单机涡轮蜗杆减速器说明书(课程设计)汇总

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223 .减速器

2、的润滑油选择22十三.参考文献2225.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连接用的联

3、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.电机的选择结果计算与说明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有效功率为:Fv 2200 1.1 =10001000=2.42kwPw=2.42kw式中，查机械设计手册可得联轴器效率=0.991滚动轴承效率=0.982双头蜗

4、杆效率=0.83卷筒效率5=0.96由电动机至运输带的传动总效率为：=12234=0.72pd = 3.36kw电机的有效效率为：p=-pw=2.42kw=3.36kw<4kwpd0.723 .确定电动机转速查表得蜗轮传动比：i蜗杆=840所以电动机转速的可选范围为60M1000v60x1000x1.1一一，.n滚筒=87.54r/minnD240xnnd=n衮筒噫=(840)H87.54r/min=700.323501.6r/min符合这一范围的同步转速为1000r/min、1500r/min、3000r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧

5、凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由电机手册选定电动机型号为Y112M-4。4 .电动机的外形及尺寸：n滚筒=87.54r/mir选定电动机型号为Y112M-4。电动机型号额定功率(kw)满载转速(r/min)堵转转矩(额定转矩)最大转矩(额定转矩)质量(kg)轴径(mm)Y112M-4414402.22.34328中心高H外形尺寸LX(AC/2+AD)XHD脚底安装尺寸AXB脚底螺栓直径K轴伸尺寸DXE键连接部分尺寸FXGXD112400火(115+190)X265190X1401228X608X24X28四.传动装置参数的确定计算与说明结果1.

6、1总传动比及分配：il440=16.45由于使用涡轮蜗杆单nw级传动故涡轮蜗杆取i=17i=171.2 各轴转速蜗杆轴转速：n1=1440r/min蜗轮轴转速：n2=n滚筒=87.54r/min1.3 各轴的输入功率蜗杆轴功率：p1=pd"J2=3.36M0.99M0.98=3.26kw蜗轮轴功率：p2=pj3=3.26M0.8=2.61kw卷筒功率：P滚筒=P2"12"4=2.43kw1.4 电动机轴的输出转矩：Td=9550Pl=9550X3.36/1440Nm=22.28Nmnw蜗杆输入转矩工=Tdn1n2=22.28X0.99X0.98Nm=21.64Nm

7、蜗轮输入转矩T2=T1in3=21.64X17X0.8Nm=294.30Nm卷筒输入转矩T3=T2n1n2=294.30X0.99X0.98Nm=285.53Nmn1=1440r/minn2=87.54r/minP=3.26kwP2=2.61kwOf=2.43kwp侬筒Td=22.28NmT1=21.64NmT2=294.30NmT3=285.53Nm将以上算得的运动和动力数列于卜表功率p(kw)转速n(r/min)转矩T(Nnj)传动比i效率4电动机轴3.36144022.28蜗杆轴3.26144021.640.72蜗轮轴2.6187.54294.3017传动滚筒轴2.4387.54285.

8、23五.传动零件设计结果计算与说明蜗轮的材料为 铸锡磷青钢 ZCuSn10P1 用 砂型铸造。1.蜗轮蜗杆传动主要参数1)选择蜗杆传动类型根据工作条件，采用渐开线蜗杆(ZI)。(2)选择材料蜗杆：考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；表面淬火至4555HRC。蜗轮：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45号钢制造。(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。由手册知传动中心距确定作用在涡轮上的转距由前面可知T2=294.30Nm确定载荷系数K

9、因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kp=1;由机械设计手册取使用系数Ka=1.15由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数Kv=1.2；K=K:KAKV=1.38确定弹性影响系数Ze1因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故Ze=160MPa2确定接触系数Z：假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a=0.32，从而可查得Zd=3.1确定许用接触应力N = 8.13 107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,可从手册中查得蜗轮的基本许用应力1二-H1=268MPa14407应力循环次数N=60jn2Lh=60X1X1440X16000=8.

10、13X10717寿命系数KHN=877=0.770;8.13107'MtH1=Khn6H1=0.770X268MPa=206.4MPa计算中心距1f160M3.1fa>31.38x294300父IVI206.4；mm=132.7mm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=63mmz2=34d2 = 214.2mma = 138.5mmx2=0.238d1/a=0.39对应的Zp=2.7<3.1,因此以上计算结果可用确定蜗轮齿数：z2i=217=34计算传动中心距蜗轮分度圆直径d2=mz2，其中Z2为34,d2=mz?=6.334=2

11、14.2mm中心距a=d1+'2=138.52变位系数x2=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父6.3与7=11.31°a=arctan()=arctan()=11.31d163蜗杆分度圆圆周速度vi=一心="63'1440=4.75mzV1=4.75ml60x100060000Zs/s蜗杆副滑动速度v14.75-,vs=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-141人心tan'tan

12、11.31八八八n=0.82验算效率n=0.95=0.95x.二=0.82tanC+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=138.5mm取140mm蜗杆头数：z=2涡轮齿数：Z2=34齿形角:aa-玛-20传动比：i=17a=140mmi=17蜗杆轴向齿距：pa=m=19.79mm蜗杆导程：pz=nmz=39.58mm蜗杆分度圆直径：d1=mq=6.310=63蜗杆齿顶圆直径：dal=di2hai=di-2ham=63-216.3=75.60mm蜗杆齿根圆直径：df1=d1-2hf1=弓-2(h；mc)=47.25mm

13、蜗杆齿高：h1=ha1-hf1=14.175mm蜗杆齿宽：b|_110.1z2m=90.72mm蜗轮分度圆直径：d2=mz2=214.2mm蜗轮齿根高：hf2=mh；-X2c*=6.3(1-0.238+0.2)=6.061mm蜗轮齿顶高：ha2=mha*X2=6.3(1+0.238)=7.799mm蜗轮齿高：h2=ha2hf2=(7.799+6.061)mm=13.86mm蜗轮齿根圆直径：df2=d2-2hf2=214.2-26.061=202.078mm蜗轮宽度：B<0.75da1=56.7mm蜗轮齿宽：取b2=47.83mm蜗轮齿宽角：日=2arcsin(b2)=76.73一取 b

14、= 100mm取 B=50mmd1八.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参考文献3表8-5查得“H】T80Mpa1弹性影响因数ZE=160MPa2由di/a=0.38可查机械设计图7.7得zp=2.8最大接触应力：Gh=ZEZ展=16OX2.7Xj29430O；138=166.2MPa/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F2丫总2丫0可加d1d2m当里内数：Zv2-3y-3-36.12cos'(COS11.313根据x20.238,从机械设计图7.8中可差得齿形系数YFa2=2.3

15、V-1.11.31,_螺旋角系数：丫011201120。0.90575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仃h'=40MP14407应力循环次数N=60jn2Lh=60X1X义16000=8.13X107寿命系数Khn=J0t=0.7708.13父1071.35父1.38M284300,%-63x214.2x6.3"2.3"0.90575一13.44MPa<WH'_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

16、明1) .蜗轮轴的材料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，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.12345672) .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112P,2.61minC2=112334.73mmn2,87.54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=1.15294300=338.445Nm由手册表8-3选GICL2联轴器40父84GB/T8854.32001。J1B3582公称转矩为1400Nm,

17、半联轴器孔径a=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、轴承端盖的厚度以

18、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按照蜗轮的设计，取轮毂宽为65m

19、m；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，.4h=5.6mm,gpL5=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12X8X62GB/T1096-2003及键16X10X56GB/T10

20、96-2003.4) .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=Fa12T2d22294300214.2=2747.90NFt2=Fa1=2747.90N轴向力：Fa2=Ft1=2T1=221640=686.98Na2tid163径向力：Fr1=F.2=Ft2tan-=1020Ncos(2):对涡轮轴作如图受力分析，并作出弯扭图则在水平面上的支反力：Fhi=1474.06N,Fh2=1272.84N最竖直面内的支反力：Fvi-1184.55N,Fv2

21、=-164.55N,求出弯矩：MH1=147012.65Nmm,MV1=136815.53Nmm,Mv2=-8803.43Nmm一得上图。Fa2=F"686.9NFr1-Fr2u1020NFhi=1474.06NFH2=1272.84NFv2=-164.55N,FV1u1184.55N,M1=200526.31Nmm,M2=147276.00Nmm：轴的弯扭合成强度条件为",嗫2=山；查表得仃=60MP,且有久=0.6Jm2+faT2仃ca=XA=17.28MPa<b=60MPnd32故轴的强度满足要求。(4)：轴的扭转刚度条件为5=5.37x104工上阳LG一Ipi

22、有手册得叼=0.51()/m,G=8,V<104MP仃ca=17.28MPaca中=0.679(=)/m仃p1=71.8MPp1仃p2=73.3MP长度Li(mm)84654562/2=31直径di(mm)404550545=5.37104Z儿=5.73父104工£上=0.679(1/mE网；LGyI.LGy%故扭转刚度符合要求。(5):32Tx10键连接的强度条件为、;幺之可。pkldp键与轮毂键槽的接触高度为k,则k=0.5h；查表可得仃p=100120Mp；2T父1032T父103对第一段：仃=2T=2T210=71.8MPW9p;L1=62pkld0.5hldp一，一3

23、一，一3凯K2T父102T2父10701Ccn对弟一段：仃p273.3MPM仃p;L2=56pkld0.5hldp故可知涡轮轴键连接强度满足要求。(6)轴承强度校核轴承型号为30210。其内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm,轴承正装查表得e=0.42,Y=1.4,C=73.2KNFr1=.FV12FH12=1891.03NFr2=、FV22FH22=1283.43N当fa“时，R=F.Fr当Fa>e时,Pr=0.4Fr+YFaFrFd1Fd2Fr12Y1891.032.8=675.37NFr21283.43=2Y2.8=458.37N;贝U得Fa1-FaeFd2=687

24、.37458.37-1145.74NaaeFa2=Fd2=458.37NP»Fa11145.74又由=0.61>e贝U得Fr11891.03Pr1=0.4FrYFa=0.41891.031.41145.74=2360.45N;Fa2_458.37Fr2-1283.43=0.36<e则得Pr2=F.2-1283.43N;则有PM>Fr2,则按照1轴校核:Lh=10660n(P?23200)£=2.2M107卜>4年60702360.45故涡轮轴轴承寿命满足要求。Fr1NFr2Fa1Fa2R1R2Lh二1891.03-1283.43N=1145.74N-

25、458.37N二2360.45N=1283.43N2.2107h2.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。25678942) .初算轴颈dmin =P3.26A-=1103=13.141mm1nl.1440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Tca=KaTi=1.15m21.64Nm=24.89Nm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ZC2844JB2544GB/T5014-2003GB/ZC2844JB2

26、54450142(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，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

27、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=35mmL3=20mmL9=32mmd4=d8=40mmL4=L8=30mmd6=75.60mmL6=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

28、=376mm=4).键的强度校核键的连接强度入p2T1032Tl103kld0.5hld=19.03MP<cppd5=d7=46mmL5=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=Ft1f=1031NFt1Fh2=343.57N2竖直面上：对1点取矩有d1Fa1-L+Fr1<1=Fv2(L1+L2)得2Fv2=988.1NFv1=F.2Fv2=8092N。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=54.2

29、KNFri=4F：+F；1=1310.6NFr2=.Fv22F；2=1046.13NFr11310.6Fd1409.6N2Y3.2匚_Fr2Fd2-2Y1046.13326.9N3.2Fae=2692.24N贝(JFa2=FaeFd1=2692.24409.6-3101.8NFai=Fdi=409.6NFH1=1031NFv1=809.2NFH2=-343.57NFv2=988.1NFr1=1310.6NFr2=1046.13N由包=409.6=0.31M得PFr1=1310.6NFr11310.6-Fa23101.8ccr阳由*=2.97>e得Fr21046.13P?2=0.4Fr+YFa=0.4x1046.13+1.6x3101.8=5381.3N则有J>PM,则按照1轴校核：106C告10654200102Lh=()3=()3=25538.4h定4.4年60n巳60x14405381.3故蜗杆轴轴承寿命满足要求。Ph=1310.6NPr2=5381.3NLh=25538.4h&4.4年十.箱体的设计箱座壁厚6=10箱盖壁厚尻6=10箱盖凸缘厚度b1=15箱座凸缘厚度b