涡轮蜗杆设计说明书

减速器设计说明书郭燕芳机自0413班20042206第1页共20页目录1设计任务书.............................................22电动机的选择计算.......................................23传动装置的运动和动力参数的选择和计算....................34传动零件的设计计算.....................................44.1蜗轮蜗杆的设计计算..................................44.2滚子链传动..........................................84.3选择联轴器.........................................105轴的设计计算.........................................106滚动轴承的选择和寿命验算..............................177键联接的选择和验算....................................198减速器的润滑方式及密封形式的选择润滑油牌的选择及装油量的计算........................................................209参考资料..............................................20减速器设计说明书郭燕芳机自0413班20042206第2页共20页21设计任务书1.1题目：胶带输送机的传动装置滚筒圆周力F=19000N；带速V=0.45m/s；滚筒直径D=300mm；滚筒长度L=400mm。1.2工作条件：A工作年限8年；工作班制2班；工作环境清洁；载荷性质平稳；生产批量小批。图1胶带运输机的传动方案2电动机的选择计算2.1选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。2.2选择电动机功率卷筒所需有效功率PW=F×V/1000=1900×0.45/1000=0.855kWPW=0.855kW传动装置总效率：η=η1×η2×η23×η4×η5×η6按参考资料[2]（以下所有的“参考资料[1]”和“参考资料[2]”都统一简称为“[1]”和“[2]”）表4.2-9取弹性联轴器效率η1=0.99蜗杆传动效率η2=0.75（暂定蜗杆为双头）一对滚动轴承效率η3=0.99开式滚子链传动效率η4=0.9运输滚筒效率η5=0.96滑动轴承效率η6=0.97则传动总效率η=0.99×0.75×0.992×0.9×0.96×0.97=0.635η=0.635所需电动机功率减速器设计说明书郭燕芳机自0413班20042206第3页共20页3Pr=PW/η=0.855/0.635=1.35kwPr=1.35kW查[2]表4.12-1,可选Y系列三项异步电动机Y100L-6型，额定功率P0=1.5kW。2.3确定电动机转速滚筒转速min/6.283.045.06060wrDvnnw=28.6r/min由[2]表4.12-1查得电动机数据，计算出的总传动比于下表1。表1电动机数据及总传动比2.4分配传动比滚筒轴转速min/6.283.045.06060wrDvn传动装置总传动比87.326.289400wnnii=32.87据表[2]4.2-9,取i链=2.1,则i蜗=i/i链=32.87/2=15.652i蜗=15.6523传动装置的运动和动力参数的选择和计算0轴(电机轴)P0=Pr=1.35kWP0=1.35kwn0=940r/minn0=940r/minT0=9550×P0/n0=9550×1.35/940=13.7N·m；T0=13.7N·mI轴(减速器蜗杆轴)P1=P0×η1=1.35×0.99=1.337kWP1=1.337kW电动机型号额定功率(/kW)同步转速/(r/min)满载转速（r/min）总传动比D*EHY100L-61.5100094032.8728j6*60100减速器设计说明书郭燕芳机自0413班20042206第4页共20页4n1=n0/i01=940/1=940r/min,n1=940r/minT1=9550×P1/n1=9550×1.337/940=13.6N·m；T1=13.6N·mII轴(减速器蜗轮轴)P2=P1×η2×η3=1.337×0.75×0.99=0.993kWP2=0.993kwn2=n1/i12=940/15.652=60.06r/minn2=60.06r/minT2=9550×P2/n2=9550×0.993/60.06=157.89N·mT2=157.89N·m;III轴(滚筒轴)P3=P2×η3×η4=0.993×0.99×0.9=0.885kWP3=0.885kwn3=n2/i23=60.06/2.1=28.6r/minn3=28.6r/minT3=9550×P3/n3=9550×0.885/28.6=295.52N·mT3=295.52N·m表2各轴运动及动力参数4传动零件的设计计算4.1蜗轮蜗杆的设计计算4.1.1选择材料蜗杆用45钢，硬度为小于45HRC。蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10Pb1，砂模铸造，为节约贵金属，仅齿圈用贵金属制成，轮芯用铸铁HT200制造。4.1.2确定蜗杆头数Z2及蜗轮齿数Z1由[1]表6-3，按i=15.652，选择蜗杆头数Z1=2，所以：Z1=2Z2=2×i蜗＝2×15.652=31.304Z2=31则取Z2=31，则i蜗=Z2/Z21=31/2=15.5。i蜗=15.5轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率η01.3594013.7联轴器10.99Ⅰ1.33794013.6蜗杆传动15.6520.735Ⅱ0.99360.06157.89链传动2.10.891Ⅲ0.88528.6295.52减速器设计说明书郭燕芳机自0413班20042206第5页共20页54.1.3验算传动比理论计算传动比i理=32.87，实际传动比i实=i链×i蜗=2.1×15.5=32.55，i实=32.55则传动比误差为：00000000597.010087.3255.3287.32100理实理iiiiΔi=0.97%故传动比满足设计要求。4.1.4按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算a)确定作用在蜗轮上的转矩由前面的计算可知，作用在蜗轮上的转矩T2=157.89N·m=157890N.mm。T2=157890N·mmb)确定载荷系数K由[1]表6-6中选取使用系数KA=1.0，因为载荷平稳所KA=1.0以取载荷分布系数Kβ=1.0由于蜗轮转速为60.06r/min，估计蜗轮Kβ=1.0的圆周速度可能较小（v1〈3m/s），故选动载荷系数Kv=1.0，于是Kv=1.0K=KA×Kβ×Kv=1.0×1.0×1.0=1.0K=1.0c)确定许用接触应力[σH]由表6-7中查得[σH]’=150N/mm2；应力循环次数[σH]’=150N/mm2N=60×j×n2×Lh=60×1×60.06×16×365×8=1.68×108N=1.68×108则288787/45.1051068.11015010'mmNNHH[σH]=105.45N/mm2d)确定模数m及蜗杆分度圆直径d2青铜蜗轮与钢蜗杆配对时，由[1]式(6-14)有2222204.363745.105314961578900.149621mmZKTdmH由[1]表6-2，取模数m=8，d1=63mm。（m2d1=4032mm3）m=8，d1=63mme)验算蜗轮的圆周速度v2减速器设计说明书郭燕芳机自0413班20042206第6页共20页6smnmzndv/780.010006006.6031810006021000602211v2=0.780m/s故取Kv=1.0是合适的。4.1.5分度圆直径d1、d2及中心矩a蜗杆分度圆直径d1=63mmd1=63mm蜗轮分度圆直径d2=m×Z1=248mmd2=248mm中心矩a=（d1+d2）/2=155.5mm取实际中心矩a’=160mm，则蜗轮需进行变位。a’=160mm4.1.6蜗轮的变位系数因为实际中心距与运算中心距有差别，所以蜗轮须变位。由[1]式(6-5)得变位系数5625.085.155160'2maaxx2=0.56254.1.7校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度由[1]表6-8，按Z2=31，插值求得YFa=2.162，由[1]表6-9查得[σF]’=40N/mm2，则许用弯曲应力为298696/6.221068.1104010'mmNNFF[σF]=22.6N/mm2由[1]式(6-2)得蜗杆分度圆柱导程角γ，tanγ=Z1×m/d1=2×8/63=0.254故γ=14.25°,γ=14.25°由[1]式(6-12)得82486325.14cos1578900.153.1cos53.102211FaFYmddKT=4.05N/mm2[σF]=22.6N/mm2σF=4.05N/mm2则蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。4.1.8蜗杆、蜗轮各部分尺寸计算(按[1]表6-4和表6-5)a)蜗杆减速器设计说明书郭燕芳机自0413班20042206第7页共20页7齿顶高ha1=ha*×m=1×8=8mmha1=8mm齿根高hf1=(ha*+c*)×m=(1+0.25)×8=10mmhf1=10mm齿高h1=ha1+hf1=8+10=18mmh1=18mm分度圆直径d1=63mmd1=63mm齿顶圆直径da1=d1+2ha1=63+2×8=79mmda1=79mm齿根圆直径df1=d1－2hf1=63-2×10=43mmdf1=43mm蜗杆轴向齿矩Px=π×m=π×25.13mmPx=25.13mm蜗杆齿宽b1≥(12+0.1Z2)m=(12+0.1×31)×8=120.8mm取b2=140mmb1=140mmb)蜗轮齿顶高ha2=(ha*+x2)m=(1+0.5625)×8=12.5mmha2=12.5mm齿根高hf2=(ha*+c*－x2)m=(1+0.25-0.5625)×8=5.5mmhf2=5.5mm齿高h2=ha2+hf2=12.5+5.5=18mmh2=18mm分度圆直径d2=m×Z2=8×30=248mmd2=248mm喉圆直径da2=d2+2ha2=248+2×12.5=273mmda2=273mm齿根圆直径df2=d2－2hf2=248-2×5.5=237mmdf2=237mm咽喉母圆半径rg2=a’－da2/2=160-248/2=36mmrg2=36mm齿宽b2≤0.7da1=0.7×79=55.3mm,取54mmb2=54mm齿宽角θ=2arcsin(b2/d1)=2arcsin(54/63)=117.99°θ＝117.99°顶圆直径de2≤da2+1.5m=273+1.5×8=285mm取de2=280mmde2=280mm4.1.9热平衡计算a)滑动速度Vs，由[1]式(6-18)得smRnv/1.3260063.09402160121V1=3.1m/sVs=V1/cosγ=3.1/cos14.25°=3.2m/sVs=3.2m/sb)当量摩擦角φγ由[1]表6-10，按Vs=3.2m/s,查得φγ=12'22=2.037°φγ=2.037°传动效率η，由[1]式(6-19)得830.0)037.225.14(25.14955.0)(955.0tgtgtgtgvη=0.830c)箱体所需散热面积减速器设计说明书郭燕芳机自0413