蝸輪箱設計

蝸輪箱設計,蝸輪箱設計,蝸輪,設計 第三章 蝸輪的設計計算 3.1 選擇蝸輪傳動類型 由GB/T10085—1988 的推薦，采用漸開線蝸輪（ZI）。 3.2 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 45~55HBC。蝸輪用鑄錫青銅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HT100 制造。 3.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。 1）確定作用在蝸輪上的轉矩T2 由2.2.3 求得T2=461608 N·mm （2）確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)Kβ=1；由表11-5 選取使用系數(shù)KA=1；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)KV=1.05； 則 K = KA × Kβ× KV =1×1×1.05 =1.05 （3）確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ZE=160MPa1/2 (4) 確定接觸系數(shù)Zρ 先假設蝸桿分度圓直徑d1 和傳動中心距a 的比值d1/a=0.35，從圖11-18 中可查得Zρ=2.9 （5）確定許用接觸應力[σH] 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒 面硬度>45HRC，可從表11-7 中查得蝸輪的基本許用應力 [σH]′=268MPa。 工作壽命Lh 按300 個工作日，兩班制計算。每天工作十六小時！ Lh=300×20×8×16=96000h 應力循環(huán)次數(shù)： N = 60jn2Lh = 60×1×16.25×96000 = 1.0264×108 壽命系數(shù)： KHN= =0.7497 許用應力： [σH]= KHN×[σH]′ = 0.7497×268 = 200.9106MPa （6）計算中心距 a≥ 3 2 2 E H KT ( Z Z /[σ ] ) ρ =132.47mm 取中心距a=160mm，因i 蝸桿=20，故從表11-2 中取模數(shù)m=6.3mm， 蝸桿分度圓直徑d1=63mm。這時d1/a=0.39，從圖11-18 中可查得接觸系數(shù)Zρ′=2.75，因為Zρ′﹤Zρ，因此以上計算結果可用。 3.4 蝸輪傳動的主要參數(shù)與幾何尺寸 (1) 蝸輪 由表11-2 查得蝸輪齒數(shù)Z2=41，變位系數(shù)x2=-0.1032 驗算傳動比： i = Z2 /Z1=41/2=20.5 此時傳動比誤差為（20.5-20）/20=2.5%是允許的。 蝸輪分度圓直徑： d2 = m Z2=6.3×41=258.3mm 蝸輪喉圓直徑： da2 = d2+2m(ha*+x2) = 258.3+2×6.3×(1-0.1032) = 269.600mm 蝸輪齒根圓直徑： df2 = d2-2m(ha*-x2+ c*) = 258.3-2×6.3×(1-0.1032+0.2) =241.88mm 蝸輪齒頂高： ha2= m(ha*+x2) = 5.650mm 蝸輪齒根高： h f2= m(ha*-x2+ c*)= 8.525mm 蝸輪輪寬的確定： B≤0.75da1=0.75×75.6=56.7mm 故取B=50mm. （2）蝸桿 由表11-2 查得蝸桿頭數(shù)Z1=2 ， 直徑系數(shù)q=10， 分度圓導程角γ=11°18′36″。 軸向齒距Pa=πm=3.14×6.3=19.782mm 齒頂圓直徑da1= d1+2ha*m=63＋2×6.3=75.6mm 齒根圓直徑df1= d1-2m( ha*+ c*) = 63-2×6.3×(1＋0.2) = 47.88mm 蝸桿軸向齒厚Sa= 0.5πm =0.5×19.782 = 9.891mm 法向齒厚Sn= Sa×cosγ = 9.699 mm 齒頂高ha1= ha*m = 6.3 mm 齒頂高hf1=( ha*＋c*) m=7.56mm (3) 校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù)： zv2 = z2/cos3γ = 41/cos311.31° =43.48mm 根據(jù)x2=-0.1032 和zv2=43.48，由圖11-19 查得YFa=2.48.螺旋角影響系數(shù)Yβ=1-γ/140°=0.9192 由表11-8 查得 蝸輪的基本許用彎曲應力： [σF]′=56MPa. 壽命系數(shù)： KFN= 9 106 /N =0.5995 許用彎曲應力： [σF]= KFN×[σF]′ = 0.5995×56 =33.57MPa σF = 1.53K T2YFa Yβ/ d1 d2m = 18.55MPa 因此，σF≤[σF]，滿足彎曲強度條件。 3.5 蝸輪的設計計算 3.5.1 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45 鋼，調質處理。查表15-3，取A0=105,得： 輸出軸的最小直徑是安裝齒輪處軸的直徑d1-2(如圖3)。由于需要開鍵槽，為了保證強度，將其直徑增大5%，為40.1547mm，將其圓整為45mm 3.5.2 蝸輪軸的結構設計 1 各軸段的尺寸 ①.查表根據(jù)1-2 軸段的直徑45mm 確定軸伸長度，為保證軸的強 度剛度，取LI--II=82mm 圖2 蝸輪軸結構圖 ②.為了滿足圓柱齒輪的軸向定位要求，I--II 軸段右端需 制出軸肩定位h=(0.07-0.1)dI—II=2.8—4, 故取II--III 段的直徑 dII--III=52mm。 ③.初步選擇滾動軸承?？紤]到既承受徑向力又承受軸向力，并且載荷不是很大， 故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) dII--III=52mm ， 選用7211E 型號的圓錐滾子軸承。其尺寸為 d×D×T=55×100×22.75mm3 故dIII--IV=dVII--VIII=55mm，右端軸承采用甩油盤進行定位，甩油盤的長度暫定為15mm, 故LVII--VIII=34.75mm。 ④.軸承端蓋的總厚度為24.6mm（由軸承端蓋的結構設計而定）， 考慮到與I-II 軸段的配合取lII--III=40mm。 ⑤.取安裝蝸輪軸段的直徑確定為dIV--V=55mm. 蝸輪輪轂 的長度為l=(1.2~1.8)d=66~99mm，故取輪轂長度l=80mm, 采用套筒定位，為了使套筒端面可以可靠的壓緊齒輪，此 段應略短于輪轂寬度，故取與蝸輪配合的軸段的長度為 lIV--V=78mm 。 蝸輪右側處采用軸環(huán)進行軸向定位，取h=0.07 dIV--V，所以蝸輪右側軸肩處的直徑為68mm,即dV--VI=68mm. 可查手冊得,寬度為10mm.即lV--VI=10mm。軸環(huán)右側有一過渡軸肩，為了與左右兩側的直徑相協(xié)調取dVI—VII=65mm。 ⑥.取蝸輪輪轂兩側與箱體之間的距離均為35mm,在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取為8mm,由軸承的寬度19.75mm,以及甩油盤的規(guī)格, 和預留的定位蝸輪的軸間間隙2mm 可以綜合確定lIII--IV=46mm, lVI--VII=25mm。 2. 軸上零件的周向定位 蝸輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按dIV--V 由表6-1 查得平鍵截面b×h=16mm×10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為72mm,同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選擇蝸輪輪轂與軸配合為H7/k6；軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6；I—II 段軸同樣查表可得規(guī)格為b×h=12mm×8mm，長度為72mm。 3.確定軸上圓角與倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為2×45度 ，各軸肩處的圓角半徑見后面零 件圖。 第四章 校核計算 4.1 效率驗算 已知γ=11°18′36″；φv=arctanfv, 與相對滑動速度有關 Vs = πd1 n1/60×1000cosγ = 3.14×63×267.650/60000/cos(11.31°) = 1.0927m/s 從表11-18 中用插值法查得： fv = 0.0441 φv = 2.4° η=（0.95~0.96）tanγ/tan(γ+φv) =0.783 因為η>η3=0.78，滿足彎曲強度，因此不用重算。 減速器結構的確定 為了節(jié)約有色金屬，蝸輪采用裝配式；蝸桿螺旋部分的直徑不大， 所以和軸作成一個整體,做成蝸桿軸。 蝸桿分度圓的圓周速度： 根據(jù)經(jīng)驗，當v<4-5m/s 時常將蝸桿放在下面，因此本方案采用蝸桿下置的設計方案。 4.2 粗校核 在不計摩擦的情況下，各力的大小如下公式： 水平面的彎矩圖如上： 求支反力： l 1 =84.375mm、l 2 =86.375mm 分別為軸承中心到蝸輪輪轂的距離 可得： = 1808N = 1767N 垂直面內的彎矩： 其中： 可得： ： 由上可得： 扭矩圖如上所示：T = 461608N.mm 按彎扭組合公式校核：切應力為脈動循環(huán)應力，取α =0.6 W 為軸的抗彎截面系數(shù) 軸材料45#鋼的許用應力[ ] 60Mpa ，[ ]即軸滿足彎扭強 度要求，但是剩余部分較大，故將材料改為Q235-A 更加合適，許用應力[ ] =40Mpa 4.3 蝸輪軸的精校核 剛度校核： 1）危險截面的選擇 截面AB 只受扭矩，雖然應力集中會削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的故無需校核。軸與蝸 輪接觸的左右截面由于過盈配合應力集中最嚴重，從受載情況看截面C處應力最大，但應力集中不大。且軸徑最大，故C 截面無需校核。鍵槽處的應力集中示數(shù)比過盈配合的小，因而軸只需校核蝸輪右側與軸接觸的截面的左右兩側。 2）強度校核 由結構圖知截面Ⅳ為危險截面，現(xiàn)對其進行校核： 抗彎截面系數(shù)： 抗扭矩截面系數(shù)： 截面左側彎矩： 扭矩為： 截面上彎曲應力： 扭轉切應力： 軸材料為Q235-A 鋼，調質處理，由表15-1 查得： 截面上由于軸肩而形成的應力集中系數(shù)σ α 及τ α 按附表3-2 查取因： 可查锝： 軸的材料敏性系數(shù)： 應力集中系數(shù)： 又有表可以查得尺寸系數(shù)和扭轉尺寸系數(shù)： 表面質量系數(shù)： 未經(jīng)表面強化處理： 碳鋼的特性系數(shù)： 計算安全系數(shù)： 故軸左側滿足疲勞強度要求。 【截面Ⅳ右側：】 抗彎截面系數(shù)： 抗扭矩截面系數(shù)： 截面左側彎矩： M = 76085N ?mm 扭矩： T = 461608N ?mm 截面上彎曲應力： 扭轉切應力： 過盈配合處的，查得： 表面質量系數(shù)： 故得綜合系數(shù) 碳鋼的特性系數(shù)：取 =0.1 ， = 0.05 計算安全系數(shù)： 故軸右側滿足疲勞強度要求。 16