一级涡轮蜗杆减速器设计说明书

设计计算及说明结果1总体传动方案的选择与分析该传动方案在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆减速器传动装置传动，如下图所示：1电动机2联轴器3减速器4联轴器5卷筒设计计算及说明结果2.运动学与动力学计算2.1电动机的选择2.1.1电动机类型的选择按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380Ｖ，型号选择Y系列三相异步电动机。2.1.2电动机的容量电动机输出功率：awPdPkw工作机所需的功率：aaTdP9550kw由电动机至工作机之间的总效率：433221a其中1234分别为蜗杆，联轴器，轴承和卷筒的传动效率。查表可知1=0.725（蜗杆）2=0.99（联轴器）3=0.98（滚子轴承）4=0.96所以：66.096.098.099.0725.022a工作机输入功率kwPaTw66.3955050*7009550所以电动机所需工作效率为：kwPPwd66.066.3amax2.1.3电动机的转速工作机的转速n=50r/min所以电动机转速的可选范围为：min/2000~50050)40~10(.rinnd根据《机械设计手册》中查的蜗杆的传动比在一般的动力传动中在这个范围内的电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min.两种传动比方案如下表：方案型号额定功率同步转速满载转速质量1Y160M-67.510009701192Y13M-47.51500144081a=0.66wP=3.66kwdP=5.55kw设计计算及说明结果由上表可知同步转速高的电动机质量低，但综合考虑有表中数据可知两个方案均可行，但方案1的总传动比较小，传动装置结构尺寸较小，并且节约能量。因此选择方案1，选定电动机的型号为Y160M-6。2.2传动比分配各级传动比分配：由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。4.1950970nniwm2.3计算传动装置的运动和动力参数2.3.1蜗杆蜗轮的转速：蜗杆转速和电动机的额定转速相同,n杆=970r/min蜗轮转速：min/504.19970rn滚筒的转速和蜗轮的转速相同，n滚=50r/min2.3.2功率蜗杆的功率：p=5.55*0.99=5.49kW蜗轮的功率：p=5.49*0.725*0.98=3.90kW滚筒的功率：p=3.90*0.99*0.98*0.96=3.63kW2.3.3各轴转矩电动机型号：Y160M-6。i=19.4n杆=970r/minn=50r/minn滚=50r/minP杆=5.49kWP蜗=3.90kWp筒=3.63kW设计计算及说明结果mNnpTmmd.64.5497055.59550*9550mNiTTd.09.5499.0*1*64.540111211254.09*19.4*0.99*0.98*0.725744.90.TTiNm32323744.90*1*0.99*0.98*0.96693.79.TTiNm参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速r/min9709705050功率P/kw5.555.493.903.63转矩N.m54.6454.09744.90693.79传动比i19.4效率0.990.710.933.传动零件的设计计算3.1蜗轮蜗杆设计计算3.1.1选择蜗杆的传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开式蜗杆(ZI)3.1.2选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45~55HRC，蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造.3.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动设计准则，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。公式如下：22212)][480(KTZHdmdTmN.64.541T54.09.Nm2T=744.90N.m3T693.79Nm.蜗杆45号钢蜗轮ZCuSn10P1(1)确定作用在蜗轮转矩2T,按1Z=2，估取效率为=0.75，mmNnPT.7449005090.31055.91055.962262(2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,取载荷分布不均系数=1;表11—5《机械设计》选取使用系数15.1AK由于转速不高,冲击不大,可取动载系数05.1v;K=KAKBKV=1.15×1×1.05≈1.21(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=16021a（4）确定蜗轮齿数2Z2Z=1Zi=220=40(5)确定许用接触应力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《机械设计》表11—7查得蜗轮的基本许用应力=268a。应力循环次数N=60j2nhL=60150(83655)=4.38710寿命系数：KHN=(107/43800000)1/8=0.8314则[бH]=KHN×[бH]`=0.8314×268Mpa=222.8Mpa(6)321247.275074490021.1)8.22239480(mmdm因为1Z=2，故从表11-2中m=8mm，分度圆直径d1=80mm3.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)中心距a=(1d+2d)/2=(80+840)/2=200mm(2)蜗杆2T=744900N.mmK=1.21=16021a2Z=40=268aN=4.38710KHN=0.8314[бH]=222.8Mpam=8mmd1=80mma=200mm设计计算及说明结果轴向齿距pa=25.133mm，直径系数q=10，齿顶圆直径da1=96mm;齿根圆直径df1=60.8mm，分度圆导程角γ=11°18´36；蜗杆轴向齿厚Sa=12.5664mm(3)蜗轮传动比i取20蜗轮分度圆直径：d2=mZ2=8×40=320mm蜗轮喉圆直径：da2=d2+2ha2=320+2×[8×(1-0.5)]=336mm蜗轮齿根圆直径：df2=d2-2hf2=320-2×8×1.2=300.8mm蜗轮咽喉母圆半径：rg2=a-1/2da2=200-1/2*336=32mm3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度FFaFYYmddKT221253.1当量齿数22334042.42coscos11.31v根据242.42v从图11—17中可查得齿形系数22.38FaY螺旋角系数11.31110.9192140140Y可知许用弯曲应力FNFFK从《机械设计》表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa。寿命系数6699710100.6574.3810FNKN560.65736.792FMPa1.531.217449002.380.919214.731803208FMPa可见弯曲强度是满足的。3.1.6验算效率v～　tantan96.095.0pa=25.133mmq=10da1=96mmdf1=60.8mmγ=11°18´36Sa=12.5664mmd2=320mmda2=336mmdf2=300.8mmrg2=32mm2v42.4222.38FaYFNK0.657F36.792mpaF14.731MPa已知=11.31;vvfarctan;vf与相对滑动速度sV有关。11809704.144/601000cos601000cos11.31sdnVms从《机械设计》表11—18中用插值法查得vf=0.0235,'1.2195v代入式中得=0.831,大于原估计值,因此不用重算。3.1.7精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T10089—1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度,侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089—1988。然后《机械设计课程设计》查得蜗杆的齿厚公差为1s=71μm,蜗轮的齿厚公差为2s=130μm;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6μm,蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μm和3.2μm。3.1.8热平衡核算初步估计散热面积：1.751.752000.330.331.10100100aS取at(周围空气的温度)为20c。22(8.15~17.45)/(),17/()1000(1)10005.49(10.831)20S171.1069.6285dadwmcwmcpttcc所以S=1.10合格4.轴的设计计算4.1蜗杆轴的设计4.1.1作用在齿轮上的力齿轮分度圆的直径为1d80mm圆周力：1t12T54090F21352.25Nd80轴向力：2att222T744900FF24655.63Nd320径向力：Fr1=2tF·tanα=4655.63×tan200=1694.51NsV4.144/msS=1.10at（周围）=20cat工=69.62catF4655.63NFr1=1694.51NtF1352.25NFat1352.25N设计计算及说明结果蜗轮上的轴向力、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。4.1.2蜗杆轴的设计计算选用45调质，硬度217~255HBS，并查表15-3，取A0=120d≥335.4912021.39970pAmmn考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=21.39×(1+5%)mm=22.46mm轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴器，由转速和转矩得Tc=KT1=1.5×54090=81135N•mm查表GB/T5014-2003弹性柱销联轴器选用LX4，标准孔径d=50mm，即轴伸直径为38mm,半联轴器的长度L=84mm。初选圆锥滚子轴承30212（GB/T297-1994）各段轴的长度及直径：d≥21.39mmTc=81135N•mm211233446677508255456033659765976033ldmmlmmdmmmmdmmlmmdmmlmmdmmlmmdmmlmm设计计算及说明结果4.1.3轴的校核计算12353179179lmmlmmlmm求轴上的载荷水平：13NH132NH21NH1F=676NFF676ttFlllFN垂直：1311NV132NV21NV1/2F=1367NFF-F327NrarFlFdll水平弯矩：HNH23M121004mmFlN垂直弯矩：V1V12V2V23M=246304NmmM=58533NmmFlFl总弯矩:22112222MMM274422.4NmmMMM134417.6NmmHVHV弯矩图如下：NH1NH2F676NF676NNV1NV2F1367NF327NHM121004NmmV1M246304NmmV2M58533mmN1M27422.4.Nmm2M134417.6.Nmm设计计算及说明结果从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面.现将计算出危险截面处的力矩值列于下表（1）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的强根据式15-5及上表中的数值,并取α=0.6，轴的计算应力σ=[M2+(αT)2]1/2/W=8.06mpa前面以选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得MPa601.σ≤[σ-1]，故安全.（2）精确校核轴的疲劳强度1)危险截面的左侧抗弯截面系数W1=0.1d3=0.1×65