涡轮蜗杆装配说明书

TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"设计装料机的传动装置 1第一章传动装置总体设计 2电动机的选择 2传动比的计算及分配 3传动装置运动、动力参数的计算 3第二章传动件的设计计算 4蜗杆副的设计计算 4螺杆副上作用力的计算 7箱体内壁 8第三章轴的设计计算 9蜗杆轴的设计与计算 9低速轴的设计计算 16\o"CurrentDocument"总结 20#设计装料机的传动装置一工作条件与技术要求：、该传动装置用于热处理车间装料机的传动系统中。、装料机工作定时停车，单向回转，传动装置使用期限不低于200小0时0。、载荷稳定，环境温度^0,输送机允许速度误差为土％、装料机主轴功率 ，装料机主轴转速二设计工作量：1、减速器装配图一张（A0或A1）2、装配图草图一张3、零件图两张（涡轮和涡杆）4、设计说明书一份，主要内容：输入轴齿轮的设计计算，输入轴的轴承选型计算，输入轴的校核计算，输出轴的轴承选型。

第一章传动装置总体设计1.1电动机的选择1、选择电动机的类型：根据用途选用Y系列三相异步电动机。2、选择电动机功率：查《减速器设计实例精解》表2-1,轴承效率月=0.98，轴承蜗轮蜗杆传动效率月=0.8,联轴器效率叩=0.99,得电动机所蜗 联需工作功率为_P P 3.25P=—^= w = kw-4.40KW0nnn3nn 0.99x0.983x0.8x0.99口 联轴承蜗联由《减速器设计实例精解》表8-2,可选取电动机的额定功率P=5.5KWed3、电动机的选择假定选择电动机的型号为 ，电动机额定功率P ，同步转速 0满载转速 。ed m由表2-2可知单级蜗轮蜗杆传动比范围为i=10~40，现蜗暂取i=30，n=nm=?^r/min=32r/min蜗 i 30蜗由链的线速度v=-D，得输送链链轮的分度圆直w60x1000径为nvx60x10009x1000径为 D=-^ = mm氏89.6mmn兀 32x兀对链轮分度圆直径进行取整则链的实际转度为：n=%x60x1000= 9 r/min氏28.66r/minw 兀D 兀x100x10-3(v=0.15m/s)wPwP=4.40kw0Pedmnwv=0.15m/sw

1.2传动比的计算及分配传动比的计算及分配如下:总传动比/:ni=—mnw满足要求。261.33.528.661.3传动装置运动、动力参数的计算传动装置的运动、动力参数的计算如下:1、各轴转速n=960r/min0n1.2传动比的计算及分配传动比的计算及分配如下:总传动比/:ni=—mnw满足要求。261.33.528.661.3传动装置运动、动力参数的计算传动装置的运动、动力参数的计算如下:1、各轴转速n=960r/min0n=n=960r/min1 0r/min工28.66r/min33.5n=n=28.66r/minw22、各轴功率p=pn1 00-1=Pn=4.4x0.99KW=4.36KW0联P1p=Pn2 11-2二pn 「i轴承蜗=4.36x0.98x0.8KW=3.42KWP2p=pnw22-w=pnn2轴承联=3.42x0.98x0.99KW=3.32KWP33、各轴转矩pT=95500=9550x44°N•m氏43.77N•m960PT=95501=9550x4.36N•m氏43.37N•m960T=9550P2=9550x^42N•m氏1139.6N•mTOC\o"1-5"\h\z2n 28.662P 3.32T=9550—=9550x N•m氏11063N•mwn 28.66w

第二章传动件的设计计算2.1蜗杆副的设计计算蜗杆副的设计计算如下：1、选择材料、热处理方式和公差等级考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度不太高有相对滑动速度，蜗杆选用45钢，表面淬火处理，HRC=45~50。设相对滑动速度v<6m/s，故蜗轮选用铸铝铁青铜ZCuAl10Fe3,选用s8级精度。2、确定蜗杆头数和蜗杆齿数由表10-5选取z=2，贝Uz=iz=33.5x2=671 2 13、初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有Zm2d>9KT(—p&q—)22z心」H①、蜗轮传递转矩2 Nmm②、载荷系数K=KKK。由表 查得工作情况系数AvpK .设蜗轮圆周速度v ,取动载荷系数A 2K .因工作载荷平稳，故取齿向载荷分布系数Kr ,v p则K=KKK x1,0x1,0=1,0Avp③、许用接触应力口」=K口」。由表 查取基本许用接H NH 0H触应力1」 0应力循环次数为0Hx1.0x28.66x20000=3.44x1072h故寿命系数为8|1078। 107K=」——二J 氏0.86nh\N 33.44X107④、弹性系数Z 60a,则模数和螺杆分度圆直径E 1蜗杆选用45钢，表面淬火处理蜗轮ZCuAl10Fe3金属模铸造8级精度z=21z=672

m2d>9KT(ZEi)2=9x1.0x1139600<(160)2mm3i 2zb」 67x1532H二2495.38mm3由表10-8选取m=6.3mm,d=63mm,则m2d>2500.47mm3i4计算传动尺寸①、蜗轮分度圆直径为d=mz=6.3x67=422.1mm2 2②、传动中心距为,， ，、 1 — —八 …Va=—(d+d)=—x(60+422.1)mm=241.05mm2122、验算蜗轮圆周速度y、相对滑动速度v及传动总效率n2 s①、蜗轮圆周速度v2兀dn 兀x422.1x28.66, „ n.v= 2-^—= m/s=0.63m/s<3m/s60x1000 60x1000与初选相符合，取K 合适。v②、导程角 由a x2/63=0.2，得y=11.31°1③、相对滑动速度vs兀dn 兀x63x960 嗔”1於/v= = =3.23m/s<6m/ss60x1000cosy60x1000xcos11.31。与初选值相符，选用材料合适④、传动总效为由查表 得当量摩擦角「、二2。30、则, 、 tanan=(0.95~0.96) y—=0.773~0.781tan(y+p、)原估计效率 与总效率相差较大，需要重新较大，需要重新计算m2d1、复核m2d1Z 078 m2d>9KT(i-e-i)2=2495.38x——mm3=2433.00mm31 2zIbJ 0.82H1d=422.1mm2a=241.05mmv=0.63m/s2Kv选用材料合适原设计合理

、验算齿根抗弯强度验算公式为1.53KT0° ]o= 2YY<laJFddmFa2丫 F12①、、、和d、d同前2 1 2②、齿形系数Y。当量齿数z—z/cos311.31o-71.06由图Fa2 v2 2查得YFa2③、螺旋角系数YYY 11.310Y-1-^--1 0.92Y 140o 140o④、许用弯应力由表 查得o1F ，寿命系数为911069I1106Y-J——-। 0.68n\n 33.44义1070]-Y01-0.68X90MPa-61.2MPaF N OF则抗弯强度为l]1.53KT口口1.53x1.0X1139600,,0」 2YY X2.4X0.92MPaFddmFa2r 63x422.1x6.3120」F抗弯强度足够、计算蜗杆传动其他几何尺寸①、蜗杆齿顶高h-h*m-1x6.3mm-6.3mma1 a全齿,高 h-2h*m+c-2x1x6.3mm+0.2x6.3mm-13.86mm1 a齿顶圆直径d-d+2h*m-63+2x1x6.3mm-75.6mma1 1 a齿根圆直径d-d—2h*m—2cf1 1 a-63mm-2x1x6.3mm—2x0.2x6.3mm-47.88mm螺杆螺旋部分长度为b>(11+0.06z)m-(11+0.06x67)x6.3mm294.63mm1 2抗弯强度足够d-75.6mma1d-47.88mmf1

取b1螺杆轴向齿距p=兀m=nx6.3mm=19.782mmX螺杆螺旋线导程p=zp=2x19.782mm=39.564mma 1x②、蜗轮齿顶圆直径d=(d+2h*)m=(67+2x1)x6.3mm=434.7mma2 2 a齿根圆直径d=d—2h*m—2cf2 2 a=422.1mm—2x1x6.3mm—2x0.2x6.3mm=406.98mm外圆直径d=d+1.5m=434.7mm+1.5x6.3mm=444.15mme2 a2齿宽b=2m(0.5+、q+1)=2x6.3x(0.5+J10+1)x6.3mm=48.09mm2 、 八 b 4809齿宽角9=2arcsm-=(2arcsin )°=99.57°d 631 d 4347咽喉母圆半径r=a——o2-=241.05mm— mm =23.7mm02 2 2轮缘宽度b<0.75d=0.75x75.6mm=56.7mma1取9热平衡计算取油温 ℃，周围空气温度 ℃通风良好，取K=15W/(m2・℃)，传动总效率为，则散热面积为s人1000p(1—n)1000x4.36x(1—0.78)A= 24 = m2 2K(t—t) 15x(70—20)s 02.2螺杆副上作用力的计算螺杆副上作用力计算如下1、已知条件高速轴传递的转矩T=43370N-mm,转速n=960r/min,蜗杆分1 1度圆直径d=63mm,低速轴传递的转矩T=1139600N-mm,1 2蜗轮分度圆直径d=422.1mm。b1d-434.7mma2d-406.98mmf2d-444.15mme2b-48.09mm22

2、螺杆上的作用力(1)圆周力F=巴=2*43370n=137683N,其方向与力tid 63i作用点圆周速度方向相反(2)轴向力F=F="=2*1139600N=5399.67N,与蜗ait2d 422.12轮的转动方向相反(3)径向力F=Ftana=5399.67*tan20oN=1965.32Nri a1 n其方向由力的作用点指向轮1的转动中心3、蜗轮上的作用力蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等，方向相反2.3箱体内壁在蜗杆副轮廓线基础上绘出箱体的内壁，这里蜗轮外圆到内壁的距离由表4-1中公式A>1.28，下箱座壁厚18=0.04a+3=0.04x241.05+3=12.642mm，取8=15mm而A>1.28=1.2x15mm=18mm，取A=18mm，取蜗轮轮毂到内1壁的距离A=20mm。2F=1376.83Nt1F=5399.67Na1F=1965.32Nr1

第三章轴的设计计算轴的设计计算与轴上轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。3.1蜗杆轴的设计与计算1已知条件蜗杆轴传递的功率 2转速 ，传递转1 1距 Nm，蜗杆分度圆直径为 ，宽fl度 01、轴的材料和热处理因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查表，选用常用的材料5钢考虑到蜗杆、蜗轮有相对滑动，因此螺杆采用表面淬火处理。3初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故轴径可按下式求得，由表，可取 ，则3Pn 3；4.36d>c,।p=120k,।——mmnn 9960轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径％~5%,则d>19.9+19.9(0.03~0.05)=20.50~20.90mm取dmin4结构设计)、轴承部件的结构设计蜗杆的速度win 兀义63*960, 「「八，v= —= m/s=3.04m/s<10m/ss60*1000 60*1000减速器采用蜗轮在上螺杆在下结构。为方便蜗轮安装及调整，采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结构，蜗杆轴不长，故轴承采四端固定方式。可按轴上零件的安装顺序，从dmin处5钢表面淬火处理dmin

开始设计。)、轴段①的设计轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性销联轴器。查表，取K ，则计算转矩AT=KT=1.5x43370N・mm N,mme A1由表 查得 中的型联轴器符合要求：公称转矩为N-m,许用转速为 轴孔范围为30〜38mm结合伸出段直径，取联轴器毂孔直径 ，轴孔长度 ，型轴孔，型键，联轴器从动端代号为X84GB/T5014-2003，相应的轴段①的直径 ，其长1长略小于毂孔宽度，取 01)轴段②的直径考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为(0.07~0.1)d=(0.07~0.1)x35mm=2.45~3.5mm。轴1段②的轴径d=d+2x(2.1~3)mm=39.2~41mm,其最终由2 1密封圈确定，该处轴的圆周速度小于 ，可选用毡圈油封。由表 ，选取毡圈 则9=40mm。由于2轴段②轴段的长度2涉及的因素较多，稍后再确定。)轴段③和轴段⑦的设计轴段③和⑦安装轴承，考虑到螺杆受径向力、切向力和较大轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。轴段③安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为 2由表 查得轴承内径外径 ，宽度 ， ，内圈定位轴肩直径a 2外圈定位凸肩内径a ，故，螺杆轴承采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距3离箱体内壁距离A=8mm。通常一根轴上的两个轴承型号相同，311d=40mm23

则7 ，为了螺杆上轴承很好地润滑，通常油面高度应到达最低滚动体中心，在上油面高度高出轴承座孔底边,而螺杆浸油深度应为(0.75~1)h您(0.75~Dx13.86mm您10~14mm。1螺杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为(D-d)/22(85-75.6)/2mmx4.7mm,油面浸入螺杆约al个齿高，因此不需要甩油环润滑螺杆，则轴段③及轴段⑦的长度可取为 。7 3()轴段②的长度设计轴段②的长度L除与轴上零件2有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离A=15mm，这样可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。由前面的计算得知下箱座壁厚取5 2由中心距尺寸 ，可确定轴承旁连接螺栓直径、箱体凸缘连接螺栓直径、地脚螺栓直径,轴承端盖连接螺栓直径，由表 取螺栓x20。由表8-30可计算轴承端盖厚e=1.2xd=12mm,取端盖e=12mm。端盖与轴承座间的调整垫片厚度为A=3mm。为方t便不拆卸联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，并使轮毂外径与端盖螺栓的拆装不干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K=15mm。轴承座外伸凸台高A、=3mm,1 t测出轴承座长为L、=52mm,则有L=K+e+A+L—A—L2 1 t 3 3=(15+12+3+52-8-23)mm=51mm()轴段④和⑥的设计 该轴段直径可取轴承定位轴肩的直径，可取4 6 2轴段④和⑥的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与内壁距离为A 和螺杆宽1,及壁厚、凸台高、轴承座长等确定，即177 3L=56mm2

L=L=^~e2+A+B+A、-L+A-匕4 6 2 1 t 3 2416.43ys0“c110、( +15+12+3—52+8- )mm2 2圆整，取l=l=140mm4 6()螺杆轴段⑤的设计轴段⑤即为螺杆段长，,分度圆直径为 ，齿根圆直径5 1 f1()轴上力作用点间距 轴承反力的作用点距离轴承外圈大端面距离 ，则可得轴的支承点及受力点的距离为i60mm1 2 27 7 L 110mmll +■L 3 2 4 2 2A Xx 1 1、键连接联轴器与轴段①间采用型普通平键连接，由表 得键的型号为键x8GB/T1096-1990。6、轴的受力分析①、画轴的受力简图 轴的受力简图如图 所示。%FtILv1 F" %T Rah / \ Rbh一r图 受力简图②、支承反力在水平面上为L=L=140mm4 601l2l3

Fl 137683x199.65^ti3= N=688.42NAHBHl+1 199.65+199.652 3在垂直平面上为F1+Fd/21965.32x199.65+1965.32x63/2”-a^-1= NAV 1+1 199.65+199.652 3BV r1 AV轴承的总支承反力为=低2+R2=J688.422+1137.702N=1329.77NAYah AV轴承的总支承反力为RR2+R2=v'688.422+827.622N=1076.51NBYbH BV③、弯矩计算在水平面上，螺杆受力点截面为1 x199.65N•mm N•mm1Hah2在垂直平面上，螺杆受力点截面左侧为1 7199.5,mm 4,mm1V AV2螺杆受力点右侧为、 1 x199.5・mm N,mm1V BV3合成弯矩，螺杆受力点截面左侧为M'M2+M2=J137443.052+227141.82N-mm1“1H 1VN,mm螺杆受力点截面右侧为[M2+M、2=J137443.052+165234.32N-mm1右\1H 1VN•mm④、画弯矩图弯矩图如图、 和所示=688.42Nah=688.42NbhAVBVAB1HN■mm1VN•mm^1VN•mm1N■mm1右N■mm钢，调质处理

、校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面其抗弯截面系数为兀d3兀X47.883 一srr-c一—fi= mm3=1077612mm332 32抗扭截面系数为兀d3兀x403 一 一-3-= mm3=2155224mm3t16 16最大弯曲应力为M265488.21 〜o—1= MPa=24.64MPa1W10776.12 T 43370扭剪应力为t=—= MPa=2.01MPaW2155224T按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴转矩按脉动循环处理，故取折合系数 则当量应力为o=Jo2+4(at)2=J24.642+4x(0.6x2.01)2MPa=24.76MPae1 1 v由表 查得钢调质处理抗拉强度极限o 0B由表 用插值法查得轴的许用弯曲应力0] 。-1bo01强度足够。e -1b、校核键连接的强度带轮处键连接的挤压应力为4T 4x43370o=——「= MPapdhl35x10x(50-10)1取键、轴及联轴器的材料都为钢，由表 查得o]=125~150MPa,poo],强度足够。p p、校核轴承寿命①、计算当量动载荷由表 查 轴承得,C 5 N ，由表 查得滚动轴0承内部轴向力计算公式，则轴承、的内部轴向力分别为,抗弯强度足够键连接强度足够

uR 1329.77z“-TS=f= N=443.26N2Y2义1.5S=RB=1076,51N=358.84N2Y2义1.5外部轴向力 9各力方向如图所示2则两轴承的轴向力分别为F=S+Aal 2F=Sa2 2因为3=1688.61=1.27>e=0.4,则轴承的当量动载荷为R 1329.77AP=0.4R+YF=0.4X1329.77N+1.5X1688.61N=3064.82Nr1 A a1因为F2==5884=0.33<e=0.4，则轴承的当量动载荷为R 107651BP=R=1076.51Nr2 B②、轴承寿命因PP，故只需校核轴承，P。r1 r2 r1轴承在℃以下工作，由表 查得f=1。对于减速器，T由表 查得载荷系数f=1.2。由轴承的寿命为pT 106厅C、 106 /1x67800卅iL= ()3= ( )3h=1034407hh60nfP 60x9601.2x3064.821 p减速器预期寿命为L=20000hhL>L，故轴承寿命足够。h h3.2低速轴的设计计算低速轴的设计计算如下：1已知条件低速轴传递的功率2 4转速2 6传递转距2 N-mm0齿轮分度圆直径2 齿轮宽度2

2选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 选用常用的材料钢，调质处理。3初算轴径取 ，低速轴外伸段的直径可接下式求得3ip 3!3.42d>c'p=120< mmnn 228.66轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径％~5%,则d>59.04+59.04(0.03~0.05)=60.81~61.99mm圆整dmin4结构设计)、轴段①设计轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由表 ，取 ，A则计算转矩 X N-mm N-mmC A2由表 查得 中型联轴器符合要求：公称转矩为 N-m，许用转速 轴孔范围为40~63mm。结合伸出段直径，取联轴器毂孔直径为 轴孔长度 7型轴孔，型键，联轴器主动端代号 XGB/T5014-2003,相应的轴段①的直径 ，其长度略小1于毂孔宽度，取1轴段②轴径设计在确定轴段②的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为=.07~0.1)d=(0.07~0.1)x61mm=4.27~6.1mm。轴段②1的轴径d=d+2h=69.54~73.2mm,最终由密封圈确定。该2 1处轴的圆周速度小于 ，可选用毡圈油封。查表，选取毡圈 则6=70mm。2)轴段③和⑥的设计轴段③和⑥上安装轴承，考虑到蜗轮轴向力的存在，因此选用圆锥滚子轴承，轴段③和⑥直径应既钢，调质处理dmin

便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为 2经过轴承内径 外径 ，宽度 6内圈定位轴肩直径a 0外圈定位凸肩内径a 轴承反力作用点距轴承外圈大端面的距离 故 ，3通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则 。6 3)轴段④的设计轴段④上安装蜗轮，为便于蜗轮的安装，4必须略大于3,可初定4 蜗轮轮毂的宽度范围为( ) 取其轮毂宽度 0其右端4采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段④长度应比轮毂略短故取 。4)轴段③的长度设计取蜗轮轮毂到内壁距离A ，则2L=B+A+A+H—L=(26+18+12+105—100)mm=61mm3 3 2 4)轴段②的长度计算轴段②的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓同高速轴为 x20，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，为使轮毂外径不与端盖螺栓的拆装发生干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离取 ，下箱座壁厚同前5 2轴承旁连接螺栓同前，由表可查，部分面凸缘尺寸(扳手空间)c c 轴承座的厚度为1 2L=5+c+c+(5~8)=12mm+25mm+20mm+(5~8)mm1 2=(62~65)mm则取L ,轴承端盖凸缘厚同前 ；前端与轴承座间的调整垫片厚度同前A ,则tL=K+e+A+L—A—B=(15+12+3+64—12—26)mm=56mt2 1 t 3)轴段⑤的设计该轴段为蜗轮提供定位作用，定位轴肩的高度为=.07〜0.1)d=3.5~5mm，取 则 ，5 5齿轮端面距离箱体内壁距离为A=A+(b—b)/2=15mm+(110—55)/2