单级蜗杆减速器设计说明书

单级蜗杆减速器设计说明书一、设计任务书1、设计题目：蜗杆减速器2、已知数据：主动轴功率P=11KW；主动轴转速n=1200r/min;传动比i=30本减速器用于搅拌装置的传动中。工作机单向转动，双班制工作，单向运转，有轻微振动。3、设计容：（1）减速器装配图一;（2）从动齿轮、从动轴零件图各一；（3）设计说明书一份。设计计算及说明结果一、拟定传动方案1、电动机驱动，电动机与减速器间用带转动连接二、电动机选择1、根据电源及工作机工作条件，选用Y（IP44）系列三相交流异步电动机。2、电动机功率的选择Pw=11KW设电动机到减速器传动效率为ηη1为带传动效率，η2为联轴器传动效率查表得η1=0.96η2=0.99则总的转动效率为设电动机输出功率为Pd则按表选定电动机功率为15KW3、方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比极数1Y160M2-215KW3000r/min2930r/min2.4422Y160L-415KW1500r/min1460r/min1.224方案1电动机同步转速太高，且电动机价格较贵，所以选2方案三、带传动件设计1、求计算功率Pc载荷变动小，两班制工作，每天16小时，取Ka=1.2，2、选择V带型号选用窄V带。根据Pc=13.4kW，n1=1460r/min,选用SPZ型窄V带。Pw=11KWη=0.9504Pd=11.6KW选用Y160L-4型电动机选SPZ窄V带3、求大、小带轮基准直径d1、d2d1应不小于63mm,现取d1=100mm暂取d2=120mm4、演算带速v带速在5~25m/s围，合适。5、求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距a0=1.5（d1+d2）=1.5×(100+120)mm=330mm取a0=330mm，符合0.7（d1+d2）a01.5（d1+d2）。求带长L0取Ld=1000mm在计算实际中心距a6、验算小带轮包角合格。7、求V带根数z今n1=1460r/min,d1=100mm,查表得P0=2.36kW传动比查表得由，查表得KL=0.90，Kα=0.99由此得中心距327mmd1=100mmd2=120mm共5跟V带FQ=1864N4.选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。4.1选择材料考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为45~55HRC，蜗轮用铸锡磷青钢ZCuSn10P1，砂模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用45号钢制造。许用接触应力许用弯曲应力4.2按齿面接触强度进行设计传动中心矩计算公式如下：(1)确定作用在蜗轮上的转矩(2)确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数KA=1.1(3)确定弹性影响系数EZ因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故EZ=15021MP(4)确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆d1和传动中心矩a的比值，从图11-18可查得Z=2.6(5)确定接触疲劳极限根据蜗轮材料为ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力=200MPa（6）计算中心距取中心矩a=212mm渐开线蜗杆45钢ZCuSn10P1锡青铜45钢2T=N·mmKA=1.1四、蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸确定蜗杆的头数1Z蜗杆转速1200，Z1=2蜗轮齿数Z2=Z1×i=2×30=60蜗杆分度圆直径确定模数m若取m=8,q=10,d1=80,d2=480a=0.5m(q+z2)=0.5×8×(10+60)=280mm合格确定导程角γ五、校核蜗轮蜗杆强度1、校核弯曲强度（1）蜗轮齿形系数查表得YFa=2.3(2)蜗轮齿根弯曲应力弯曲强度足够2、校核蜗杆刚度计算蜗杆圆周力EZ=15021MPZ1=2Z2=60m=8,q=10,d1=80,d2=480蜗杆轴向力蜗杆径向力蜗杆材料弹性模量E=2.06×105MPa蜗杆危险截面惯性矩蜗杆支点跨距l=0.9d2=0.9×480mm=432mm许用挠度切向力Ft1产生挠度径向力Fr1产生挠度总挠度为合格名称蜗杆蜗轮齿数Z1=2Z2=60分度圆直径d1=80d2=480齿顶高ha1=8mmha2=8mm齿跟高hf1=1.2m=9.6mmhf2=1.2m=9.6mm齿顶圆直da1=8×12=96mmda2=8×62=496a=280mmγ=11.3099°径齿根圆直径df1=87.6=60.8df2=8×57.6=460.8蜗杆圆周速采用蜗杆下置。六、轴的设计计算及校核1、轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计书表得[σb]=640MPa[σ-1]=55MPa取C=107，于是得轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号转矩caT=3TKA,查机械设计书表，选取AK=1.2，则有caT=KT=1.2×87541.7N`mm=105.1N.m考虑轴头有一键槽，将轴径增大5%，即d=51×1.05=53.55mm，因轴头安装联轴器，根据联轴器孔直径最小直径为d=55mm选联轴器查表GB4323-84选TL9弹性套柱销联轴器，标准孔径d=55mm2、蜗轮轴的结构设计确定各轴段直径根据确定各轴段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始，轴段1为轴的最小直径，已确定d1=55mm轴段2考虑联轴器定位，按照标准尺寸取d2=65mm轴段3安装轴承，为了便于安装拆卸应取d3d2,且与轴承径标准系列相符，故取d3=70mm.(轴承型号选30314)轴段4安装套筒定位左侧轴承与蜗轮故取d4=80mm轴段5安装蜗轮，此直径采用标准系列值，故取d5=90mm轴段6为轴肩，考虑蜗轮的定位和固定取d6=100mm轴段7考虑右端轴承的定位需要，根据轴承型号30314查得d7=85mm轴段8与轴段3相同轴径d8=70mm2确定各轴段长度为了保证蜗轮固定可靠，轴段5的长度应小于蜗轮毂宽度2mm，取L5=138mm为了保证蜗轮端面与箱体壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体壁间应有一定间隙，取两者间距为20mm为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体壁的距离为2mm.根据轴承宽度B=38mm，取轴段8长度L8=38mm，因为两轴承相对蜗轮对称，故取轴段3长度为L8=38mm为了保证联轴器不与轴承盖相碰，取L2=78mm。根据联轴器轴孔长度84mm，取L1=100mm。因此，定出轴的跨距为L=245mmd=55mm（一般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算）蜗轮轴的总长度为L总=398mm轴的结构示意图如图所示：3轴的校核计算蜗杆圆周力蜗杆轴向力蜗杆径向力(1)求垂直面的支承反力(2)求水平面的支承反力F1H=F2H=Ft2/2=4377N（4）绘图轴的受力分析图d1=55mmd2=65mmd3=70mmd4=80mmd5=90mmd6=100mmd7=85mmd8=70mmL5=138mmB=38mmL8=38mmL8=38mmL1=100mmL总=398mmrF2'rF2aFVF11'RF2tFVF2(5)求弯矩MaV=675.83N·mMaH=581.47N·m(6)求转矩T2=2.101×103N·mMaHMaV计算及说明结果（7）求危险截面当量弯矩如认为轴的扭切应力是脉动循环应变力，取折和系数α=0.6(8)计算危险截面处轴的直径轴的材料为45钢，调质处理，σb=650MPa，[σ-1b]=60MPa,则考虑到键槽对轴的削弱，将d值增大5%，所以d=64*1.05=67mm因为轴颈已取90mm，所以无危险4、蜗杆轴的校核计算考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，淬火处理按扭转强度，初步估计轴的最小直径因为有键存在，所以增加5%,d=d×1.05=23.7mm确定各轴段直径查表GB4323-84,选用TL8弹性套柱销联轴器，标准孔径d=50mm，即轴伸直径为50mm联轴器轴孔长度为：112mm。轴的结构设计从轴段d1=50mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07~0.1）d围，故d2=50+0.1d1=55mm，该直径处安装密封毡圈，取标准直径。应取d2=60mm；d3与轴承的径相配合，为便与轴承的安装，选定轴承型号为30313。取d3=65mm。d4起定位作用，由h=（0.07~0.1）×d3=（0.07~0.1）强度足够45钢TL8弹性套柱销联轴器联轴器轴孔长度为：112mmd1=50mm×65=4.55～6.5mm，取h=7.5mm，d4=d3+2×h=65+15=80mm；d5、d7=65mmd8=d4=80mm;d9段装轴承，取d9=d3=65mmd6段取蜗杆齿顶圆直径d5=96mm;确定各轴段长度L1取略小于联轴器轴孔长度109mmL2安装端盖取L2=126mmL3安装轴承、溅油轮，取轴承宽度加溅油轮宽度L3=52mmL4和L8为为轴肩，取L4=L8=10mmL5、L7为中间段，L5=L7=71mmL6为蜗杆工作段，L6=142mmL9为轴承、溅油轮安装段，L9=54.5mm蜗杆支承长度为372mm蜗杆总长为646mm轴力的校核计算蜗杆圆周力蜗杆轴向力蜗杆径向力(1)求垂直面的支承反力(2)求水平面的支承反力F1H=F2H=Ft1/2=1094.5Nd2=60mmd3=65mmd5、d7=65mmd8=d4=80mm;d9=d3=65mmd5=96mmL1=108mmL2=126mmL3=52mmL4=L8=10mmL5=L7=71mmL6=142mmL9=54.5mm蜗杆支承长度为372mm蜗杆总长为646mm垂直面弯矩图水平面弯矩图计算及说明结果MF2Mav1F2HFt1F1vFQFaF2vFr1FQ1FQ2F1HMav2MaHMF1F力产生的弯矩图中心截面F力产生的弯矩求合成弯矩图考虑到最不利的情况求轴传递的转矩T求危险截面的当量弯矩认为轴的扭切应力为脉动循环应变力，去折合系数α=0.6，带入上式可得计算轴的危险截面处直径，轴的材料选用的45钢，调质处理，σB=650MPa,[σ-1b]=60MPa,则危险截面处轴直径已取80mm，所以合格七、轴承的校核1、蜗杆轴承的校核合格FaF2vFa1Fa2由式子可得F1v=1208NF2v=4394N圆锥滚子轴承30313α=12°57’10’’额定动载荷Cr=185kN因为,所以Fa1=347NFa2=9101N因为所以因为所以因为,所以P=Pr2搅拌机工作时有轻微冲击fp=1.1搅拌机常温工作ft=1.0所以，选择30313合格2、蜗轮轴承的校核F1vFrFaF2vFa1Fa2由式子可得F1v=5818NF2v=9002N圆锥滚子轴承30314α=12°57’10’’额定动载荷Cr=208kN因为,所以Fa1=1673NFa2=10427N因为所以因为所以因为,所以P=Pr2搅拌机工作时有轻微冲击fp=1.1搅拌机常温工作ft=1.0所以，选择30314合格八、键的校核和计算1、蜗轮与联轴器相配合的键的选择键C16×50GB1096-79根据轴的最小直径d=55mm,选择键b*h=16mm×10mm选用30313F1vFrL=50mml=L-b/2=50-16/2=42mm合格2、蜗杆与联轴器相配合的键的选择选键C14×50GB1096-79选择键b*h=14mm×9mmL=50mml=L-b/2=50-14/2=43mm合格八、螺栓螺母螺钉的选择螺钉GB5783-86M8×606个M10×301个M10×5016个M12×7012个GB818-85M8×154个螺母GB6172-86M104个M164个螺栓GB5782-86M10×454个M16×1204个九、减速箱附件的选择圆锥销销GB119-86A8×552个调整垫片12组刮油板2个长形油标GB1161-89A801个石棉橡胶垫片1个弹簧垫片