单级蜗杆减速器设计说明书解读

机械设计课程设计说明书参数选择：总传动比：I=20Z1=2Z2=40卷筒直径：D=530mm运输带有效拉力：F=3500N运输带速度：V=0.8m/s一、传动装置总体设计：根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——连轴器——减速器——连轴器——带式运输机。根据生产设计要求该蜗杆减速器采用蜗杆下置式，采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。二、电动机的选择：可考虑采用Y系列三相异步电动机。三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。一般电动机的额定电压为380V根据生产设计要求，该减速器卷筒直径D=530mm。运输带的有效拉力F=3500N，带速V=0.8m/s，载荷平稳，常温下连续工作，工作环境多尘，电源为三相交流电，电压为380V。1、按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为380V，Y系列2、传动滚筒所需功率3、传动装置效率：（根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社第34页表3-4得各级效率如下）其中：蜗杆传动效率η1=0.70滚动轴承效率（一对）η2=0.98联轴器效率ηc=0.99传动滚筒效率ηcy=0.96kwFVpw8.210008.035001000所以：η=η1••η22•ηc2•ηcy=0.7×0.982×0.992×0.96=0.633电动机所需功率：Pr=Pw/η=2.8/0.633=4.4KW传动滚筒工作转速：nw＝60×1000×v/(×D)＝28.8r/min根据容量和转速，根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社第209页表9-39可查得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表:方案电动机型号额定功率Pedkw电动机转速r/min额定转矩同步转速满载转速1Y132S1-25.5300029002.02Y132S-45.5150014402.23Y132M2-65.510009602.04Y160M-85.57507202.0综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第3方案比较适合。因此选定电动机机型号为Y132M2-6其主要性能查表9-40得相关数值如下表：四、运动参数计算：4.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩P0=Ped=5.5kwn0=960r/min中心高H外形尺寸L×（AC/2＋AD）×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴身尺寸D×E装键部位尺寸F×G×D132515×（270/2＋210）×315216×1781238×8010×33×38T0=9.55P0/n0=54.7N.m4.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩P1=P0·η01=5.5×0.99×0.99×0.7×0.992=3.7kwnⅠ=10oin=20960=48r/minT1=955011nP=9550×487.3N·m=736.15N·m4.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P2=P1·ηc·ηcy=3.7×0.99×0.99=3.63kwn2=121in=248=24r/minT2=955022nP=9550×2463.3=1444N·m运动和动力参数计算结果整理于下表4-1：表4-1类型功率P（kw）转速n（r/min）转矩T（N·m）蜗杆轴5.596054.7蜗轮轴3.748736.15传动滚筒轴3.63241444五、蜗轮蜗杆的结构设计：参考《机械设计第八版》濮良贵、纪名刚主编高等教育出版社第269-272页1.选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆。2.选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，故蜗杆选用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。轮芯用HT100制造。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。由式（11-12），传动中心距322)(HPEZZKTa（1）确定作用在涡轮上的转矩T2=736150N·mm（2）确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kβ=1；由表11-5选取使用系数KA=1.15；取动载荷系数Kv=1.05；则K=KAKβKV=1.15*1*1.05=1.21（3）确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故21160MPaZE（4）确定接触系数Zp先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值35.01ad，从图11-18中可查的Zp=2.9。（5）确定许用接触应力[σH]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45HBC，可从参考文献《机械设计》第八版，濮良贵纪名刚主编，第271页表11-7中查得蜗轮的基本许用应力[H]＇=268MPa应力循环次数N=60jn2Lh=60×48×12×300×6=6.22×107寿命系数KHN=8771022.610=0.7957则[H]=KHN·[H]＇=0.7957×268MPa=213MPa⑹计算中心距mmmma69.161)2139.2160(73615021.132取中心距a=200mm,因i=21,故从表11-2中取模数m=8mm，蜗杆分度圆直径d1=80mm，这时d1/a=0.4，从图11-18中可查得接触系数Zp'ZP，因此以上计算结果可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸⑴蜗杆轴向齿距Pa=m=25.133mm;直径系数q=10;齿顶圆直径da1=d+2ha*m=96mm;齿根圆直径df1=60。8mm;分度圆导程角γ=361811''';蜗杆轴向齿厚sa=m21=12.5664mm.⑵蜗轮蜗轮齿数z2=41;变位系数x2=-0.5;验算传动比i=zz12=241=20.5,这时传动比误差为5.220205.20%，是允许的。蜗轮分度圆直径d2=mz2=8×41mm=328mm蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha2=328+2×8=344mm蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=328-2×8×1.2=308.8mm蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-21da2=200-21×344=28mm5、校核齿根弯曲疲劳强度σF=YYmddKTFa221253.1[σF]当量齿数zv2=48.43)31.11(cos41cos332z根据x2=-0.5,zv2=43.48.由参考文献《机械设计》第八版，濮良贵纪名刚主编，第271页图11-19中查得齿形系数YFa2=2.87螺旋角系数Yβ=1-9192.014031.111140许用弯曲应力[σF]=[σF]＇·KFN由参考文献《机械设计》第八版，濮良贵纪名刚主编，第271页图11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[σF]＇=56MPa寿命系数KFN=632.01022.610976[σF]=56×0.632MPa=35.39MPaσF=MPaMPa13.179192.087.283288073615021.153.1[σF]弯曲强度是满足的。6、验算效率=（0.95～0.96）)tan(tanv已知γ='''361811=31.11；vvvff;arctan与相对滑动速度vs有关Vs=smnd/099.431.11cos10006096080cos1000601求得fv=0.015v=0.8594代入式中得=0.880.8大于原估计值，因此不用重算。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—1988.六、蜗轮轴的结构尺寸设计参考《机械设计第八版》濮良贵、纪名刚主编高等教育出版社第377-383页1.轴上的功率、转速和转矩大小P2=3.7KW,n2=48r/min,T2=736150N*mm2.求作用在蜗轮上的力（取蜗轮αn=20。，β=10。）已知蜗轮上分度圆直径d2=328mm则圆周力NNdTFt44883287361502222径向力NFFntr1839cos/tan轴向力NFFta79110tan*4488tan3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。表15-3，取A0=112，也是得蜗杆轴dmin=Ammmmnp7.47487.31123333,轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。为了使所选的轴直径d1联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca根据表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则：Tca=KATⅡ=1.3×736150N·mm=956995N·mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，根据根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社P198表9-22，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N·mm。联轴器的孔径d=48mm,故d1=48mm,半联轴器长度L=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm.4.轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，①轴段右端需制出一轴肩，故取②段的直径d2=55mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm.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联轴器上而不压在轴的端面上，故①段的长度应比L略短一些，现取l1=82mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2=52mm,根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社P182表9-16初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为d×D×T×da=60mm×130mm×33.5mm×72mm,故d3=60mm;而l7=34mm，l3=34+8+16+4=62mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，因此，取d6=da=72mm。3）取安装蜗轮处轴段直径d4=65mm，蜗轮左端与轴承间采用套筒定位。取蜗轮轮毂的宽度为80mm，故取l4=76mm，涡轮右端采用轴肩定位，取d5=88mm，l5=12mm4）轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与面Ⅱ的距离l=30mm,取l2=50mm。5）考虑到蜗轮与箱体有一定安全距离取30mm，滚动轴承距箱体内壁一段距离取8mm，则l6=38mm(3)轴上零件的周向定位轴的周向定位均采用平键连接。按d4由表6-1查的平键截面b×h=20mm×12mm,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm,同时为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为67nH；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mm*9mm*70mm，半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.(4)确定轴上圆角和倒角尺寸由参考文献《机械设计》第八版，濮良贵纪名刚主编，第380页表15-2，取轴端倒角为2×45。5、校核危险截面的强度首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30312型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=29mm。6.按弯矩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