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文档简介
1、目录一传动装置的总体设计11传动方案的确定12电动机的选择13传动比的计算24传动装置的运动、动力参数计算3二传动件的设计计算31蜗杆副设计计算42蜗杆副上作用力的计算6三减速器装配草图的设计71减速器箱体的结构尺寸7四轴的设计计算81蜗杆轴的设计与计算82蜗轮轴的设计与计算9五. 润滑油的选择与计算14六. 热平衡的计算14七. 减速器附件设计15八. 绘制装配图和零件图15参考资料15一传动装置的总体设计1传动方案的确定考虑到工作拉力和传动速度都较小,所设计蜗杆速度估计小于10m/s,因此采用蜗杆下置式,单级蜗杆减速器传动装置方案如图(1)所示。图(一)2电动机的选择(1)选择电动机的类型
2、根据用途选用Y系列三相笼型异步电动机。型号:Y112M-6。其额定功率为2.2kw,满载转速为940r/min(2)选择电动机功率卷筒轴PW=kW=1.425kW查参考文献1表9.1得,轴承效率轴承=0.98,蜗轮蜗杆传动效率蜗=0.77,联轴器效率联=0.99,卷筒效率卷=0.96,得电动机所需工作功率为Pd=Pw联轴器2蜗轮轴承2卷=1.4250.992×0.77×0.982×0.96=2.06kw根据参考文献1表14.1,选取电动机的额定功率Ped=2.2kW(3)电动机转速的确定卷筒的转速为由参考文献1表9.2可知单级蜗轮蜗杆传动比范围,所用电机转速范围符
3、合这一要求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min等。从成本和结构尺寸考虑,选用同步转速为1000r/min的电动机较合理,其满载转速为940r/min,型号为Y112M-6。 表1.1Y112M-6型电动机的主要性能电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)Y112M-62.29402.02.0表1.2电动机的主要外形和安装尺寸(单位mm)中心高H外形尺寸L1×(AC/2+AD)×HD底脚安装尺寸A×B底脚螺栓直径K轴伸尺寸D×E键连接部分尺寸F×GD112400×(115+90)×
4、265190×1401228×608×73传动比的计算 传动比根据蜗轮蜗杆的传动特点,选取传动比i=18.004传动装置的运动、动力参数计算(1)各轴转速(2)各轴功率轴 P1=Pd联轴器=2.06×0.99=2.04kw轴 P=P1涡轮轴承=2.04×0.77×0.98=1.57kw卷筒轴 P卷=P联轴器轴承=1.57×0.99×0.98=1.52kw(3)各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td=9.55×106Pdnm=9.55×106×2.10940=21300N.mm轴 T
5、1=Td联轴器=21300×0.99=21122N.mm轴 T2=T1蜗轮轴承i=21122×0.77×0.98×18=286896N.mm卷筒轴 T卷=T联轴器轴承=286896×0.99×0.98=278346N.mm将上述计算结果汇总于下表,以备查用表1.3传动装置的运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T/()转速r/min传动比效率电机轴2.1021300940轴2.042112294010.99轴1.572868965317.720.75卷筒轴1.522783465310.97二传动件的设计计算由传动简图可知蜗杆减速器外部是通
6、过联轴器与电动机相连接,所以只对内部传动件蜗轮蜗杆进行设计计算。1蜗杆副设计计算(1)选择材料、热处理方式考虑到蜗杆传动传递的功率不大、速度不太高有相对滑动速度,蜗杆选用45钢,表面淬火处理,HBC=4555,考虑到是大批量生产,故制造工艺选用金属模铸造。蜗轮轮缘选择铝铁合金材料。(2)确定蜗杆头数和蜗杆齿数查参考文献2表7.2,初选。(3)初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行设计。则有式中各参数定义及数值如下:1) 蜗轮传递转矩T2=27500N.mm2) 载荷系数。由参考文献2表7.4查得使用系数。由于蜗轮圆周速度v2<3m/s,取动载荷系数=1.0。
7、由于工作载荷稳定,取齿向载荷分布系数,则3) 许用接触应力蜗轮材料为铝铁青铜,查参考文献2P158表7.5,得H=160。4) 弹性系数查表得:5) 确定模数m和蜗杆分度圆直径d1由参考文献2表7.1选m=5,d1=90mm。(4)计算传动尺寸1)蜗轮分度圆直径为2)传动中心距(5)验算蜗轮圆周速度、相对滑动速度及传动总效率1)蜗轮圆周速度与初选相符,取=1.0合理。2)导程角3)相对滑动速度初选材料合适。4)传动总效率查参考文献2表7.7得当量摩擦角,则传动总效率为与预估效率符合。5)强度校核一般校核蜗轮齿面接触疲劳强度,由公式得又,即,强度校核通过。(6)配凑中心距根据初定参数,计算得中心
8、距为135mm。无须再进行配凑。即x=0;(7)计算蜗杆传动其他几何尺寸名称符号 计算公式和数据(单位mm)蜗杆数值蜗轮数值齿顶高ha55齿根高hfhf1=1.2m6hf2=(1.2-x)m6全齿高h1111分度圆直径d90180齿根圆直径df100190齿顶圆直径da78168蜗杆分度圆上倒程角 6.28°蜗轮分度圆上螺旋角2 6.28°节圆直径d'90180传动中心距a'135蜗杆轴向齿距pa115.71蜗杆螺旋线倒程ps31.42蜗杆螺旋部分长度LL(11+0.06z2)m=65.880蜗杆外圆直径de2de2da2+1.5m=197.5194蜗轮齿宽
9、b2b20.75da1=7550齿根圆弧半径R151齿顶圆弧半径R240齿宽角100.52°蜗杆做成蜗杆轴。蜗杆螺旋齿的加工采用车制。蜗轮由于批量加工,采用镶铸式结构,齿圈材料为铝铁青铜,轮芯材料为铸铁HT200。2蜗杆副上作用力的计算(1)已知条件高速轴传递的转矩T1=21122N.mm,转速,蜗杆分度圆直径,低速轴传递转矩,蜗轮分度圆直径。(2)蜗杆上的作用力1)圆周力 Ft1=2T1d1=2×2112290=469.4N,其方向与作用点圆周速度方向相反。2)轴向力 ,与蜗轮的转动方向相反。3)径向力 ,其方向由力的作用点指向转动中心。(3)蜗轮上的作用力蜗轮上的轴向力
10、、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等,方向相反。1)圆周力 Ft2 =Fa1=3055.56N2)轴向力 Fa2 =Ft1=469.4N3)径向力 Fr2 =Fr1=1112.13N三减速器装配草图的设计1减速器箱体的结构尺寸选择蜗杆和涡轮的精度等级 蜗轮的圆周速度smsmv/3/50.02<=通过查表选用精度等级为8级,应为该传动平稳,选用的侧隙种类为c,即传动9cGB/T10089-1988.根据传动中心距a=135mm可以确定铸铁蜗杆减速器机体的结构尺寸计算表如下:名称符号计算公式数据(单位mm)机座壁厚10机盖壁厚10地脚螺钉直径16地脚螺钉数目4连接
11、螺栓d2的间距150200mm 轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6外机壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(58)52内机壁至轴承座端面距离l2+ c1+c2+(58)62蜗轮外圆与内机壁距离1>1.2=1212蜗轮轮毂与内机壁距离210轴承端盖凸缘厚度9 表1.5连接螺栓扳手空间c1,c2值和沉头座直径表螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30C1min13161822263440C2min11141620242834沉头座直径20242632404860四轴的设计计算1蜗杆轴的设计与计算(1)已知条件蜗杆轴传递功率P1=2.04kw,转速,传递转矩T1=21122N.mm,蜗
12、杆分度圆直径为90mm,。(2)轴的材料和热处理因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,选用常用的材料45钢,考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动,因此蜗杆采用表面淬火处理。(3)初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器,故轴径按下式求得,由参考文献2表9.4,可取C=100,则轴与联轴器相连,有一个键槽,应增大轴径3%,则,元整并考虑与选用联轴器内孔直径一致,暂定外伸直径dmin=28mm。(4)结构设计1)各轴段的设计 轴段1的设计 轴段1上安装联轴器,此段设计应与联轴器设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动,选用弹性柱销联轴器。联轴器选用LH型弹性柱销
13、联轴器由参考文献1表13.1,选择GB/T 5014-2003 LH2,Y型。该联轴器符合工作要求:公称转矩为,许用转速为,轴孔范围为2035mm。结合伸出段直径,取联轴器从动端代号为 GB/T 5014-2003,相应的轴端1直径为d1=28mm,其长度略小于毂孔宽度,取l1=60mm。 轴段2的设计轴段2的设计应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸,并作为轴段1与轴段3的过渡。直径应满足联轴器轴肩定位的要求。待轴段3确定后设计该轴段直径为32mm,查参考文献3 图号15,与之相配的橡胶唇形密封圈为GB/T13871-1992 (F)B 30 52 8,主要对内封油、对外封尘,需背对背装两个。
14、由草图确定后最终将该段长度定为72mm。 轴段3与7的设计轴段3与6上安装轴承,考虑受径向力、切向力和较大的轴向力,所以选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装轴承,其直径既应便于安装轴承,又符合轴承内径系列。而又考虑到轴承外径即机座轴承孔直径应大于蜗杆齿顶圆直径,暂选用轴承为30208,查参考文献1表12.4,其外径D为80mm,小于蜗杆齿顶圆直径100mm,故蜗杆不能从轴承座孔安装进箱体,需加装套筒。已知轴承30208内径为40mm,宽度为19.75mm,配有厚度为2mm的挡油板,故轴段3与轴段6的直径为40mm,长度为20mm。 轴肩4与6的设计轴段4与6作为轴承定位的轴肩段,用于轴向定位挡油板及
15、轴承,并保证螺旋部分的轴向位置。设计该段直径为48mm,长7mm。 轴段5的设计轴段5为蜗杆螺旋部分,其长度表(1)已经求出,为80mm。加上轴段5到轴肩4与6的过渡部分长度,取轴段长度为156mm。(5)键连接的设计联轴器与轴段间采用A型普通平键连接,查参考文献1表11.27,选键型号为键x40 GB/T1096-2003蜗杆轴各轴段直径、轴长计算结果如下:蜗杆轴轴段1轴段2轴段3轴肩4轴段5轴肩6轴段7直径d/mm283240484840轴长L/mm60722071567202蜗轮轴的设计与计算(1)已知条件低速轴传递的功率PII=1.57kW,转速n2=53r/min,传递转矩TII=2
16、75N.m,蜗轮分度圆直径d2=180mm, 蜗轮宽度b2=50mm。(2)选择轴的材料和热处理因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故选用常用材料45钢,表面淬火处理。(3)初算轴径初步确定低速轴外伸段直径。因低速轴外伸段上安装联轴器,故轴径按下式求得,由参考文献2表9.4,可取C=100,则轴与联轴器相连,有一个键槽,应增大轴径3%,则,元整并考虑与选用联轴器内孔直径一致,暂定外伸直径dmin=40mm。联轴器选用GY型凸缘联轴器,由参考文献1表13.2,选择LX3,Y型。(4)结构设计1)低速轴的轴结构构想如图(3)所示。图(3)2)各轴段的设计轴段1的设计轴段1上安装联轴器,
17、此段设计应与联轴器设计同步进行。由于减速器低速轴和工作机轴转速较低,传递转矩较大,故选用刚性联轴器。联轴器选用GY型弹性柱销联轴器。由参考文献1表13.4,选择GB/T 5014-2003 GY6,Y型。该联轴器符合工作要求:公称转矩为,许用转速为,轴孔范围为3042mm。结合伸出段直径,取联轴器从动端代号为GY6 40*112 GB/T 5843-2003,相应的轴段1直径为d1=40mm,其长度略小于毂孔宽度,取l1=110mm。轴段2的设计轴段2 的设计应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸,并作为轴段1与轴段3的过渡。直径应满足联轴器轴肩定位的要求。待轴段3确定后设计该轴段直径为48mm
18、,该段长度应考虑伸出箱体段应足够弹性柱销的安装,约1015mm,由草图确定后最终将该段长度定为40mm。轴段3的设计轴段3上安装轴承及甩油环,考虑受径向力、切向力和较大的轴向力,所以选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装轴承,其直径既应便于安装轴承,又符合轴承内径系列。该段轴承暂选为30211,查参考文献1表12.4,其外径D为100mm,内径为55mm,宽度为B=22.75mm。L3=36mm轴段4的设计轴段4安装蜗轮,为便于蜗轮的拆装,且与齿轮轮毂配合,取d4=60mm。轴段4的长度应比蜗轮轮毂长略短,由于轮毂宽b=104mm,由草图取L4=102mm。轴肩5的设计 齿轮右端采用轴肩固定,轴肩计算
19、公式h0.070.1d4=4.26mm取l5=4 mm。轴段6的设计 轴段上安装30211轴承与甩油环。故直径为55,长为33。(5)键连接设计联轴器与轴段1间和蜗轮与轴段4采用A型普通平键连接,查参考文献1表11.28,选键型号分别为键12X8 GB/T1096-2003和键18X11 GB/T1096-2003。低速轴各轴段直径、轴长计算结果如下:低速轴轴段1轴段2轴段3轴段4轴段5轴段6直径d/mm404855606855轴长L/mm1104036102433(6)轴的受力分析低速轴(蜗轮轴/输出轴)1)画出轴的受力简图,轴的受力简图如图(4)所示。2)求支承反力在垂直平面上为在水平平面
20、上为RV1Fr2l3+Fa2d2/2l2+l3=1112.13×71.5+469.4×2468+71.5=650.7NRV2=Fr2-RV1=1112.13-650.7=461.43N轴承I的总支反力为R1=RH12+RV12=1527.782+650.72=1660.6N轴承II的总支反力为R2=RH22+RV22=1527.782+461.432=1595.9N3)画出弯矩扭矩图,弯矩扭矩图如图(5)所示。在水平平面上,蜗轮受力点截面M2H=RAHl2=1527.78×68=103889.04Nmm在垂直平面上,蜗轮受力点截面左侧为M2V=RAVl2=650.
21、7×68=44247.6N.mm蜗轮受力点截面右侧为M'2V=RBVl3=461.43×71.5=32992.245N.mm合成弯矩蜗轮所在轴剖面左侧为M2=M2H2+M2V2=103889.042+44247.62=112919.4N.mm蜗轮所在轴剖面右侧为M2M2H2+M'2V2=103889.042+32992.2452=109001.9N.mm4)转矩图如图(5)所示,。(7)校核轴的强度由弯矩图可知,蜗轮处轴剖面弯矩最大,且作用有转矩,故此剖面为危险截面,其抗弯截面系数为W=0.1d3-btd-t22d=0.1×603-18×
22、7×60-722×60=18650.55mm3抗扭截面系数为WT=0.2d3-btd-t22d=0.2×603-18×7×60-722×60=40250.55mm3最大弯曲应力为b=MW=112919.418650.55Mpa=6.05Mpa扭剪应力为=T2WT=27500040250.55Mpa=6.83Mpa按弯扭合成强度进行校核,对于单向转动的转轴,转轴按脉动循环处理,故取折合系数,则当量应力为=b2+4()2=6.052+4×(0.6×6.83)2Mpa=10.19Mpa由【1】表10.2,查得45钢经表面
23、淬火抗拉强度极限为,再由【2】表9.7,查得轴的许用弯曲应力,强度满足要求。图(4)图(5)(8)校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为p1=4T2d1hl=4×2750040×8×90=38.19Mpa蜗轮2处键连接的挤压应力为p2=4T2d4hl=4×27500060×11×90=18.52Mpa键、轴、蜗轮及联轴器的材料都为钢,由【2】表4.1查得,在经常启停的冲击下,键连接的许用挤压应力,强度满足要求。(9)校核轴承寿命查【1】表12.4,得轴承30211得各参数Cr=90.8kN,Cor=114kN,e=0.4,Y=1.
24、5,Y0=0.8内部轴向力: Fs1=R12Y=1660.62×1.5=553.5NFs2=R22Y=1595.92×1.5=531.97N外部轴向力: FA=Fa2=469.4N,各力方向如下因,轴有左移的趋势,则两轴承轴向力分别为Fa1=Fs2+FA=531.97+469.4=1001.37NFa2=Fs2=531.97N当量动载荷:因Fa1R1=1001.371660.6=0.60,即,查【2】表10.13,取系数,则轴承A的当量动载荷为F=0.4R1+1.19Fa1=0.4×1660.6+1.19×1001.37=1855.87N由于轴承A受力较大,故校核轴承A的寿命:L10h=10660n1(fTCfpF)=10660×53(1.0×908001.5×1855.87)103=3.49×107h(承受中等冲击,查【2】表10.11故载荷系数取1.5)预期寿命: L'h=8×2×5×250=2000h因,故轴承寿命足够。五. 润滑油的选择与计算对于闭式蜗杆传动,常采用粘度大的矿物油润滑,并加入必要的添加剂,以在啮合面间形成强度较高的润滑油膜,提高齿面的抗胶合能力。润滑主要起减小摩擦、减轻磨损,散热降温,降低振动和噪声的作用。由于设计为蜗杆下置式,浸油
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