渦輪蝸桿裝配說明書.doc

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目 錄 設計裝料機的傳動裝置 1 第一章 傳動裝置總體設計 2 1.1 電動機的選擇 2 1.2 傳動比的計算及分配 3 1.3 傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算 3 第二章 傳動件的設計計算 4 2.1 蝸桿副的設計計算 4 2.2 螺桿副上作用力的計算 7 2.3 箱體內(nèi)壁 8 第三章 軸的設計計算 9 3.1 蝸桿軸的設計與計算 9 3.2 低速軸的設計計算 16 總 結 20 設計裝料機的傳動裝置 一 工作條件與技術要求： 1、 該傳動裝置用于熱處理車間裝料機的傳動系統(tǒng)中。 2、 裝料機工作定時停車，單向回轉，傳動裝置使用期限不低于20000小時。 3、 載荷穩(wěn)定，環(huán)境溫度≤40℃，輸送機允許速度誤差為4%。 4、 裝料機主軸功率p=3.25KW，裝料機主軸轉速V=9.0r/min 二 設計工作量： 1、減速器裝配圖一張（A0或A1） 2、裝配圖草圖一張 3、零件圖兩張（渦輪和渦桿） 4、設計說明書一份，主要內(nèi)容：輸入軸齒輪的設計計算，輸入軸的軸承選型計算，輸入軸的校核計算，輸出軸的軸承選型。 第一章 傳動裝置總體設計 1.1 電動機的選擇 1、 選擇電動機的類型：根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機。 2、選擇電動機功率： 查《減速器設計實例精解》表2-1，軸承效率=0.98，蝸輪蝸桿傳動效率=0.8，聯(lián)軸器效率=0.99，得電動機所需工作功率為 ≈4.40KW 由《減速器設計實例精解》表8-2，可選取電動機的額定功率=5.5KW 3、電動機的選擇 假定選擇電動機的型號為Y132M2-6，電動機額定功率=5.5KW，同步轉速n=1000r/min，滿載轉速n=960r/min。 由表2-2可知單級蝸輪蝸桿傳動比范圍為，現(xiàn)暫取，n= 由鏈的線速度 ，得輸送鏈鏈輪的分度圓直徑為 對鏈輪分度圓直徑進行取整D=100mm 則鏈的實際轉度為： r/min () 1.2 傳動比的計算及分配 傳動比的計算及分配如下： 總傳動比 滿足要求。 1.3 傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算 傳動裝置的運動、動力參數(shù)的計算如下： 1、 各軸轉速 =28.66r/min 2、 各軸功率 KW≈4.36KW KW≈3.42KW KW≈3.32KW 3、 各軸轉矩 第二章 傳動件的設計計算 2.1 蝸桿副的設計計算 蝸桿副的設計計算如下： 1、 選擇材料、熱處理方式和公差等級 考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度不太高有相對滑動速度，蝸桿選用45鋼，表面淬火處理，HRC=45~50。設相對滑動速度<6m/s，故蝸輪選用鑄鋁鐵青銅ZCuAl10Fe3，選用8級精度。 2、 確定蝸桿頭數(shù)和蝸桿齒數(shù) 由表10-5選取=2，則=i=33.52=67 3、 初步計算傳動的主要尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計，則有 ①、蝸輪傳遞轉矩T=1139600 ②、載荷系數(shù)。由表10-6查得工作情況系數(shù) =1.0；設蝸輪圓周速度<3m/s，取動載荷系數(shù)=1.0；因工作載荷平穩(wěn)，故取齒向載荷分布系數(shù)=1.0，則=1.01.01.0=1.0 ③、許用接觸應力。由表10-7查取基本許用接觸應力=180MPa，應力循環(huán)次數(shù)為 N=60anL=601.028.6620000=3.4410 故壽命系數(shù)為 ④、彈性系數(shù)=160，則模數(shù)m和螺桿分度圓直徑 =2495.38 由表10-8選取m=6.3mm，d=63mm,則 4、計算傳動尺寸 ①、蝸輪分度圓直徑為 ②、傳動中心距為 5、驗算蝸輪圓周速度、相對滑動速度及傳動總效率 ①、蝸輪圓周速度 與初選相符合 ，取=1.0合適。 ②、導程角 由tan=mz/d=6.32/63=0.2，得=11.31 ③、相對滑動速度 與初選值相符，選用材料合適 ④、傳動總效率 由查表10-9得當量摩擦角，則 原估計效率0.8與總效率相差較大，需要重新較大，需要重新計算 6、復核 =2433.00mm 7、驗算齒根抗彎強度驗算公式為 ①、K、T、m和、同前 ②、齒形系數(shù)。當量齒數(shù),由圖10-2查得=2.5 ③、螺旋角系數(shù) ④、許用彎應力 由表10-10查得=90MPa，壽命系數(shù)為 則抗彎強度為 =22.98MPa< 抗彎強度足夠 8、計算蝸桿傳動其他幾何尺寸 ①、蝸桿 齒頂高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 螺桿螺旋部分長度為 取=110mm 螺桿軸向齒距 螺桿螺旋線導程 ②、蝸輪 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 外圓直徑 齒寬 齒寬角 咽喉母圓半徑 輪緣寬度 取b=55mm 9、熱平衡計算 取油溫t=70℃，周圍空氣溫度t=20℃,通風良好，取℃），傳動總效率為0.78，則散熱面積為 =1.28m 2.2 螺桿副上作用力的計算 螺桿副上作用力計算如下 1、 已知條件 高速軸傳遞的轉矩T=43370，轉速n=960r/min,蝸桿分度圓直徑d=63mm，低速軸傳遞的轉矩T=1139600，蝸輪分度圓直徑d=422.1mm。 2、 螺桿上的作用力 （1）圓周力，其方向與力作用點圓周速度方向相反 （2）軸向力，與蝸輪的轉動方向相反 （3）徑向力 其方向由力的作用點指向輪1的轉動中心 3、 蝸輪上的作用力 蝸輪上的軸向力、圓周力、徑向力分別與蝸桿上相應的圓周力、軸向力、徑向力大小相等，方向相反 2.3 箱體內(nèi)壁 在蝸桿副輪廓線基礎上繪出箱體的內(nèi)壁，這里蝸輪外圓到內(nèi)壁的距離由表4-1中公式≥1.2，下箱座壁厚=0.04a+3=0.04241.05+3=12.642mm，取=15mm，而≥1.2=1.215mm=18mm，取=18mm，取蝸輪輪轂到內(nèi)壁的距離=20mm。 第三章 軸的設計計算 軸的設計計算與軸上輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算、與軸連接的半聯(lián)軸器的選擇同步進行。 3.1 蝸桿軸的設計與計算 1、 已知條件 蝸桿軸傳遞的功率P=3.25KW，轉速n=960r/min，傳遞轉距T=43.37，蝸桿分度圓直徑為63mm,d=47.88mm，寬度b=110mm。 2、 軸的材料和熱處理 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，查表8-26，選用常用的材料45鋼，考慮到蝸桿、蝸輪有相對滑動，因此螺桿采用表面淬火處理。 3、 初算軸徑 初步確定蝸桿軸外伸段直徑。因蝸桿軸外伸段上安裝聯(lián)軸器，故軸徑可按下式求得，由表9-8，可取C=120，則 =19.9mm 軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，應增大軸徑，則 取=22mm 4、 結構設計 1） 、軸承部件的結構設計 蝸桿的速度 減速器采用蝸輪在上螺桿在下結構。為方便蝸輪安裝及調整，采用沿蝸輪軸線的水平面剖分箱體結構，蝸桿軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從處開始設計。 2） 、軸段①的設計 軸段①上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器設計同步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性銷聯(lián)軸器。查表8-37，取=1.5，則計算轉矩 =65055 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉矩為1250，許用轉速為4750r/min,軸孔范圍為,結合伸出段直徑，取聯(lián)軸器轂孔直徑35mm，軸孔長度84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為LX3 3584GB/T5014-2003，相應的軸段①的直徑d=35mm，其長長略小于轂孔寬度，取L=80mm。 3） 軸段②的直徑 考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸，聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度為 h=。軸段②的軸徑，其最終由密封圈確定，該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封。由表8-27，選取氈圈40JB/ZQ 4606-1997,則。由于軸段②軸段的長度L涉及的因素較多，稍后再確定。 4） 軸段③和軸段⑦的設計 軸段③和⑦安裝軸承，考慮到螺桿受徑向力、切向力和較大軸向力，所以選用圓錐滾子軸承。軸段③安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。現(xiàn)暫取軸承為30209，由表9-9查得軸承內(nèi)徑d=45mm,外徑D=85mm，寬度B=23mm，T=20.75mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑d=52mm，外圈定位凸肩內(nèi)徑D=75mm,a=20.1mm，故d=45mm，螺桿軸承采用油潤滑，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距離箱體內(nèi)壁距離=8mm。通常一根軸上的兩個軸承型號相同，則d=45mm ，為了螺桿上軸承很好地潤滑，通常油面高度應到達最低滾動體中心，在上油面高度高出軸承座孔底邊15mm，而螺桿浸油深度應為 。 螺桿齒頂圓到軸承座孔底邊的距離為 ，油面浸入螺桿約0.75個齒高，因此不需要甩油環(huán)潤滑螺桿，則軸段③及軸段⑦的長度可取為L=L=B=23mm。 （5） 軸段②的長度設計 軸段②的長度L除與軸上零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。取軸承座與蝸輪外圓之間的距離=15mm，這樣可以確定出軸承座內(nèi)伸部分端面的位置和箱體內(nèi)壁位置。由前面的計算得知下箱座壁厚取=12mm，由中心距尺寸241.05mm>200mm，可確定軸承旁連接螺栓直徑M12、箱體凸緣連接螺栓直徑M10、地腳螺栓直徑M16，軸承端蓋連接螺栓直徑M8，由表8-29取螺栓GB/T5781 M820。由表8-30可計算軸承端蓋厚e=1.2=12mm，取e=12mm。端蓋與軸承座間的調整墊片厚度為=3mm。為方便不拆缷聯(lián)軸器的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺栓，并使輪轂外徑與端蓋螺栓的拆裝不干涉，故取聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為=15mm。軸承座外伸凸臺高 =3mm，測出軸承座長為L=52mm，則有 =（15+12+3+52-8-23）mm =51mm （6） 軸段④和⑥的設計 該軸段直徑可取軸承定位軸肩的直徑，可取d=d=52mm，軸段④和⑥的長度可由蝸輪外圓直徑、蝸輪齒頂外緣與內(nèi)壁距離為=15mm和螺桿寬b=110mm，及壁厚、凸臺高、軸承座長等確定，即 =（ =139.215mm 圓整，取 （7）螺桿軸段⑤的設計 軸段⑤即為螺桿段長，L=b=110mm，分度圓直徑為63mm，齒根圓直徑d=47.88mm （8）軸上力作用點間距 軸承反力的作用點距離軸承外圈大端面距離a=20.1mm，則可得軸的支承點及受力點的距離為 =+L+a=30mm+51mm+20.1mm=101.1mm ==T-a+L+=24.75mm-20.1mm+140mm+ =199.65mm B=2+b=217mm+80mm=114mm 5、鍵連接 聯(lián)軸器與軸段①間采用A型普通平鍵連接，由表8-31得鍵的型號為鍵108 GB/T 1096-1990。 6、軸的受力分析 ①、畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖3-1所示。 圖3-1 受力簡圖 ②、支承反力 在水平面上為 R= R 在垂直平面上為 R=- =1137.70N R=F-R=1965.32N-1137.70N=827.62N 軸承A的總支承反力為 R= 軸承B的總支承反力為 R= ③、彎矩計算 在水平面上，螺桿受力點截面為 M=R=688.42199.65=137443.05 在垂直平面上，螺桿受力點截面左側為 M=R=1137.70199.65=227141.8 螺桿受力點右側為 M=R=827.62199.65=165234.3 合成彎矩，螺桿受力點截面左側為 M= =265488.21 螺桿受力點截面右側為 M= =214925.49 ④、畫彎矩圖 彎矩圖如圖3-2、3-3和3-4所示 圖3-2 圖3-3 圖3-4 ⑤、轉矩和轉矩圖T=87940 轉矩圖如圖3-5所示 圖3-5 7、校核軸的強度 由彎矩圖可知，蝸桿受力點截面左側為危險截面 其抗彎截面系數(shù)為 W= 抗扭截面系數(shù)為 W= 最大彎曲應力為 = 扭剪應力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)a=0.6,則當量應力為 由表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限=650MPa，由表8-32用插值法查得軸的許用彎曲應力=60MPa。 <，強度足夠。 8、校核鍵連接的強度 帶輪處鍵連接的擠壓應力為 =12.39MPa 取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，由表8-33查得， <，強度足夠。 9、校核軸承壽命 ①、計算當量動載荷 由表9-9查30209軸承得C=67800N，=83500N，e=0.4，Y=1.5，由表9-10查得滾動軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為 外部軸向力A=1329.77N，各力方向如圖所示 S+A=358.84N+1329.77N=1688.61N>443.26N 則兩軸承的軸向力分別為 =1688.61N =358.84N 因為，則軸承2的當量動載荷為 因為，則軸承2的當量動載荷為 ②、軸承壽命 因>，故只需校核軸承1，P=。軸承在100℃以下工作，由表8-34查得。對于減速器，由表8-35查得載荷系數(shù)。由軸承1的壽命為 減速器預期壽命為 ，故軸承壽命足夠。 3.2 低速軸的設計計算 低速軸的設計計算如下： 1、已知條件 低速軸傳遞的功率P=3.42KW，轉速n=28.66r/min，傳遞轉距T=1139600，齒輪2分度圓直徑d=422.1mm,齒輪寬度b=55mm 2、選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調質處理。 3、初算軸徑 取C=120，低速軸外伸段的直徑可接下式求得 =59.04mm 軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，應增大軸徑，則 圓整=61mm 4、結構設計 1）、軸段①設計 軸段①上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇設計同步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。由表8-37，取K=1.5， 則計算轉矩T=KT=1.51139600=1709400 由表8-38查得GB/T5014-2003中LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉矩為2500，許用轉速3870r/min,軸孔范圍為。結合伸出段直徑，取聯(lián)軸器轂孔直徑為61mm,軸孔長度107mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號LX4 61107 GB/T 5014-2003，相應的軸段①的直徑d=61mm，其長度略小于轂孔寬度，取L=100mm 2)軸段②軸徑設計 在確定軸段②的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸，聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度為h=。軸段②的軸徑，最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封。查表8-27，選取氈圈70ZQ 4606-1997,則。 3）軸段③和⑥的設計 軸段③和⑥上安裝軸承，考慮到蝸輪軸向力的存在，因此選用圓錐滾子軸承，軸段③和⑥直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為30216，經(jīng)過軸承內(nèi)徑d=80mm,外徑D=140mm，寬度B=26mm，T=28.25mm,內(nèi)圈定位軸肩直徑d=90mm，外圈定位凸肩內(nèi)徑D=125mm,軸承反力作用點距軸承外圈大端面的距離a=28.1mm,故d=80mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d=d=80mm。 4）軸段④的設計 軸段④上安裝蝸輪，為便于蝸輪的安裝，d必須略大于d，可初定d=85mm,蝸輪2輪轂的寬度范圍為（1.2-1.5）d=102-127.5mm,取其輪轂寬度H=105mm，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段④長度應比輪轂略短,故取L=100mm。 5）軸段?的長度設計 取蝸輪輪轂到內(nèi)壁距離=18mm，則 6） 軸段②的長度計算 軸段②的長度除與軸上零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承端蓋連接螺栓同高速軸為GB/T5781 M820，其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑，為使輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆裝發(fā)生干涉，故取聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離取K=15mm，下箱座壁厚同前=12mm，軸承旁連接螺栓同前M12，由表4-1可查，部分面凸緣尺寸（扳手空間）=25mm,=20mm,軸承座的厚度為 則取=64mm，軸承端蓋凸緣厚同前e=12mm；前端與軸承座間的調整墊片厚度同前=3mm，則 7）軸段⑤的設計 該軸段為蝸輪提供定位作用，定位軸肩的高度為h=，取h=5mm,則d=95mm，齒輪端面距離箱體內(nèi)壁距離為 ,取軸段⑤的長度為 8）軸段⑥長度設計 為保證擋油環(huán)、軸承相對蝸輪中心線對稱，則 圓整，取L=46mm 9）軸上力作用點間距離 軸的支點及受力點間的距離為 =（30+56+61+100-105-18-12-28.25+28.1)mm =111.85mm =82.65mm 5、鍵連接 聯(lián)軸器與軸段①及蝸輪與軸段④間采用A型普通平鍵連接，查表8-31可得其型號分別為鍵1811 GB/T 1096-1990和鍵2214 GB/T 1096-1990 =3.25KW =5.5KW n=960r/min D=100mm =28.66r/min i=33.5r/min =960r/min =960r/min =28.66r/min =28.66r/min =4.36KW =3.42KW =3.32KW =43.77 =43.37 =1139.6 =1106.3 蝸桿選用45鋼，表面淬火處理 蝸輪ZCuAl10Fe3金屬模鑄造8級精度 =2 =67 m=6.3mm d=63mm mm =1.0 選用材料合適 原設計合理 抗彎強度足夠 =110mm b=55mm A=1.28m 45鋼，表面淬火處理 =22mm d=35mm L=80mm d=45mm d=45mm L=L=B=23mm 56mm =101.1mm =199.65mm =199.65mm R R R=1137.70N R=827.62N R=1329.77N R=1076.51N M=137443.05 M=227141.8 M=165234.3 M=26548.21 M=214925.49 45鋼，調質處理 =26mm 抗彎強度足夠 鍵連接強度足夠 45鋼，調質處理 =61mm d=61mm L=100mm d=d=80mm d=85mm L=100mm。 總 結 我們這次機械設計課程設計是做一級圓柱齒輪減速器。在兩個星期的設計過程中，讓我明白一個簡單機械設計的過程，知道一個設計所必須要準備些什么，要怎樣去安排工作，并學習機械設計的一般方法，掌握機械設計的一般規(guī)律；也通過課程設計實踐，培養(yǎng)了我綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論與生產(chǎn)實際知識來分析和解決機械設計問題的能力；學會怎樣去進行機械設計計算、繪圖、查閱資料和手冊、運用標準和規(guī)范。還有就是激發(fā)了我的學習興趣，能起到一種激勵奮斗的作用，讓我更加對課堂所學內(nèi)容的更加理解和掌握。 這次機械課程設計中，我遇到了很多問題，但同學討論和老師 指導起到了很大的作用，這就是團隊的精神。自己在設計中所遇到的困難，讓我明白要做好一個機械設計是一件不容易的事，必須有豐富的知識面和實踐經(jīng)驗，還必須有一個好的導師。設計讓我感到學習設計的緊張，能看到同學間的奮斗努力，能讓大家很好地回顧以前所學習的理論知識，也明白只有在學習理論基礎上才能做設計，讓我以后更加注重理論的學習并回到實踐中去。還這次自己沒有很好地把握設計時間的分配，前面?zhèn)鲃臃桨冈O計和傳動件設計時間太長，而在裝配草圖設計、裝配工作圖設計時間太緊，還有就是在裝配草圖設計中遇到一些尺寸不是很確定，而減慢了AutoCAD工程制圖的速度，這也很好讓我們更加掌握AutoCAD工程制圖的操作。這是自己設計思維不太嚴謹，沒有很好地熟悉一些理論知識，沒有過此類設計的經(jīng)驗；在設計過程中自己也做了一些重復的計數(shù)，很多往往是一個參數(shù)所取不正確或沒有太在意一些計數(shù)，而在尺寸計算校核才發(fā)現(xiàn)問題，而白白花了重復工作的時間，但也能讓我更加深刻一些設計的過程，積累了一些設計的經(jīng)驗。 這次機械設計課程設計是我們一次進行的較長時間、較系統(tǒng)、 較全面的工程設計能力訓練，很好地提高了我們實踐能力和運用綜合能力的水平。我們可以通過設計，明白到學習的內(nèi)容的目的，更加明確大學學習的目標方向，能激起學生學習激情，也讓我們有學習的成就感，希望以后有更多合適實訓教學安排。