蝸輪蝸桿減速器設(shè)計[F=2300 V=1.8 D=250]【一級】【CAD圖紙和說明書】
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一、課程設(shè)計任務(wù)書題目:蝸桿減速器設(shè)計技術(shù)參數(shù):帶拽引力F=2.3KN;帶速V=1.8m/s;滾筒直徑D=250mm工作條件:工作年限:8年工作班制:單班制載荷性質(zhì):載荷性質(zhì)平穩(wěn),啟動過載不大于5%,單向回轉(zhuǎn);允許鼓輪的速度誤差5%;工作環(huán)境:室內(nèi)二、傳動方案的擬定與分析由于本課程設(shè)計傳動方案已給:采用單級蝸桿下置式減速器,它與蝸桿上置式減速器相比具有攪油損失小,潤滑條件好等優(yōu)點,適用于傳動V4-5 m/s,這正符合本課題的要求。根據(jù)設(shè)計要求傳動方案如下:三、電動機的選擇1、電動機類型的選擇按工作要求和條件,選擇全封閉自散冷式籠型三相異步電動機,電壓380,型號選擇Y系列三相異步電動機。2、電動機功率選擇1)傳動裝置的總效率: 2)電機所需的功率:3、確定電動機轉(zhuǎn)速計算滾筒工作轉(zhuǎn)速:按機械設(shè)計教材推薦的傳動比合理范圍,取一級蝸桿減速器傳動比范圍,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為: ,符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500和3000r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由有關(guān)手冊查出有四種適用的電動機型號,因此有四種傳動比方案,綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比,可見第2方案比較適合,則選n=3000r/min。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型,所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速,選定電動機型號為Y132S2-2。其主要性能:額定功率7.5KW;滿載轉(zhuǎn)速2900r/min;額定轉(zhuǎn)矩2.2。四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比五、動力學參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速2、計算各軸的功率P0=P電機 =6.235 KWP=P0聯(lián)=6.173KWP=P軸承蝸桿=4.4KW3、計算各軸扭矩T0=9.55106P0/n0=9.551066.235/2900=20.53NmT=9.55106PII/n=9.551066.173/2900=20.33NmT=9.55106PIII/n=9.551064.4/138.1=304.27Nm五、傳動零件的設(shè)計計算 蝸桿傳動的設(shè)計計算1、選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T100851988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。2、選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45鋼;因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為4555HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT200制造。3、按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由教材P254式(1112),傳動中心距(1)確定作用在蝸桿上的轉(zhuǎn)矩由于傳動比i=21,故取,估取效率=0.75,則= (2)確定載荷系數(shù)K因工作載荷有輕微沖擊,故由教材P253取載荷分布不均系數(shù)=1;由教材P253表115選取使用系數(shù)由于轉(zhuǎn)速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù);則由教材P252(3)確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。(4)確定接觸系數(shù)先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖1118中可查得=2.9。(5)確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度45HRC,可從從教材P254表117查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268。由教材P254應(yīng)力循環(huán)次數(shù)壽命系數(shù)則(6)計算中心距(6)取中心距a=125mm,因i=21,故從教材P245表112中取模數(shù)m=5mm, 蝸桿分度圓直徑=50mm這時=0.4從教材P253圖1118中可查得接觸系數(shù)=2.74因為=,因此以上計算結(jié)果可用。4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸(1) 蝸桿軸向尺距mm;直徑系數(shù);齒頂圓直徑;齒根圓直徑;分度圓導程角;蝸桿軸向齒厚mm。(2) 蝸輪蝸輪齒數(shù)41;變位系數(shù)mm;演算傳動比,這時傳動誤差比為,是允許的。蝸輪分度圓直徑mm蝸輪喉圓直徑=210mm蝸輪齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓半徑mm5、校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù)根據(jù)從教材P255圖1119中可查得齒形系數(shù)螺旋角系數(shù)從教材P255知許用彎曲應(yīng)力從教材P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力=56。由教材P255壽命系數(shù)可見彎曲強度是滿足的。6、驗算效率已知=;與相對滑動速度有關(guān)。從教材P264表1118中用插值法查得=0.01632, 代入式中得=0.824,大于原估計值,因此不用重算。7、精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減速器,從GB/T100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇9級精度,側(cè)隙種類為f,標注為8f GB/T100891988。然后由參考文獻5P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71m, 蝸輪的齒厚公差為 =130m;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6m, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6m和3.2m。8.熱平衡核算初步估計散熱面積:取(周圍空氣的溫度)為。六、軸的設(shè)計計算 輸入軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45調(diào)質(zhì),硬度217255HBS根據(jù)教材P370(15-2)式,并查表15-3,取A0=115d115 (6.173/2900)1/3mm=14.8mm考慮有鍵槽,將直徑增大5%,則:d=14.8(1+5%)mm=15.5mm選d=20mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸上零件的定位,固定和裝配單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央,相對兩軸承對稱布置,兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。(2)確定軸各段直徑和長度I段:直徑d1=20mm 長度取L1=50mmII段:由教材P364得:h=0.08 d1=0. 0820=1.6mm直徑d2=d1+2h=20+21.6=23.2mm,取d2=28mm,長度取L2=50 mmIII段:直徑d3= 30mm 初選用30206圓錐滾子軸承,其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm;故III段長:L3=40mm由教材P364得:h=0.08 d3=0.0830=2.4mmd4=d3+2h=30+22.4=34.8mm,取d4=36長度取L4=65mm段:為蝸桿,長度L5=60mm段:直徑d6= d4=36mm 長度L6=65mm段:直徑d7=d3=30mm 長度L7= 34.5mm初選用30206圓錐滾子軸承,其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=215mm(3)按彎矩復合強度計算求蝸桿輪分度圓直徑:已知d1=50mm求轉(zhuǎn)矩:已知T2=304.27Nm、T1=20.33Nm求圓周力:Ft根據(jù)教材P198(10-3)式得:=2T1/d1=220.33/50=813.2N=2T2/d2=2968.5N求徑向力Fr根據(jù)教材P198(10-3)式得:Fr=tan=2968.5tan200=1080.4N因為該軸兩軸承對稱,所以:LA=LB=62.5mmn 繪制軸的受力簡圖 n 繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力:FAY=FBY=Fr1/2=540.2NFAZ=FBZ=/2=406.6N由兩邊對稱,知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為:MC1=FAyL/2=16.9Nmn 繪制水平面彎矩圖 圖7-1截面C在水平面上彎矩為:MC2=FAZL/2=406.662.5=12.7Nmn 繪制合彎矩圖MC=(MC12+MC22)1/2=(16.92+12.72)1/2=21.1Nmn 繪制扭矩圖轉(zhuǎn)矩:T= TI=20.33Nmn 校核危險截面C的強度由教材P373式(15-5)經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力,取=0.6, 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。該軸強度足夠。 輸出軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼,硬度(217255HBS)根據(jù)教材P370頁式(15-2),表(15-3)取A0=115dA0(P2/n2)1/3=115(4.4/138.1)1/3=36.5mm考慮有兩處鍵槽,將直徑增大10%,則:d=36.5(1+10%)mm=40.15mm選d=40mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸上的零件定位,固定和裝配 單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布,蝸輪左面用軸肩定位,右面用套筒軸向定位,周向定位采用鍵和過渡配合,兩軸承分別以軸承肩和套筒定位,周向定位則用過渡配合或過盈配合,軸呈階梯狀,左軸承從左面裝入,蝸輪套筒,右軸承和鏈輪依次從右面裝入。(2)確定軸的各段直徑和長度I段:直徑d1=40mm 長度取L1=110mmII段:由教材P364得:h=0.08 d1=0.0840=3.2mm直徑d2=d1+2h=40+6.448mm,長度取L2=46 mmIII段:直徑d3=50mm 由GB/T297-1994初選用30210型圓錐滾子軸承,其內(nèi)徑為50mm,寬度為20mm。故III段長:L3=44mm段:直徑d4=54mm,渦輪輪轂寬為70mm,取L4=68mm段:由教材P364得:h=0.08 d5=0.0854=4.32mmD5=d4+2h=54+24.3262mm長度取L5=22mm段:直徑d6=d3=50mm L6=20mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=134mm(3)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑:已知d2=205mm求轉(zhuǎn)矩:已知T2= TII=304.27Nm求圓周力Ft:根據(jù)教材P198(10-3)式得=2T2/d2=590 N求徑向力Fr:根據(jù)教材P198(10-3)式得Fr=tan=3586.4tan200=1370N兩軸承對稱LA=LB=75mmn 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=107.35NFAX=FBX=/2=295Nn 由兩邊對稱,截面C的彎矩也對稱,截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=107.3575=8Nmn 截面C在水平面彎矩為MC2=FAXL/2=29575=22.125Nmn 計算合成彎矩MC=(MC12+MC22)1/2=(82+22.1252)1/2=23.54Nm 圖7-2n 校核危險截面C的強度由式(15-5)由教材P373式(15-5)經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力,取=1, 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件,軸承預計壽命:83658=23360小時。1、計算輸入軸軸承初選兩軸承為圓錐滾子軸承30206型查軸承手冊可知其基本額定動載荷=46.2KN基本額定靜載荷=30.5KN。(1)求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知:(2)求兩軸承的計算軸向力對于30206型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù),其值由的大小來確定,但現(xiàn)軸承軸向力未知,故先取e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a) 由教材P321表13-5進行插值計算,得。再計算由兩次計算相差不大,所以則有e=0.225, e=0.2,=669N,=140.77N。(3)求軸承當量動載荷和因為由教材P321表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 =0.44, =1.18對軸承2 =1, =0因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按教材P321表13-6, ,取。則由教材P320式(13-8a)(4)驗算軸承壽命因為,所以按軸承1的受力大小驗算由教材P319式(13-5)h故所選軸承滿足壽命要求。2、計算輸出軸軸承初選兩軸承為30210型圓錐滾子軸承查圓錐滾子軸承手冊可知其基本額定動載荷=115KN基本額定靜載荷=87.2KN。(1)求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知:(2)求兩軸承的計算軸向力和軸承當量動載荷和由教材P321表13-5進行插值計算,得。再計算由兩次計算相差不大,所以則有e=0.385, e=0.28,=1526.7N,=223.24N。(3)求軸承當量動載荷和由教材P321表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 =1, =0對軸承2 =1 =0因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按教材P321表13-6, ,取。則由教材P320式(13-8a)(4)驗算軸承壽命因為,所以按軸承1的受力大小驗算由教材P319式(13-5)h故所選軸承滿足壽命要求八、鍵連接的選擇及校核計算1、連軸器與電機連接采用平鍵連接軸徑d1=38mm,L電機=50mm查參考文獻5P119選用A型平鍵,得:b=10 h=8 L=50即:鍵A1050 GB/T1096-2003 l=L電機-b=50-8=42mm T2=20000Nm 根據(jù)教材P106式6-1得p=4T2/dhl=420000/10842=23.8Mpap(110Mpa)2、輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接軸徑d2=20mm L1=50mm T=29.48Nm查手冊P51 選A型平鍵,得:b=6 h=6 L=45即:鍵A645 GB/T1096-2003l=L1-b=45-6=39mm h=6mmp=4T/dhl=454800/20645=18.3Mpap(110Mpa)3、輸出軸與渦輪連接用平鍵連接軸徑d3=54mm L2=68mm T=812.49N.m查手冊P51 選用A型平鍵,得:b=16 h=10 L=63即:鍵A1663 GB/T1096-2003l=L2-b=68-16=52mm h=10mm根據(jù)教材P106(6-1)式得p=4T/dhl=4812.49/541052=78.1Mpap (110Mpa)4、輸出軸與滾筒聯(lián)軸器采用平鍵連接軸徑d3=40mm L2=68mm T=812.49N.m查手冊P51 選用A型平鍵,得:b=12 h=8 L=100即:鍵A12100 GB/T1096-2003l=L2-b=100-12=88mm h=8mm根據(jù)教材P106(6-1)式得p=4T/dhl=4812.49/40888=36.2Mpap (110Mpa)九、聯(lián)軸器的選擇及校核計算聯(lián)軸器選擇的步驟: 連軸器的設(shè)計計算1、類型選擇為了隔離振動與沖擊,選用彈性套柱銷連軸器。2、載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩T= Nm3、型號選擇從GB43232002中查得LX3型彈性套柱銷連軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nm,許用最大轉(zhuǎn)速為5700r/min,軸徑為3048 mm之間,故合用。十、減速器的潤滑與密封1、齒輪的潤滑因蝸桿圓周速度45%,長度60%;(4)圓錐滾子軸承30206、30210的軸向游隙均為0.100.15mm;用潤滑油潤滑;(5)箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片,允許涂密封膠和水玻璃,各密封處不允許漏油;(6)減速器裝置內(nèi)裝CKC150工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍;(7)減速器外表面涂灰色油漆;(8)按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。 電動機型號:Y132S2-2P0=6.235KWPI=6.173KWPII=4.4KWT0=20.53NmTI=20.338NmTII=304.27NmK=1.05 = = d=20mmd1=20mmd2=28mmd3=30mmd4=36mmd6=36mmd7=30mmFAY=540.2NFAZ=406.6NMC1=16.9Nmd=40mmd1=40mmd2=48mmd3=50mmd4=54mmd5=62mmd6=62mm=590 NFr=1370NFAY=107.35NFAX=295NMC1=8NmMC2=22.125NmMC=23.54Nm=1=0 =0鍵A1050 GB/T1096-2003p=23.8Mpa鍵A645GB/T1096-2003p=18.3Mpa鍵A1663GB/T1096-2003p=78.1Mpa鍵A1288GB/T1096-2003p=36.2Mpa參考文獻1 濮良貴、紀名剛機械設(shè)計(第八版)北京:高等教育出版社,20062 龔溎義、羅圣國機械設(shè)計課程設(shè)計指導書(第二版)北京:高等教育出版社,19903 吳宗澤、羅圣國機械設(shè)計課程設(shè)計手冊(第二版)北京:高等教育出版社,19994 陳鐵鳴新編機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊北京:高等教育出版社,20035 金清肅機械設(shè)計課程設(shè)計武漢:華中科技大學出版社,2007.第 - 22 -頁
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