蜗轮蜗杆减速器说明书.doc

机械设计课程设计设计题目：单级蜗杆减速器专业班级：机械0702学生姓名：熊明春学生学号：20075438指导老师：岳大鑫设计时间：2010.7.8目录l 设计任务书-3l 总体方案设计-41. 传动方案拟定-42. 电动机的选择-43. 传动系统的运动和动力参数-5l 传动零件的设计计算1 蜗轮蜗杆初选-72 联轴器的选择计算-103 滚动轴承的选择和寿命计算-114 轴的设计计算和校核-15l 减速器箱体及附件的设计1. 箱体设计-202. 键的选择及校核-213. 螺栓的选择-224. 润滑和密封形式的选择，润滑油和润滑脂的选择-235. 设计小结-25l 参考资料1参考资料-25l 设计任务书1. 设计题目：带式运输机传动装置的设计2.带式运输机工作原理及传动方案如图：3.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，有粉尘，环境最高温度35度。2）使用折旧期：8年3）检修期间隔：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，电压380/220V5）运输带速度允许误差：6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。4.设计参数：运输带工作拉力F=4800N运输带工作速度v=1.25m/s卷筒直径D=500mml 传动装置的总体设计 一、电动机的选择：根据生产设计要求，该减速器卷筒直径D=500mm。运输带的有效拉力F=4800N，带速V=1.25m/s，载荷平稳，常温下连续工作，电源为三相交流电，电压为380V。（1） 电动机类型：按照工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。（2） 电动机容量：电动机所需工作功率计算式为（其中：为电动机功率，为负载功率，为总效率。）有 =Fv/1000kw由电动机至运输带的传动总效率为：=式中： , , 分别为联轴器，蜗杆齿轮传动，轴承，卷筒的传动效率。取 =0.99，=0.76， =0.98，=0.96所以=0.990.760.980.96=0.67所以P=8.96kw(3)确定电机的转速：卷筒轴工作转速： n =47.75r/min按表1推荐的传动比合理范围，取减速器的总传动比合理范围为i=1040,则电动机转速的可选范围为n=in=（1040）47.75=477.51910r/min符合这一范围的同步转速有750，1000，1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如下表：序号电动机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩质量额定转矩额定转矩1Y180L-8117301.721842Y160L-611970221473Y160M-61114602.22.3123综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格等等，我选择第二种方案，电动机型号为Y160L-6.二、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、减速器的总传动比为：=20.312.分配传动装置的传动比：由于单级蜗杆减速器的传动装置只有蜗杆传动，联轴器传动比，所以可得减速器的传动比为i=i=20.313. 计算各轴的动力和动力参数(1)各轴的转速：I轴：n=970r/min轴：卷筒轴：（2） 各轴输入功率： I轴： 轴： 卷筒轴：（3） 各轴输入转矩：电动机的输出转矩： I轴：轴： 卷筒轴：运动动力参数计算结果整理于下表：轴名功率P/kW转矩T/Nm转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴8.9688.2197010.99I轴8.878.6989.1187.3397020.310.74II轴6606.471348.021321.0647.7610.97卷筒轴6.416.281294.511268.6247.76 三、传动零件的设计计算1.选择蜗杆副材料：初估蜗杆副的相对滑动速度：v=5.210n=5.210970=5.53m/s由于减速器的为闭式传动，蜗杆采用材料45钢经表面淬火，齿面硬度大于45HRC。蜗轮采用材料铸锡青铜ZCuSn10Pb1,砂型铸造。由P159可得材料弹性系数Z=147.查P160表7.7,基本许用接触应力=180MPa L=830016=38400hN=60jnL=60147.7638400=110039040K=0.7409=K=1800.7409=133.376 MPa查p159表7.7得蜗杆传动的接触系数Z=2.7蜗轮转矩T=1321.06N*MK=KKK,由p159可得K=1，K=1，K=1.1，得K=1.1所以由p159式7.8可得以接触疲劳强度为条件的蜗杆传动设计公式：a(mm)=234.8mm2.蜗轮齿面接触疲劳强度计算=1642.7=42.7 MPa=133.376 MPa所以接触疲劳强度满足。3.蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算 蜗轮齿根弯曲应力：=蜗轮齿形系数，由蜗轮当量齿数=44.07及蜗轮的变位系数=0从图7.8中查得为2.38螺旋角影响系数，=1-=0.8957则=1.53*1.1*1321.06*1000*2.38*0.8957/(90*410*10*0.976)= 7.82MPaK=0.593而许用弯曲应力=40*0.593=23.72MPa F(轴承2为压紧端)，所以F=7133N，F=782N4） 计算当量动载荷因为=3.04e=0.37由机械设计课程设计手册得P=0.4F+YF=0.42345+1.77133=13064N C=152KN5） 计算轴承实际寿命温度系数 由机械设计表8.3得f=1.00负荷系数 由机械设计表8.6得f=1.5寿命指数 滚子轴承 轴承实际寿命L=15873h轴承的预期寿命 L =236016=11520h由于L L,所以选定轴承30311满足要求。4. 蜗杆轴的径向尺寸的确定 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d。为了是所选的轴的直径d与联轴器的孔径相适应，所以根据上面查表所得LX3联轴器GB/T 5014-2003，可知半联轴器的孔径d=40mm，所以取蜗轮轴的直径d=40mm，半联轴器轴孔长度为L=84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=82mm。于是第二段轴d起固定作用，定位轴肩高度a=（0.070.1）d+12mm，故d=d+2a47.6mm. 取直径d=48mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。d与轴承的内径相配合，为便于轴承的安装，取d=55mm，由机械设计课程设计手册表6-7选定轴承号为30311，其尺寸为d=55。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。计算左端的轴肩高度为0.1d=6mm，所以左端轴肩的直径d=62mm。所以d与蜗轮相配合，取蜗杆的齿根圆直径d=d=66mmd=d=55mm5. 蜗杆轴的轴向尺寸的确定 因为半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故d段长度应比L略短一些，现取联轴段取L=82mm。取端盖的外端与半联轴器的右端面距离为30mm，然后轴承端盖的总宽度取为20mm，所以L=50mm。因为圆锥滚子轴承的宽度查表为T=31.5mm。所以L=31.5mm。轴肩段取L=12mm，蜗杆齿宽根据机械设计p157表7.4得b=135mm，取b=180mm。齿宽到左右轴肩的距离取为92.5mm，则L=365mm，右轴肩L=12mm，右圆锥滚子轴承的宽度L=31.5mm。 故总长为583mm6. 蜗轮轴径向尺寸的确定 联轴段d=65mm 轴承左端用端盖固定，取d=75mm 左端与轴承内径配合，为便于轴承的安装，取d=80mm，选定轴承型号为30216.d与蜗轮孔径相配合，取蜗轮的内径为d=85mm，按标准直径系列取d=85mm。轴肩段d起固定作用，取d=97mm d段固定轴承，取d=88mm d与轴承内孔配合，取d=d=80mm7. 蜗轮轴轴向尺寸的确定 联轴段l=140mm 固定联轴器段l取50mm l段等于轴承宽度+套筒长度，取l=28.75+24=52.75mm l段等于蜗轮齿宽，取l=80mm 右轴肩段l=14mm l取39mm l=轴承宽度28.75mm故轴的总长为： 344 mm8. 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。由机械设计课程设计手册查表4-1得，平键截面bh=128，长为90mm。半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的配合是通过过度配合来保证的。9. 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径一般取R210. 计算轴上的载荷 根据轴的结构做出轴的计算简图：11. 轴的强度校核1）轴的受力分析图 （1）蜗杆轴：F=1941N=蜗轮轴：F=6444N=-F F= Ftan=64440.37=2345N=-F 蜗轮分度圆直径d=410mm（2）求出支反力 R=3830N R=2614N R=3896N R=-1551N（3）根据所画简图，分别求出水平面和垂直面内各力产生的弯矩：M=247035NM=251292 NM=-146613 N（4）按计算结果分别作出水平面上的弯矩图M和垂直面上的弯矩图M，然后按下式计算总弯矩并做出M图。M=M=352383 NM=287265 N（5）作出扭矩图T=9550000=9550000=1293729 N（6）作出计算弯矩图M=（取0.6） 取较大值M=852477 N（7）校核轴的强度W=41194（查键规格得b=22，d=85，t=9） =20.69因为轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由机械设计表11.1和表11.4查得，=60MPa。所以得=20.69=60MPa,故安全。（8）判断危险截面 截面A，B，截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩过度配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这几个截面均不需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面C，D处过盈配合所引起的应力集中最重要，从受载情况来看，截面C上的合成弯矩M最大。截面E的应力集中的影响和截面D相近，但截面E不受扭矩作用，同时轴径也较大，所以不必做强度校核。截面C上合成弯矩M虽然大，但应力集中不大（过盈配合及键槽的应力集中均在两端）,而且这里的轴径最大，故截面C也不必校核了。因此最危险的截面应该在D上，所以对截面D进行精确校核即可： D截面弯矩：M=93835 NM=95452 ND截面的合成弯矩：M=133851 ND截面的当量弯矩： M=1300634 N（=1） =31.57=60MPa,故安全。11.同理，校核蜗杆轴： 求出支反力 R=970N R=970N R=1887N R=458N M=122220NM=292698 NM=2772 NM=M=317190 NM=122251 NT=9550000=9550000=87328 NM=321488 N（取0.6）因为蜗杆轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由机械设计表11.1和表11.4查得，=60MPa。所以得=7.8=60MPa,故安全。l 箱体的设计计算（1） 箱体的构形式和材料（2） 采用上置剖分式蜗杆减速器（由于 铸造箱体，材料HT150。1. 铸铁减速器机体结构尺寸:2.设计内容计 算 公 式计算结果箱座壁厚度=0.04250+3=13mma为蜗轮蜗杆中心距取=13mm箱盖壁厚度1=0.8513=11.05mm取1=11mm机座凸缘厚度bb=1.5=1.513=19.5mmb=20mm机盖凸缘厚度b1b1=1.51=1.511.05=10.5mmb1=10mm机盖凸缘厚度bb=2.5=2.513=32.5mmb=32mm地脚螺钉直径dd=24mm地脚螺钉数目n取n=4个取n=4底脚凸缘尺寸（扳手空间）L1=34mmL1=34mmL2=28mmL2=28mm轴承旁连接螺栓直径d1d1= 0.75=15.75mmd1=16mm到外机壁的距离C1=22mmC1=22mmC2=20mmC2=20mm机盖与机座连接螺栓直径d2d2 =(0.50.6)d=11mmd2=12mm联接螺栓d的间距l=160mml=160mm轴承端盖螺钉直径dd=（0.40.5）d=9.45d=10mm到外机壁的距离C1=18mmC1=18mmC2=16mmC2=16mm窥视孔盖螺钉直径dd=（0.30.4）d=7.35d=8mm圆锥定位销直径d5d5= 0.8 d2=9.6d5=10mm轴承旁凸台半径RR=C2=16mmR1=16mm轴承旁凸台高度h由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。取50mm轴承端盖外径D2D2=轴承孔直径+(55.5) d3取D2=105mm箱体外壁至轴承座端面距离= C1+ C2+(810)=44mm=45mm轴承旁连接螺栓的距离S以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2S=105mm蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离=15.6mm取=16mm蜗轮端面与箱体内壁之间的距离=13mm取=13mm机盖、机座肋厚m1,mm1=0.851=9.39mm, m=0.85=11.05mmm1=10mm, m=11mm2、键链接设计计算 （1）蜗杆连接键 键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计手册表4-1可查的应选用GB/T 1096 键1280转矩87.33 Nm键长接触长度许用挤压应力的查机械设计表3.1键联接许用压力=16.05由于所以满足设计要求 （2）蜗轮键的选择与校核键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计手册表4-1可查的d=85mm应选用GB/T 1096 键221470转矩1321.06Nm键长L=70mm接触长度=70-22=48=48mm许用挤压应力的查机械设计表3.1键联接的许用压力由于是两个键，按1.5个键计算/1.5=61.44Mpa由于所以满足设计要求 （3）涡轮轴键的选择与校核键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计手册4-1可查的d=63mm应选用GB/T 1096 键1811125转矩956.98Nm键长L=125mm接触长度=125-18=107mm=107mm许用挤压应力的查机械设计表3.1键联接的许用压力由于是两个键，按1.5个键计算/1.5=34.41MPa由于所以满足设计要求3、螺栓等相关标准的选择本部分含螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下：6） 螺栓，螺母，螺钉的选择 考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用 螺栓GB/T 5782 M10*35 数量为6个 5783 M12*60 数量为6个 5783 M16*60 数量为6个螺母GB/T 6170 M10 数量为6个 M10 数量为6个 M10 数量为6个 螺钉GB/T 5782 M6*20 数量为2个 M8*25 数量为6个 M6*16 数量为6个 （2）销，垫圈垫片的选择选用销GBGB117-86，B8*30 数量为2个选用垫圈GB93-87 数量为8个选用止动垫片 1个选用石棉橡胶垫片 2个选用08F调整垫片 4个有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装备图 4、减速器结构与润滑的概要说明在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。一 本课题设计的减速器，其基本结构设计是在参照装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联接零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由1箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线，箱盖和箱座用螺栓联成一体，采用圆锥销用于精确定位以确保核箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置，起盖螺钉便于揭开箱盖，箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加注润滑油，窥视孔平时被封住，通气孔用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破缝隙的封面而致使漏油，副标尺用于检查箱内油面的高低，为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放油螺塞，吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速器 的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩，减速器用地脚螺栓固定在机架或地基上。 （2）减速器的箱体的结构 该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式，具体结构相见装配图（3）减速器的润滑与密封 蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cst(),轴承部分采用润滑油，润滑脂的牌号ZL-22） 该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气孔，油标，吊环，螺钉，吊耳