单机涡轮蜗杆减速器说明书(课程设计)

1、课程设计说明书课程名称：课程设计设计题目：带式运输机传动装置的设计学 院：制造科学与工程学院班 级：机械1106学 号：姓 名：指导老师：设计时间：2014.01.051 .课程设计任务2.2 .传动方案的分析与拟定2.3 .电机的选择3.4 .传动装置参数的确定5.5 .传动零件设计乙6 .蜗轮蜗杆效率及润滑计算9.7 .蜗轮蜗杆传动几何尺寸9.8 .涡轮蜗杆疲劳强度校核 .119 .蜗杆轴、蜗杆轴及涡轮、蜗杆的参数 121 .蜗轮及蜗轮轴的设计计算1.22 .蜗杆轴的设计计算 .17十.箱体的设计2(0十一.减速器热平衡计算 21十二.其他部分的设计与选择221 .窥视孔盖222 .通气器

2、223 .减速器的润滑油选择 22十三.参考文献2224.课程设计任务题目：设计用于带式运输机的单级蜗杆减速器带式运输机工作原理图：已知条件：1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35c；2）使用折旧期；8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220v;5）运输带速度容许误差：5%6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。原始数据：运输带工作拉力f=2200n;运输带工作速度 v=1.1m/s；滚筒直径d=240mm。二.传动方案的分析与拟定（方案f2）电动机轴与减速器高速轴

3、连接用的联轴器， 由于轴的转速较高，为了减小启 动载荷、缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，故选用弹性 柱销联轴器。减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器， 由于轴的转速较低，不 必要求具有较小的转动惯量，但传递转矩较大，故选用齿式联轴器。按本次课设要求选择一级涡轮蜗杆减速器，简图如下：1电动机；2联轴器；3蜗杆减速器；4一卷筒；5一输送带三.电机的选择计算与说明结果1 .选择电动机类型选用y系列三相异步交流电动机。2 .选择电动机容量卷筒的肩效功率为：pw= = 2200 1.1 =2.42kw 10001000式中，查机械设计手册可得联轴器效率n =0.991滚动轴承效率=0

4、.98 2双头蜗杆效率v3=0.8卷筒效率”5 =0.96由电动机至运输带的传动总效率为：州31=0.72电机的有效效率为：pd - pw = o7？ =3.36kw45hrc,可从手册中查得蜗轮的基本许用应力 c-h =268mpan = 8.13 107应力循环次数14407n=60j n2lh=60x 1x 1440 x 16000=8.13 x 107寿命系数khn = 81077 =0.7708.13 107则 th 1=khn i.ch 1 =0.770x 268mpa =206.4mpa计算中心距.160 3.1a 3 1.38 x 294300 父 i206.4、2mm=132

5、.7mm查表取中心距a=160mm,模数m=6.3,蜗杆分度圆直径d1=63mm这时d1/a=0.39对应的z p=2.73.1,因此以上计算结果可用确定蜗轮齿数：z2 -zi i =2 17=34计算传动中心距蜗轮分度圆直径d2 =m z2，其中z2为34,d2 = mz2 =6.3 34=214.2mm中心距 a =d +d2 =138.5 2变位系数d1 = 63mmz2 =34d2 = 214.2mma = 138.5mmx2 =0.238x2 =0.238六.蜗轮蜗杆效率及润滑计算计算与说明1.蜗轮蜗杆速度蜗杆倒程角7mz12 m 6.3与7 = 11.31a =arctan() =

6、arctan() =11.31d163蜗杆分度圆圆周速度vi = 51 =363父1440 =4.75 mzv1= 4.75mi60 m100060000z ss s蜗杆副滑动速度v14.75vs = 4.84m/svs = 4.84m/scos cos11.31由于 5m/s,所以蜗杆卜置。蜗杆卜置2.验算效率当量摩擦角 查表并通过插值法求的pv-141r人”八一tan ；tan11.31八八八n =0.82验算效率 ”=0.95=0.95父.二=0.82tand + pv)tan(11.31 +141)与所选效率相差不大七.蜗轮蜗杆传动几何尺寸计算与说明结果中心距：由前面计算的a=138.

7、5mm取140mm蜗杆头数：z = 2涡轮齿数：z2 =34齿形角：4=%=20传动比：i=17a=140mmi=17蜗杆轴向齿距：pa -二m =19.79mm蜗杆导程：pz -二 mzi=39.58mm蜗杆分度圆直径：d1 = mq=6.3 10=63蜗杆齿顶圆直径:da1 =d1 2ha1 =d1 2ham=63 2 1 6.3 = 75.60mm蜗杆齿根圆直径：df1 =d1 -2hf1 =弓-2(h；m c) = 47.25mm蜗杆齿高：h1 = ha1 hf1 =14.175mm蜗杆齿宽：b| _ 11 0.1z2 m=90.72mm蜗轮分度圆直径：d2 = mz2 =214.2m

8、m蜗轮齿根高：hf2 vm ha*-x2 c* =6.3 (1-0.238+0.2)=6.061mm蜗轮齿顶高：ha2vm ha* x2 =6.3 (1+0.238)=7.799mm蜗轮齿高：h2 = ha2 hf2=(7.799+6.061)mm=13.86mm蜗轮齿根圆直径：df2 =d2 -2hf2 =214.2-2 6.061=202.078mm蜗轮宽度：b 0.75da1=56.7mm蜗轮齿宽：取b2 -47.83mm取 b = 100mm取 b=50mm蜗轮齿宽角：2 = 2arcsin起)=76.73 -八.涡轮蜗杆疲劳强度校核计算与说明结果1.校核轮齿接触疲劳强度许用接触应力由

9、参考文献3表8-5查得*h 1 180mpa1弹性影响因数ze =160mpa2由d1/a =0.38可查机械设计图7.7得 zp = 2.8最大接触应力：/=zez 唇=160 x 2.7 x j294；*：1.38 =166.2mpaj h =180mpa故接触疲劳强度满足要求。接触疲劳强度 满足要求2.校核齿根弯曲疲劳强度1.53kt2仃 f 一yfa2y p f dd2m当里内数：zv2 -3 -3 =36.12cos (cos11.31)根据x2 0.238,从机械设计图7.8中可差得齿形系数yfa2 =2.3v 一 1. 11.31, _螺旋角系数:ypt120120c -0.90

10、575由机械设计表7.8差得zcusn10p1制造的涡轮的基本许用弯曲应力oh=40mp 一. 一. 1440 7应力循环次数 n=60j n2lh =60 x 1 x义 16000=8.13 x 10寿命系数 khn = 8 10 7 =0.770丫8.13父1071.35 父1.38 m 284300r 一5= 63m2142m63 m2.3m0.90575 =13.44mpakh =40mp 故齿根弯曲疲劳强度满足要求。af =12.34mp故齿根弯曲疲 劳强度满足要 求。九.蜗杆轴、蜗杆轴及涡轮、蜗杆的参数1.蜗轮及蜗轮轴的设计计算结果计算与说明1) .蜗轮轴的材料选择及附图因传递功率

11、不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济 选用常用材料45#钢，调质处理，查表得(rb=640mpa , h/b=60mpa.12345 6 72) .按扭转强度，初步估计蜗轮轴的最小直径初步估计轴的最小直径查表的 c取112p21 2.61dmin =c3 2 =112 334.73mm n287.54轴伸部位安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用齿式联轴器，由 转速和转矩得联轴器ji40 84j1b35 82tca -kat2 -1.15 294300=338.445nm由手册表8-3选gicl2联轴器40父84 gb/t8854.3 2001j1b35 82公称转矩为1400nm,

12、半联轴器孔径4 =40mm,半联轴器长度l1=84mm。3) .轴段各部分及键尺寸轴承部件的结构形式：蜗杆减速器的中心距a=140mm,通过查表选择减速器的机体采用剖分式结构。因传递功率小，故轴承的固定方 式可采用两端固定方式。因此，所设计的轴承部件的结构形式如上图 所示。然后可按转轴轴上零件的顺序，从 dmin处开始设计；d1=40mml1=84mmd2=45mml2=65mm(1) .轴段1由所选联轴器可得 d1=40mm,l1=84mm;(2) .密封圈与轴段2考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，由手册表 7-12,取轴 段 d2=45mm；轴段2的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的厚度、

13、轴承端盖的厚 度以及联轴器类型确定，可取l2=65mm:(3)轴段3与轴段7:d3=d7=50mml3=45mml7=22mmd4=54.0mml4=62mmd5=64.0mml5=10.00mm考虑到涡轮蜗杆减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴承， 轴段3上安装轴承，要使轴承便于安装又符合轴承内径系列，取轴承 型号为30210,由手册表6-7得，其内径d=50mm,外径d=90mm,宽 度b=20mm ,故取 d3=d7=50mm,考虑到安装套筒时的位置，取 l3=45mm,轴段7安装轴承，故l7=22mm；(4) .蜗轮与轴段4:轴段4上安装蜗轮，d4=d3+4=50+4=54.0mm按

14、照蜗轮的设计，取 轮毂宽为65mm；则取l4=62mm;(5) .轴段5轴肩高度 h=(0.070.1)d4=3.785.4mm取 h=5mm,即 d5=d4+2h=64.0mm;d6=57mml6=10mm轴肩宽度 b 2 1.4h =5.6mm,即 l5=10.00mm;(6) .轴段6由轴承 30210 在手册表 6-7 得 da=57mm,d6=57mm,l6=10mm;(7)轴的总长度l=319mml=l1+l2+l3+l4+l5+l6+l7=84+65+45+62+10+10+22=298mm;(8)键连接：联轴器及蜗轮的轴向连接均采用普通平键连接，第一段及第四段 为键 12x8x

15、62 gb/t1096-2003及键 16x 10x 56gb/t1096-2003.4) .涡轮轴的受力及强度校核(1)：由于蜗杆的直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做蜗杆轴蜗杆的转矩t1=21.64nm,蜗轮的转矩t2 =294.30nm。则作用于齿轮上的圆周力：ft2 = fa12t2d22 294300214.2= 2747.90n轴向力:fa22ti di2 2164063= 686.98n径向力：2=f.2 = ft2tan- = 1020n cos(2):对涡轮轴作如图受力分析，并作出弯扭图ft2 = fa1 = 2747.90nfa2 = ft1=686.9nfr1 =

16、f,2= 1020nfh1 = 1474.06nfh2 = 1272.84nfv2 = -164.55n, fv1 = 1184.55n则在水平面上的支反力：fh1 =1474.06n, fh2 = 1272.84n最竖直面内的支反力：fv1 =1184.55n, fv2 =-164.55n,求出弯矩： m h1 =147012.65nmm , mv1 =136815.53 nmm , mv2 =-8803.43nmm 一 得上图。,m1 =200526.31nmm , m2 =147276.00nmm：轴的弯扭合成强度条件为g ca ca2 4(力,m2 (：t)查表得q=60mp ,且有a

17、 =0.6= 17.28mpajm 2 +“ oca =x_d2：32=17.28mpa601pr=0.4fr+yfafrfdifr11891.032y2.8=675.37 nfd2fr2 1283.43 =2y 2.8=458.37n;贝日得 fa1 -fae fd2 -687.37 458.37 -1145.74 nfa1fa2= 1145.74n-458.37nfa2 =fd2 =458.37n又由fa1fr11145.741891.03= 0.61 e 贝 u 得pr1 =0.4fr yfa =0.4 1891.03 1.4 1145.74 =2360.45n ;fa2 _ 458.3

18、7fr2 - 1283.43= 0.36 pr2,则按照1轴校核：106 c 1：10673200 11072lh = (一)3 =()3 =2.2m107h4 年60n pr160 70 2360.45故涡轮轴轴承寿命满足要求。r1r2lh2360.45n1283.43n2.2 107h2.蜗杆轴的设计计算结果计算与结果1) .材料与类型选择及附图因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用 材料45号钢，调质处理。渐开线蜗杆。456789dmin, 3.1晚2) .初算轴颈-13.141mm轴伸部位安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用非金属弹性 元件挠性联轴器，由转速和转矩得

19、tca =kat1 =1.15m21.64n m =24.89n m由前面可知电机周径为28mm由手册表8-5选lx2型弹性销联轴器zc28 44jb25 44gb/t5014-2003。zc28 44jb25 44gb/5014-2(d1=25mml1=44mmd2=30mml2=58m3) .轴各段尺寸轴段1由所选联轴器可得 d1=25mm,l1=44mm;由轴段的直径查表得键的尺寸：bxhxl=8x7x26;轴段2确定轴段2的直径时，应考虑联轴器的固定及密封圈的尺寸两个方 面。由机械设计表7-12可得d2=30mm,l2=58;轴段3、9考虑到蜗杆减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴承

20、，轴段3上安装轴承，要使轴承便于安装又符合轴承内径系列，取轴承型号为30207,有手册表6-7得，其内径d=35mm,外径d=72mm,宽度 b=17mm,故取 d3=d9=35mm,取 l3=20mm； l9=32mm轴段4、8轴 4、8 的两外端固定套筒，h=(0.070.1)d3=2.453.5mm取 h=2.5mm取 d4=d8=40mmi；( l4=l8=30mm;(5)轴段6由 da1=75.60mm, df1=47.25mm则 d6=75.60mm考虑螺旋线长度齿宽，取 l6=100mm;d3=d9=35mm l3=20mm l9=32mmd4=d8=40mm l4=l8=30m

21、m d6=75.60mm l6=100mm(6)轴段5、7避免轴段直径变化过快，故取 d5=d7=46mm;l5=l7=31mm;(7)蜗杆轴总长：l=l1+l2+l3+l4+l5+l6+l7+l8+l9=44+58+20+30+31+100+31+30+40=376mm=4).键的强度校核键的连接强度c-p p2t 103 2tl 103kld0.5hld= 19.03mp cp pd5=d7=46mm l5=l7=31mml=384mm=19.03mpp蜗杆轴键的连接强度满足要求。5).轴承受力作出轴承受力图:fh1 =% -fh2 =1031nft1fh2=-343.57n2竖直面上：对

22、1点取矩有a1d_ + fr1 l =fv2 (li +l2)得2fv2 =988.1nfv1 =f2 -fv2 =809.2n。6)轴承强度校核轴承型号为30210,其内径d=35mm,外径d=72mm,宽度b=17mm, 轴承反装由设计手册表 6-7 得 e=0.37,y=1.6,c=54.2knfr1 =在/+f；1 =1310.6n_ 2_ 2fr2 =、fv2 fh2 =1046.13n,fm1310.6f d 1409.6n2y 3.2f - fr2fd2 -2y1046.13326.9n3.2fae =2692.24n ae则 fa2 =fae fd1 =2692.24 409.

23、6 -3101.8nfa1 = fd1 =409.6nfh1 =1031nfv1 =809.2nfh2 = -343.57nfv2 =988.1nfr1 =1310.6nfr2 =1046.13n由 fl=_4096=0.3i2 =0.4fr +yfa =0.4x1046.13+1.6m 3101.8 = 5381.3n则有pr2 pr1 ,则按照1轴校核：106 c 告10654200 掾2lh =()3 =()3 =25538.4h%4.4 年60n pr160x1440 5381.3故蜗杆轴轴承寿命满足要求。pr1 = 1310.6npr2 = 5381.3nlh = 25538.4h片

24、4.4年十.箱体的设计箱座壁厚6 = 10箱盖壁厚61 5t 6 =10箱盖凸缘厚度b1 =15箱座凸缘厚度b =15箱座底凸缘厚度b2 =25地角螺钉直径df =20mm地脚螺钉数目n = 4轴承旁连接螺栓直径d1 = 16mm盖与座连接螺栓直径d2 =12mm连接螺栓d2的间距l = 120mm轴承端盖螺钉直径d3 = 10mm视孔盖螺钉直径d4 =8mm定位销直径d =10mmdf ,d1,d2到外箱壁的跑离c1 = 26mm,22mm,18mmdf ,&82至凸缘边缘距离c2 = 24mm,20mm,16mm凸台高度h =40mm外箱壁至轴承座端面距离l1 =50铸造过度尺寸x =5mm, y = 25mm,