(02.3411 154 98.495927 .1362 2 704 22 22 2 N L F L F d F AB rx VB )(04.291598.49502.3411 2 NFFF rVBVA 蜗轮中心面左侧弯矩 左V M为 )(2637419275.2866 2 mmN L FM VAV 左 蜗轮中心面右侧弯矩为 右V M )(84.3138139202.3411 2 mmN L FM VBV 右 3.作出蜗杆轴水平面力图求支反力 HA F、 HB F绘弯矩图 H M如图 e 所示。 )(04.211 2 08.422 2 N F FF t HBHA )(68.194159204.211 2 mmN L FM HAH 4求总反力 A F、 B F绘总弯矩图 M如图 f 所示。 )(67.2922)04.211()04.2915( 2222 NFFF HAVAA )(54.3417)04.211()02.3411( 2222 NFFF HBVBB 齿轮中心面左侧总弯矩 左 M为 左左 mmNMMM HV 69.26445468.19415)263741( 2222 齿轮中心面右侧总弯矩 右 M为 )(89.314413)68.19415()84.313813( 2222 mmNMMM HV 右右 5.绘扭矩图如图 g 所示。 6.绘当量弯矩图如图 h 所示。 15 因为联轴器运输机为单向传动从安全角度出发轴上转矩 2 T按脉动循环考虑故取校正系数=0.6。齿 轮中心面处最大当量弯矩 C M为 )68.480398646.4796706 .069.264454) 2222 mmNTMM C 左左 右右 mmNTMM C 59.42624646.4796706 .089.314413 2222 7.选择危险截面进行强度核算。 根据当量弯矩图初取齿轮中心面为危险截面。该截面有键槽故应将轴径加大 5%由此得必须轴径d为 )(49.43 601 .0 59.426246 05.1 1 1 .0 05.1 3 3mm M d C *数据 1来自机械设计基础P324 表 15-1 由计算结果可知轴径必须小于安装齿轮处实际轴径所以强度满足要求。 L/2 L 图 b 图 c VB F 16 2t F VA F 1x F 1V M 2V M 图 d HA F HB F 2t F H M 图 e 1 M 2 M 图 f 2r 图 g 2C M 1C M 17 图 h 六、轴承寿命计算 蜗杆轴轴承寿命计算 蜗杆轴轴承已初选型号为 32206 的一对圆锥滚子轴承正装其有关数据如下额定动载荷 C=49.2kNe=0.37 y=1.6载荷系数1 .1 p f温度系数0 .1 t f。轴承受力情况如图 j 所示。由前面计算可知NRA9 .229 NRB93.623。 A R、 B R即为轴承径向力 rA F、 rB F。NRF ArA 9 .229NRF BrB 93.623。 1.计算轴承内部轴向力 S )(84.71 6 .12 9 .229 2 N Y F S rA A )(98.194 6 .12 93.623 2 N Y F S rB B 2.计算轴承的轴向力 aA F和 aB F 已知轴向外载荷NFx7 .1362 1 方向向右各轴向力方向如图 r 所示 由于 )(54.143484.717 .1362 1 NSF Ax )(98.194NSB 即 BAx SSF 1 因此轴承 B 被“压紧” 轴承 A 被“放松” 故得 )(84.71NSF AaA )(54.143484.717 .1362 1 NSFF AxaB 3.计算轴承的当量动载荷 对轴承 Ae F F rA aA 3 .0 9 .229 84.71 1 A X0 A Y )(9 .22984.7109 .2291NFYFXP aAArAAA 对轴承 Be F F rB aB 2 .2 93.623 54.1434 4 .0 B Xcot4 .0 B Y )(382.240154.14345 .193.6234 .0NFYFXP aBBrBBB 18 *数据 A X、 A Y、 B X、 B Y来自机械设计基础P362 表 17-9 4.计算轴承额定寿命 h L )(19.297340 382.24011 .1 492000 .1 96060 10 60 10 3/10 6 3/10 6 h Pf Cf n L Bp t h 由题给工作条件该皮带运输机三班制工作使用 10 年。若每年 365 个工作日计则轴承的预期寿命为: )(876001036538hL 图 r 蜗轮轴轴承寿命计算 蜗轮轴轴承已初选型号为 30211 的一对圆锥滚子轴承正装其有关数据如下额定动载荷 C=86.5kNe=0.4 y=1.5 载荷系数1 .1 p f 温度系数0 .1 t f。 轴承受力情况如图 i 所示。 由前面计算可知NRA51.2874 NRB35.3369。 A R、 B R即为轴承径向力 rA F、 rB F。NRF ArA 51.2874NRF BrB 35.3369。 1. 计算轴承内部轴向力 S )(17.958 5 .12 51.2874 2 N Y F S rA A )(12.1123 5 .12 35.3369 2 N Y F S rB B 2.计算轴承的轴向力 aA F和 aB F 已知轴向外载荷NFx7 .1362 2 方向向右各轴向力方向如图 i 所示。 由于 )(87.232017.9587 .1362 2 NSF AX )(12.1123NSB 即 BAa SSF 2 。因此轴承 B 被“压紧” 轴承 A 被“放松” 故得 19 )(17.958NSF AaA )(87.232017.9587 .1362 2 NSFF AxaB 3.计算轴承的当量动载荷 对轴承 A e F F rA aA 33.0 51.2874 17.958 01 AA YX )(51.287417.958051.28741NFYFXP aAArAAA 对轴承 Be FrB FaB 6 .0 35.3369 87.2320 cot4 .04 .0 BB YX )(045.482987.23205 .135.33694 .0NFYFXP aBBrBBB *数据 A X、 A Y、 B X、 B Y来自机械设计基础P362 表 17-9 4.计算轴承额定寿命 h L )(1 .4145775 045.48291 .1 865000 .1 4460 10 60 10 3/10 6 3/10 6 h Pf Cf n L Bp t h 由题给工作条件该皮带运输机三班制工作使用 10 年。若每年 365 个工作日计则轴承的预期寿命为 )(876001036538hL 由于LLh所以轴承合乎要求。 图 i 七、选用键并校核强度 蜗杆轴键校核 蜗杆轴上安装联轴器处所选用的键的类型为 20 键615GB1096-79 b=6mm h=6mm L=16 键 槽 深 t=3.5mm, 键 工 作 长 度 l=L-b=16-6=10mm mmNT31.29545 1 d=20mm。 因为对于按标准选择的平键联接具有足够的剪切强度故按挤压强度进行强度校核。 Mpa dhl T p 48.98 10620 31.2954544 键联接的许用挤压用力Mpa p )150125(。显然 pp 故联接强度足够能够满足要求安全。 *数据 p 来自机械设计基础P181 表 9-2 蜗轮轴键校核 蜗轮轴上安装蜗轮处选用键的类型为 键7910965216GB