08级机械设计与制造课程设计
动力学参 四、动力学参数计算 四 4.1、蜗杆蜗轮的转速： 蜗杆转速和电动机的额定转速相同 蜗轮转速：n?96012?80r 则min80.53-8080.53在5%内 滚筒的转速和蜗轮的转速相同 4.2、功率： 蜗杆的功率：p=3.555*0.99=3.519KW 数 蜗轮的功率：p=3.519*0. 90*0.99=3.136kW 计 滚筒的功率：p=3.136*0.99*099=3.076kW 算 4.3、 转矩： 6 电动机转Td1?9.55*10*?3.536?10Nmm nm960 4 蜗杆转矩Td2?Td1*?联?3.536*0.99?3.50?10Nmm p轮65Td3?9.55*10*?3.7436?10Nmm 蜗轮转矩 n轮 p65筒 ?3.6684?10Nmm 滚筒转矩Td4?9.55*10*n筒 表3： 参数 电动机 蜗杆 蜗轮 滚筒 转速r/min 960 960 80 80 功率P/kw 3.555 3.519 3.136 3.076 转矩N.m 35.36 35.0 374.36 366.8 传动比i 12 效率 0.99 0.89 0.98 11
pd?9.55*10*63.5554 冉毅 一级蜗轮蜗杆传动
传动零件的设计计算 五、传动零件的设计计算 5.1、选择蜗杆传动类型 根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。 5.2、选择材料 考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45～55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。 5.3、按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材【1】P254式(11—12),传动中心距 a?3KT2(?E?P??H?) 2(1)确定作用在蜗杆上的转矩?2=35.0 Nm (2)确定载荷系数K 因工作载荷有轻微冲击,故由教材【1】P253取载荷分布不均系数 ??=1;由教材P253表11—5选取使用系数?A?1.0由于转速不高,冲击 K=1.05 不大,可取动载系数?v?1.05;则由教材P252 (3)确定弹性影响系数?? 1 2因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故??=160??a。 (4)确定接触系数?? d 先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值1=0.35从教材a P253图11—18中可查得??=2.9。 (5)确定许用接触应力???? 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面 硬度>45HRC,可从从教材【1】P254表11—7查得蜗轮的基本许用应力 ?????=268??a。由教材【1】P254应力循环次数 8N?60jn轮Lh?60*1*80*（360*8*8*2）?2.212?10 ???????v?1.0?1?1.05?1.05 12
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杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 ?0.679 寿命系数KHN?882.212*10 '则??H??KHN*??H??0.679*268?182Mpa (6)计算中心距 160*2.92 a??31.05*374360*()?136.707mm 182 (6)取中心距a=180mm,因i=12,故从教材【1】P245表11—2中取模 d 数m=6.3mm, 蜗轮分度圆直径d1=63mm这时1=0.35从教材【1】P253图 a ??11—18中可查得接触系数??=2.9因为??=??,因此以上计算结果可 蜗用。 5.4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1) 蜗杆 轴向尺距?a??m?3.14?6.3?19.792mm;直径系数q?10; 107齿顶圆直径da1?d1?2hm?63?2?1?6.3?75.6mm; ?a?a?19.792 齿根圆直径df1?d1?2?ha?m?c??47.25mm; 蜗杆齿宽B1>=(9.5+0.09Z2)m+25=112mm da1?75.6mm df1?47.25mm ?m3.14?6.3 ??9.896mm；分度圆导程角蜗杆轴向齿厚Sa?22 ?'\??214805; (2) 蜗轮 蜗轮齿数48;变位系数?2??0.4286mm; z248演算传动比i???12mm,这时传动误差比为, z14 12?11.92?100%?0.6%?5% 是允许的。 11.92 蜗轮分度圆直径d2?mz2?6.3?48?302.4mm 蜗轮喉圆直径da2?d2?2ha2=315mm d2?302.4mm da2?315mm 蜗轮齿根圆直径df2?d2?2hf2?281.25mm df2?281.25 13
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校核齿根弯曲疲劳强度 蜗轮咽喉母圆半径rg?a?12da2?180?12*315?22.5mm rg2?22.5 具体数据如下：（参考文献【2】29图和文献【3】P238的经验公式） 表4： d3=（1.6--1.8）d 99--112mm e=2--3mmmm n=2--3mm 取100mm l=（1.2--1.8）d 75--112mm a=b=2m 12.6mm 取90mm 321.3mm d4=（1.2--1.5）m 7.56--9.45mm De2<=da2+m 取8mm 50.6mm d6=(0.075--0.12)ds 5.625--9mm B<=0.67da1 取50mm 取8mm C=1.7m?10mm 10.71mm R1=0.5（d1+2.4m） 45.36mm 取10mm 16--24mm R2=0.5（d1-2m） 31.5mm l1=（2--3）d4 取20mm d5=d2-2.4m-2a 262mm D0=0.5（d5-2b+d3） 168.4mm 50.06mm 由以后的设计知：其中d=62mm B2<=0.67da1 取50mm 蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。由参考文献【1】P270图蜗轮采用 齿圈式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定， 螺钉选6个 5.5、校核齿根弯曲疲劳强度 1.53KT2 ?F?YFa2Y????F? d1d2m 当量齿数Z?2?Z2cos?3?48?(cos2148'05\)3?60 Z?2?60 根据X2??0.4286,Z?2形系数 YFa2?2.55 ?60从教材【1】P255图11—19中可查得齿 YFa2?2.55 ?'\?214805 螺旋角系数Y??1??1??0.8443 ?140140 ?从教材P25知许用弯曲应力??F????F??KFN 从教材【1】P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许 ?用弯曲应力??F?=56MPa 14
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由教材P255寿命系数KFn?910N6?91068 ?0.5489 ?F?30.74Mpa 2.212*10 1.53*1.05*374360?F?*2.55*0.8443?10.79Mpa<56Mpa可见弯曲 63*302.4*63 验强度是满足的。 算 5.6、验算效率? 效 率 tan?? ???0.95～ 0.96? tan????v? 已知?=21?48'05\;?v?arctanfv;fv与相对滑动速度Vs有关。 ?F?56*0.5489?30.74Mpa Vs??d1n160*1000cos??3.14*63*96060*1000*cos214805?'\?3.41ms Vs?3.41ms 从教材P【1】264表11—18中用插值法查得fv=0.0264, ?V?1?30'代 入式中得?=0.884,大于原估计值,因此不用重算。 热平衡核算 5.7、精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T10089—1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度,则隙种类为f,标注为8f GB/T10089—1988。然后由参考文献【3】P187查得蜗杆的齿 厚公差为?s1 =71μm, 蜗轮的齿厚公差为?s2 =130μm;蜗杆的齿面和顶 圆的表面粗糙度均为1.6μm, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μ m和3.2μm。 5.8.热平衡核算 1.751.75a180???? 初步估计散热面积：S?0.33??0.33??0.92 ???100??100?ta= 20c ? 2?取ta(周围空气的温度)为20?c。 ?d?(8.15~17.45)w/(m?c),?取17w/(m?c)t?(油的工作温度）?ta??68.8c?85c?S?0.92合格。??2? t?=46.1c ?1000p(1??)?dS?20?1000?4.3366?(1?0.824)17?0.92 S?0.92 15