机械设计课程设计涡轮减速器功率13转速

机械设计课程设计1.336.5设计预备计需要的图书，资料和用具，拟定设计打算等。传动装置的总体设计确定传动装置的传动方案：一级蜗杆减速器；选定电动机的类型和型号：①按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式构造，电380V；②选择电动机的容量：工作机的有效公率：1.3KW；从电动机到工作机间的总功率：η总=η1×η2×η3²×η49.1取：弹性联轴器传动效率：η1=0.995；刚性联轴器传动效率：η2=0.995；轴承传动效率：η3=0.98；双头蜗杆传动效率：η4=0.8；则η总=0.995²×0.98²×0.8所以电动机所需工作功率为：P=1.3／η总=1.71KW；③确定电动机转速：按表9.1推举的传动比合理范围，一级蜗杆减速器传动比i=10~40，而工作机转速n=36.5r∕min；所以电动机转速的可选范围为：nd=i×n=〔10~40〕×36.5=〔365~1460〕r∕min；综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，由机械设计课程设计指导书14.1选定电动机型号为Y112M-6。其主要性能如下表：电动机型号电动机型号额定功率∕KW满载转速〔min) 起动转矩∕额定最大转矩∕转矩 额定转矩Y112M-62.29402.02.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：型号HABCDEF×GDGKbb1b2hAA BBHAL1Y112M-61121901407028608×7241224519011526550 18015400计算传动装置的运动和动力参数〔确定总的传动比，计算各轴的功率，转速和转矩；①总的传动比：i=940∕36.5=25.75；②各轴的转速：输入轴nⅠ=940r∕min；输出轴nⅡ=36.5r∕min；③各轴的输入功率：输入轴PⅠ=1.3∕(0.995×0.98×0.98×0.8)=1.70KW;输出轴PⅡ1.3∕(0.995×0.98)=1.33KW;④各轴的输入转矩：电动机的输出转矩：Td=9.55×1000000×P∕n=1.74×10^4N·mm；输入轴的输入转矩TⅠ=Td×0.995=1.73×10^4N·mm；输出轴的输入转矩TⅡ=TⅠ×0.98×0.8×i=3.49×10^5N·mm；传动零件的设计计算①选择蜗杆传动类型依据G∕T10085-1998的推举，承受渐开线蜗杆Z；②选择材料45钢；因期望效率高些，耐磨45~55HRCZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。③依据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲乏强度进展设计，再校核齿根弯曲疲乏强度。则传动中心距：a≧³√KT²(Ze×Zρ／[σH])确定作用在蜗轮上的转矩Z1=2，估取效率η=0.8，则T2=9.55×1000000×1.70×0.98×0.8／〔940／25.75〕=3.49×10^5N·mm；确定载荷系数KKβ=111-5选取使用系数KA=1.15,；由于转速不高，冲击不大，可取KV=1.05；则K=KA×Kβ×KV=1.15×1×1.05=1.21确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜与钢蜗轮相配，故ZE=160MPa½；确定接触系数Zρ先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值为0.3中科查得Zρ=3.1.确定许用接触应力[σH]依据蜗轮材料为蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋面硬度＞45HRC,可从机械设计教科书表11-7中查得蜗轮的根本许用应力[σH]’=268MPa；应力循环次数 N=60×1×36.5×24000=5.256×10^7寿命系数KHN=8^√(1／5.256)=0.8127则[σH]=0.8127×268MPa=217.80MPa计算中心距a≧³√KT²(Ze×Zρ／[σH])=129.863mm；取中心距a=200，因i=25.7511-2中取模数m=6.3，蜗杆分度圆直d1=63mm，这是d1／a=0.315，从机械设计教科书图11-18可查得Zρ”=3.07，则Zρ”＜Zρ，因此以上计算结果可用。④蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆轴向齿距Pa=19.792，直径系数q=10，齿顶圆直径da1=75.6mm，齿根圆直径df1=47.88mm，分度圆导程角γ=11.31º；蜗杆轴向齿厚Sa=9.896mm.蜗轮蜗轮齿数z2=53，变位系x2=+0.2460；验算传动比i=z2／z1=53／2=26.5〔26.5﹣25.57〕／25.57=3.64%，是允许的。蜗轮分度圆直径d2=mz2=6.3×53=333.9mm;蜗轮喉圆直径da2=349.6mm；蜗轮齿根圆直径df2=321.9mm；蜗轮咽喉母圆直径rg2=a﹣da2／2=25.2mm；⑤校核齿根弯曲疲乏强度σF=〔1.53KT2／d1d2m〕YFa2×Yβ≦[σF]当量齿数ZV2=Z2／cos^3γ=53／cos^3(11.31º)=53.07依据x2=+0.2460，ZV2=53.0711-19中查得YFa2=2.87。Yβ=1—11.31º／140º=0.9192许用弯曲应力[σF]=[σF]”×KFN11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮根本许用弯曲应力[σF]”=56MPa寿命系数KFN=9^√10^6／5.256×10^7=0.644[σF]=56×0.644MPa=36.086MPaσF=〔1.53KT2／d1d2m〕YFa2×Yβ=12.862MPa弯曲强度是满足的。⑥验算效率ηη=〔0.95~0.96〕tanγ／tan(γ+υV)γ=11.31º；υV=arctantfV；fV与相对滑动速度vs有关。Vs=πn1d1／60×1000cosγ=3.162m／s11-18中插值法查得fV=0.0276，υV=1º34”；则代入式中η=0.8322，大于原估量值，因此不用重算。⑦精度等级公差和外表粗糙度确实定考虑到所设计的蜗杆传动式动力传动，属于通用机械减速器，从GB-T10089-1998圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB-T10089-1998。蜗杆的齿厚极限偏差为标准值蜗轮的齿厚极限偏差为标准值蜗杆的三个公差组的精度等级为8蜗轮的三个公差组的精度等级为8蜗杆，蜗轮的齿坯尺寸和外形公差孔尺寸公差IT7外形公差IT6轴尺寸公差IT6外形公差IT5蜗杆，蜗轮的外表粗糙度Ra推举值蜗杆 齿面1.6um 顶圆1.6um蜗轮 齿面1.6um 顶圆3.2um传动标注为传动8f GB-T10089-1998。装配图的设计构造方案和主要构造尺寸与电动机连接的轴，既输入轴①ZI蜗杆的法向压力角αn20º，蜗杆的轴向压力角和法向压力角关系为tanαa=tanαn／cosγ求作用在蜗杆齿上的力圆周力Ft1=Fa2=2TⅠ／d1=549.21N而轴向力Fa1=Ft2=2TⅡ／d2=1045.22N径向力Fr1=Fr2=Ft2×tanαa=387.96N法向力Fn=Fa1／cosαncosγ=Ft2／cosαncosγ=2TⅡ／d2cosαncosγ=1134.33N15-24所示。②初定该轴的最小直径dmin15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质15-3，取A0=110，于是得dmin=A03^√PⅠ／nⅠ=110×3^√1.70／940=13.40mm输入轴的最小直径明显是与联轴器连接，此处该有一键槽，将计算值加大4%，则dmin=13.94mm③选择联轴器依据传动装置的工作条件拟选用HL型弹性柱销联轴器G／T5014-198。计算转矩TC=KA×T14-1，考虑到转矩变化很小，取KA=1.5则TC=1.5×1.73×10^4N·mm=25.95N·mm；依据TC=25.95N·m，Y112M-6型电动机安装尺寸D=28mm，查机械设计课程设计指导书表13.1HL型联轴器HL2型联轴器就能满足传递转矩的要求Tn=315·﹥T，其孔直径选择d=25mm；可满足电动机轴径要求。其半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴协作的毂孔长度L1=44mm。最终确定的减速器输入轴轴伸处最小直径dmin=25mm。④轴的构造设计拟定轴上的零件装配方案初步大体选用机械设计课程设计蜗杆减速器图号37所示的输入轴装配方案。从左到右各段轴依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ，Ⅴ，Ⅵ，Ⅶ，Ⅵ，Ⅴ，Ⅳ，Ⅲ，Ⅷ轴，以便说明，Ⅰ轴和Ⅶ轴分别为与联轴器连接轴和蜗杆轴，其它的轴对称布置设计。依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ轴右端需制出一轴肩，故Ⅱ轴直径dⅡ=dmin+7=32mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径d=25取D=35mm。半联轴器与轴协作的毂孔长度L1=44mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ轴的长度比L1稍短一些，现去lⅠ=42mm。dⅡ=dⅧ=32mm0根本游隙组，标准30207，其尺寸为d×D×T=35mm×72mm×18.25mm，故dⅢ=35mmlⅢ=18.25mm。30207型轴承的定位高度h=3mm，因此取dⅣ=41mm41mm，设计lⅣ=20mm，为了套筒的端面牢靠的压紧轴承，设计套筒的宽度为22mm。蜗杆的分度圆直径d1=63mm，蜗杆的齿顶圆直径da1=75.6mm，蜗杆的齿根圆直df1=47.88mmdⅦ由蜗杆的齿顶圆直径确定dⅦ=75.6mmlⅦ按机械设计教科11-4计算得b1=128mm，蜗杆经磨削处理，既lⅦ=128mm。Ⅵ轴的直径应小于蜗杆的齿根圆直径，设计为=4=30m。5Ⅴ轴为一轴环，其高度h≧0.07Ⅳ=2.87mmh=4mm,dⅤ=41+8=49mm，其宽度b≧1.4h=5.6，取b=8mmlⅤ=8mm。640mm(由减速器的及轴承端盖的设计而定)。依据轴承端盖的拆装机便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l=50mm，则lⅡ=90mmlⅧ=30mm。因此，输入轴的各段直径和长度确定了。则输入轴的总长为L=lⅠ+lⅢ+lⅡ+lⅣ+lⅤ+lⅥ+lⅦ+lⅥ+lⅤ+lⅣ+lⅢ+lⅧ=42+18.25+90+20+8+30+128+30+8+20+18.25+30=442.5mm。轴上零件的周上定位半联轴器与轴的周向定位承受平键连接。按dⅠ=25mm6-1查得平键截面b×h=8mm×7mm28mm，半联轴器与轴的协作为H7／K6；半联轴器与电动机轴颈的协作为H7／K6；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。则最终联轴器标记为HL2联轴器JC28×44／JB25×44 GB／T5014—2023确定轴上的圆角和倒角尺寸参照机械设计教科书表15-2，取轴端倒角为2×45º，各轴肩处的圆角半径见图。⑤求轴上的载荷首先依据轴的构造图做出轴的计算简图，查轴承相关尺寸得a=15.25mm,可以得知作为简支梁的轴的支承跨距为两轴承中心距L=18.25+20+8+30+128+30+8+20+18.25-15.25-15.25=250mm。载荷支反力弯矩水平面H 垂直面VFNH1=FNH2=Ft1／2=274.605N FNV1=FNV2=Fr1／载荷支反力弯矩水平面H 垂直面VFNH1=FNH2=Ft1／2=274.605N FNV1=FNV2=Fr1／2=193.98NMH=FNH1×125=34325.625N·mm MV=FNV1×125=24247.5N·mm总弯矩M=√MH²+MV²=42026.06N·mm扭矩T=TⅠ=1.73×10^4N·mm⑥按弯扭合成应力校核该轴的强度15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力σca=√M²+(αT)²／W=3.94MPa；45钢，调质处理，有机械设计教科书表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此σca＜[σ-1]，故安全。⑦准确校核轴的疲乏强度推断危急截面从轴的各段受弯矩和扭矩分析来看，最终确定输入轴只需校核Ⅵ段轴。Ⅵ轴左侧有关数据 抗弯截面系数W=0.1dⅥ³=0.1×40³mm=6400mm³；抗扭截面系数WT=0.2dⅥ³=0.2×40³mm=12800mm³;截面所受弯矩MM=M×(125-64)／125=20508.72N·mm；扭矩T=TⅠ=1.73×10^4N·mm；截面上的弯曲应力σb=M／W=3.20MPa；截面上的扭转切应力τT=T／WT=1.35MPa；Ⅵ轴右侧有关数据 W=0.1df1³=10976.5mm³；WT=0.2df1³=21952.9mm³；弯矩M及弯曲应力为M=M×(125-64)／125=20508.72N·mm；σb=M／W=1.87MPa；扭矩T及扭转切应力T=TⅠ=1.73×10^4N·mm；τT=T／WT=0.79MPa；45钢，调质处理。有机械设计教科书表15-1查得σB=640MPa,σ-1=275MPa,τ-1=155MPa。故安全。的设计计算完毕。校核输入轴上一对轴承的额定寿命30207的根本额定动载荷C=54200N，根本根本额定静载荷C0=63500N。①求轴承受到的颈向载荷由前面的计算可以知道：此轴承受到的外加轴上载荷Fae=Fa1=Ft2=2TⅡ／d2=1045.22N，作用在轴上的径向力Fre=Fr1=Fr2=Ft2×tanαa=387.96N。设计轴承的安装为正装②计算两轴承的轴向力则假设把派生轴向力的方向与外加轴向载荷的方向全都的轴标为2，另一端标为1，到达轴向平衡时有 Fae＋Fd2=Fd1圆锥滚子轴承派生轴向力Fd=Fr／2Y由轴的相关数据知道Y=1.6，e=0.37。由于轴承与受到的径向力对称布置设计，则Fd2=Fd1=Fr1／2Y=121.24N。Fae＋Fd2＞Fd1121受到的总轴向力Fa1=Fa＋Fd2=1166.46。2受到的总轴向力Fa2=Fd2=121.24N。1，2收到的径向力Fr1”=Fr2”=√Fr1²+Ft1²／2=336.21N。③求轴承担量载荷P1和P2由于Fa1／Fr1”=3.47＞e；Fa2／Fr2”=0.37=e；由机械设计教科书表13-5分别进展查表和插值法计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 X1=0.4 Y1=Y=1.6；对轴承2 X2=1 Y2=0；13-6，fp=1.0~1.2fp=1.2.则 P1=fp〔X1×Fr1”＋Y1×Fa1〕=2400.98N；P2=fp〔X2×Fr2”＋Y2×Fa2〕=403.45N；④验算轴承寿命由于P1＞P21受力大小验算Lh=10^6×〔54200／2400.98〕³／(60×940)=203963.53h＞24000h；故所选轴承满足寿命要求。与工作机连接的轴既输出轴的设计①查机械设计教科书表11-4得蜗轮齿宽B≦0.75da1=56.7mmB=56mm。蜗轮的端面模数，压力角与蜗杆的轴面模数，压力角相等mt2=ma1=mat2=aa1作用在蜗轮齿上的力由前面已经算出；圆周力Ft1=Fa2=2TⅠ／d1=549.21N而 轴向力Fa1=Ft2=2TⅡ／d2=1045.22N径向力Fr1=Fr2=Ft2×tanαa=387.96N法向力Fn=Fa1／cosαncosγ=Ft2／cosαncosγ=2TⅡ／d2cosαncosγ=1134.33N15-24所示。②初定该轴的最小直径dmin15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质15-3，取A0=110，于是得dmin=A03^√PⅡ／nⅡ=110×3^√1.33／36.5=36.47mm输出轴的最小直径明显是与联轴器连接，此处该有一键槽，将计算值加大4%，则dmin=37.93mm③选择联轴器依据传动装置的工作条件拟选用凸缘联轴器〔刚性GBT5843-2023。计算转矩TC=KA×T14-1，考虑到转矩变化很小，取KA=1.5则TC=1.5×3.49×10^5N·mm=5.24×10^5N·mm；依据TC=523.5N·m8-2凸缘联轴器GY6型联轴器就能满足传递转矩的要求Tn=900·TC，其孔直径选择d=40m；其轴孔长度L=112m，最终确定的减速器输入轴轴伸处最小直径dmin=40mm。④轴的构造设计拟定轴上的零件装配方案初步大体选用机械设计课程设计蜗杆减速器图号37所示的输出轴装配方案。从左到右各段轴依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ，Ⅴ，Ⅵ轴，以便说明，Ⅲ轴，Ⅵ轴与轴承连接依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ轴右端需制出一轴肩，故Ⅱ轴直径dⅡ=dmin+7=47mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径d=40取D=50mm。半联轴器与轴协作的毂孔长度L=112mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ轴的长度比L1稍短一些，现去lⅠ=110mm。承。参照工作要求并依据dⅢ=50mm，由轴承产品名目中初步选取0根本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为d×D×T=50mm×110mm×29.25mm，故dⅢ=dⅥ=50mmlⅥ=29.25mm。30210型轴承的定位h=3mm50mm25mm，为了套筒的端面牢靠的压紧轴承，则lⅢ=29.25+25=54.25mm。蜗轮的分度圆直径d2=333.9mm，蜗轮喉圆直径da2=349.6mm，蜗轮的齿根圆直径df2=321.9mm，取安装蜗轮处的轴的直径dⅣ=56mm，蜗轮宽B=56mm，为了套筒的端面牢靠的压紧蜗轮此段轴应略小于蜗轮宽度，取lⅣ=54mm，蜗轮右端承受轴肩定位，轴肩高度其高度h≧0.07Ⅳ=3.92mm，取h=4mm,则dⅤ=56+8=64mm，其宽度b≧1.4h=5.6，取b=30mmlⅤ=30mm。轴承端盖的总宽度为40mm(由减速器的及轴承端盖的设计而定)。依据轴承端盖的拆装机便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l=50mm，则lⅡ=90mm。因此，输入轴的各段直径和长度确定了。则输入轴的总长为L=lⅠ+lⅢ+lⅡ+lⅣ+lⅤ+lⅥ=110+54.25+90+54+30+29.25=367.5mm。轴上