涡轮蜗杆设计说明书

1、减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第1页共21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. 4 4.2滚子链传动 . 8 4.3选择联轴器 . 10 5 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21页2 1 设计任务书1。1 题目： 胶带输送机

2、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。855kw pw=0.855kw 传动装置总效率：=1 2 23 4 5 6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

3、为“1和“ 2”)表 4。29 取弹性联轴器效率1=0.99 蜗杆传动效率2=0.75（暂定蜗杆为双头）一对滚动轴承效率3=0.99 开式滚子链传动效率4=0。9 运输滚筒效率5=0.96 滑动轴承效率6=0.97 则传动总效率 =0.99 0.75 0。992 0.9 0。96 0.97=0.635 =0.635 减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第3页共21页3 所需电动机功率pr=pw/=0.855/0.635=1.35kw pr=1.35kw 查2表 4。121,可选 y 系列三项异步电动机y100l6 型，额定功率p0=1.5kw。2.3确定电动机转速滚筒转速

4、min/6.283 .045.06060wrdvnnw=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 .289400wnnii=32。87 据表24。29，取 i链=2.1，则i蜗= i/ i链=32.87/2=15。652 i蜗=15。652 3 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。35kw p0=1.35kw n0= 940r/min n0=940 r/min t0=9550 p0/n

5、0=9550 1。35/940=13。7n m；t0=13。7n m i轴(减速器蜗杆轴）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de h y100l-6 1.5 1000 940 32.87 28j660100 减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第4页共21页4 p1= p01=1.35 0.99=1。337kw p1=1。337kw n1= n0/ i01=940/1=940r/min, n1=940r/min t1=9550 p1/n1=9550 1。337/940=13。6n m；t1=13.6n m ii轴(减速

6、器蜗轮轴 ) p2= p1 2 3= 1.3370.75 0.99=0.993kw p2=0.993kw n2= n1/i12=940/15.652=60。06r/min n2=60.06r/min t2=9550 p2/n2=9550 0。993/60。06=157。89n m t2=157。89n m; iii 轴（滚筒轴）p3= p234= 0。9930.990.9=0。885kw p3=0.885kw n3= n2/i23=60。06/2。1=28.6r/min n3=28.6r/min t3=9550 p3/n3=9550 0.885/28。6=295.52nm t3=295.52n

7、 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0 1。35 940 13.7 联轴器1 0。99 1。 337 940 13。6 蜗杆传动15.652 0.735 0。 993 60。06 157。89 链传动2。1 0。891 0。 885 28。6 295。

8、52 减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第5页共21页5 由1表 63，按 i=15。652，选择蜗杆头数 z1=2，所以 : z1=2 z2=2 i蜗2 15.652=31.304 z2=31 则取 z2=31,则 i蜗= z2 /z21=31/2=15.5. i蜗=15。5 4。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。115.5=32.55，i实=32.55 则传动比误差为 : 00000000597.010087.3255.3287.32100理实理iiiii=0.97 故传动比满足设计要求。4。1。4 按蜗轮齿面接触

9、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=157.89 n m= 157890n。mm。t2=157890 nmm b)确定载荷系数 k 由1表 66 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k=1.0由于蜗轮转速为60。06r/min,估计蜗轮k=1.0 的圆周速度可能较小（ v13m/s） ，故选动载荷系数kv=1.0，于是kv=1。0 k=kakkv=1.01。01。0=1. 0 k=1。0 c) 确定许用接触应力 h由表 6-7 中查得h =150n/mm2;应力循环次数h=150n/mm2n=60jn2l

10、h=60160.06163658 =1。68108 n=1.68108 则288787/45.1051068. 11015010mmnnhhh=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 （614)有2222204.363745.105314961578900.149621mmzktdmh减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第6页共21页6 由1表 62，取模数 m=8，d1=63mm。 （m2d1=4032mm3）m=8，d1=63mm e)验算蜗轮的圆周速度v2smnmzndv/780.010006006.6031

11、810006021000602211v2=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=63mm d1=63mm 蜗轮分度圆直径 d2=mz1=248mm d2=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 =160mm 4.1.6 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 .1551602maaxx2=0。5625 4。1.7 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度由1表 6-8，按 z2=31，插值

12、求得 yfa=2。162，由1表 6-9 查得f =40n/mm2，则许用弯曲应力为298696/6 .221068.1104010mmnnfff= 22.6n/mm2由1式（ 6-2)得蜗杆分度圆柱导程角，tan=z1m/d1=28/63=0。254 故=14.25, =14。25由1式(612）得82486325.14cos1578900.153.1cos53.102211fafymddkt=4.05n/mm2f=22.6n/mm2f=4。05n/mm2则蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第7页共21页7 4。1.8 蜗杆、蜗轮各部分尺寸计

13、算(按 1表 6-4 和表 6-5）a）蜗杆齿顶高 ha1=ha m=1 8=8mm ha1=8mm 齿根高 hf1=(ha*+c) m=（1+0。25) 8=10mm hf1=10mm 齿高 h1=ha1+hf1=8+10=18mm h1=18mm 分度圆直径 d1=63mm d1=63mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=63+2 8=79mm da1=79mm 齿根圆直径 df1=d12hf1=63-2 10=43mm df1=43mm 蜗杆轴向齿矩 px= m= 25.13mm px=25.13mm 蜗杆齿宽 b1（12+0.1z2）m=（12+0。1 31) 8=120.8mm

14、取 b2=140mm b1=140mm b)蜗轮齿顶高 ha2=（ha+x2） m=（1+0.5625) 8=12.5mm ha2=12。5mm 齿根高 hf2=(ha+cx2) m=(1+0.250.5625） 8=5.5mm hf2=5。5mm 齿高 h2=ha2+hf2=12。5+5.5=18mm h2=18mm 分度圆直径 d2=m z2=8 30=248mm d2= 248mm 喉圆直径 da2=d2+2ha2=248+2 12.5=273mm da2=273mm 齿根圆直径 df2=d22hf2=2482 5。5=237mm df2=237mm 咽喉母圆半径rg2=a da2/2=

15、160248/2=36mm rg2=36mm 齿宽 b20.7da1=0。7 79=55。3mm， 取 54mm b2=54mm 齿宽角 =2arcsin（b2/d1）=2arcsin（54/63）=117.99117。99顶圆直径 de2da2+1。5m=273+1。5 8=285mm 取 de2=280mm de2=280mm 4.1.9 热平衡计算a)滑动速度 vs，由 1式（ 6-18)得smrnv/1. 3260063. 09402160121v1=3。1m/s vs=v1/cos=3.1/cos14。25=3。2m/s vs=3.2m/s b)当量摩擦角由1表 610，按 vs=3

16、。2m/s,查得= 12 22=2。037= 2.037传动效率 ,由1式（ 619）得减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第8页共21页8 830.0)037.225.14(25.14955.0)(955.0tgtgtgtgv=0.830 c)箱体所需散热面积按自然通风计算，取kd=17w/(m2oc ） ，油的工作温度 t=80oc，周围空气温度 t0=20oc，则201347.020)-(8017)735.01(337.11000)()1 (1000mttkpad a0.347m 2根据设计图可知符合散热要求. 4.1.10 精度及齿面粗糙度的选择由1表 6-1，v

17、2=0.780m/s，为一般动力传动 ,选取精度等级为 8 级, 标准为 8c gb1008988。蜗杆齿面粗糙度 ra13。2m，ra13.2m 蜗轮齿面粗糙度 ra23。2 m ra23.2m 4。1.11 润滑油的选择及装油量的计算a）润滑油牌号的选择力 -速度因子236131min/01.41940160101578902mnnatvks=41。01n min/m 由1图 615 查得 40oc，运动粘度为 250mm2/s，再由 1表612 选 gn320w 蜗轮蜗杆油。b）装油量的计算蜗杆浸油深度为（ 0。751.0)h（h 为蜗杆的螺牙高或全齿高） ，同时油面不能超过蜗杆轴承最低

18、位置滚动体的中心。4。2滚子链传动4。2。1 确定链轮齿数由 i=2.1，设链速 v0.63m/s，选 z1=21，z0=44。z1=21, z0=44 4。2。2 选定链型号，确定链节矩p 减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第9页共21页9 由1式（4-7)得kwkpkkppza904. 00.1993. 091. 00. 10po0。904kw 其中由 1表 46 查得:工况系数 ka=1.0，由1图 4-12 得：链ka=1.0 轮齿系数kz=0.91，由1表 4-7 按单排链考虑 kp=1。0。kz=0。91，kp=1。0 由 p0=0.904kw 及 n1=6

19、0。06r/min，由1图 410 选定链型号为12a，链距 p=19.05mm。p=19。05mm 4.2.3验算链速smpnzv/400.010006005.1906.602110006011n0=940 r/mm,故可以选择 tl5 联轴器 2830。主动端 d1=28mm，y 型轴孔 l=60mm，a 型键槽；从动端 d2=28mm，d1=d2=28mm y 型轴孔 l=60mm，a 型键槽。取减速器高速轴外伸段轴径d=30mm。d=30mm 5 轴的设计计算5。1蜗轮轴的设计5。1.1 确定减速器高速轴外伸段轴径根据前面 4。3 的计算，取减速器高速轴外伸段轴径d=30mm。5.1.

20、2轴的结构设计根据题目要求 , 设计出蜗轮轴的机构如下图所示：减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第11页共21页11 1035757图 2 蜗轮轴的结构图5。1.3 蜗轮轴的强度校荷已知条件如下 : 蜗轮轴传递的转矩及作用于蜗轮上圆周力、径向力、轴向力分别为转矩 t=157.89 n m t=157。89 n m 圆周力ndft3.1273248.089.1572t222ft=1273。3n 轴向力ndtfa7.431063.06.132211fa=431.7n 径向力fr=fttan1x =1273.3 tan20=463。4n fr=463.4n 链轮对轴的作用力q

21、=3103。1 由图可知l1 =103mm l2 = l3 = 57mm l1 =103mm l2 = l3 = 57mm 5。1.3.1 绘制蜗杆轴的受力简图，求支座反力：绘制蜗杆轴的受力简图如下图3 所示减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第12页共21页12 a) 垂直支反力（图 3-a）:nlldfafrlrav3 .70225722487.431574 .4632323rav= -702.3 n rbv=nlldfafrl9.23725722487 .431574 .4632223rbv= 237。9n b) 水平支反力 (图 3b） ：nlllllqftlra

22、h4 .654325757571031 .3103573 .1273323211rah= 6543.4 n nlllllqftl1 .527025757571031.3103573.1273322rbh211rbh= 5270。1n 5。1.3.2 作弯矩图a) 垂直面弯矩图（图3-c) c 点右mv1=rbvl3=237.957=13560 nmm mv1=13560 nmm c 点左mv2=ravl2= -702.357= -40031 n mm mv2=-40031 n mm 减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第13页共21页13 b）水平面弯矩图（图 3-d）c

23、 点mhc= rbvl3 =5271。057=300396n mm mhc=300396 n mm a 点mha= ql1 =3103.1103=319619 n mm mha=319619 n mm c) 合成弯矩图（图 3-e）a 点ma= mha=319619 nmm ma=319619 nmm c 点右mmnmmmvhc30070213560300396222121m1=300702 n mm c 点左mmnmmmvhc30308940311300396222222m2= 303089n mm 5.1。3.3 作转矩 t 图(图 3-g) t=157890 n mm 5。1.3。4 作

24、计算弯矩 mca图: 该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力应按脉动循环应力考虑, 取=0.6。a 点mmntmmacaa3333631578906.03196192222mcaa=333363n mm c 点右mmnmmccac30070211mcac1=300702 n mm c 点左mmntmmccac3175491578906.0303089222222mcac2=317549n m d 点mcad=t=0。6157890=94734 n mm mca3=94734 n mm 5.1.3.5 校核轴的强度 ：减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第14页共21页14 根据

25、图所示， a 点弯矩值最大， e 点轴径最小 ,所以该轴的危险断面是 a、e 两点所在剖面。由45 钢调质处理根据 1表 81，得b=637n/mm2，再根据 1表 83 查得， b1=58。7n/mm2。按1式(8-7)计算剖面直径a 点轴径mmmdbcaaa4.387 .581.03333631.0331da =38.4mm 该值小于原设计该点处轴径55 mm，安全。e 点轴径mmmdbcaee2.317.581.01781381.0331考虑到轴上有一个键槽影响，轴径加大5% de=31。2(1+0。05)=32.8mm de=32。8mm 该值小于原设计该点处轴径42 mm，安全。5.

26、3.1.6 精确校核轴的疲劳强度由图 3 可知， 剖面均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面 .各危险截面的弯矩值为截面弯矩值n mm 178138 298611 104973 104973 100234 15826 其中 剖面计算弯矩相同。剖面轴径小,应力集中系数较大,则只校核剖面。剖面载荷数值太小故不校核者。则只校核 ,，剖面 . 45 钢机械性能查表 811得 ：-1=268n/mm2，1=155n/mm2；a）剖面 : 1=268n/mm2，因键槽引起的应力集中系数根据附表1-1 1：k=1。808，k=1.60 1=155n/mm2配合（按 h7/k6)应力集中系数根据附表111:

27、k=1.949，k=1。497 因过度圆角引起的应力集中系数根据附表12 查得：（dd）/r=(52-42)/2=5, 减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第15页共21页15 r/d=2/42=0.048 k=1. 955，k=1.636 k=1。955， k=1.636 取 k=1. 955，k=1。636 绝对尺寸影响系数由附表1-41查得:=0.84，=0.78；=0。84，=0. 78；表面质量系数由附表1-5 1查得 ：=0。94，=0.94；=0。94，=0.94；查表 1-51 得 =0。34，=0.21。=0。34，=0。21 剖面产生的弯曲应力、应力幅

28、、平均应力为m=111711 n mm m=111711 n mm 23max/08.15421.0111711wmmnmmax= 15.08n/mm2a=max=15。08n/mm2，m=0 a =15。08n/mm2 m=0 s=-1/（ka/（）+m）=268/（1.95515.08/(0。940。84) +0) s=7。2 =7。2 剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为23/66.10422.01547890mmnwttmazmax =10.66n/mm22max/33.5266.102mmnmaa=m= 5.33n/mm2剖面的安全系数为9 .1133.521.033.578.0

29、94.0636.11551makss=11。9 s=ss/（s2+s2）1/2= 7.211.9/（7.22+11。92）1/2=6. s=6。2 s=1.51。8，ss ，所以剖面安全。b） 剖面剖面因过度圆角引起的应力集中系数根据附表11 查得：（d d） /r=（55-52)/1=3,r/d=1/52=0。 02， k=1。 678,k=1.474 k=1。 678， k=1.474 减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第16页共21页16 绝对尺寸影响系数由附表141查得: =0.81，=0。 76 ；=0。81，=0. 76; 表面质量系数由附表1-51查得 ：

30、=0.94, =0。94; =0。94，=0。94; 查表 1-51得 =0。34，=0.21。=0。34，=0。21 剖面产生的弯曲应力、应力幅、平均应力为m=27073 nm m m=27073 n mm 23max/4.19521.027373wmmnmmax= 19。4n/mm2a=max=15。08n/mm2,m=0 a= 19。4n/mm2s=1/（ka/(）+m）m=0 =268/（1.67819.4/（0.940。81) +0) =6.3 s=6。3 剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为23/61.5522.01547890mmnwttmazmax =5.61n/mm22m

31、ax/81.2261.52mmnmaa=m= 2.81n/mm2剖面的安全系数为3.2481.221.081.276.094.0474.11551makss=24。3 s=ss/（s2+s2）1/2= 6。324。3/（6.32+24。32）1/2=6.1 s=6.1 c）剖面配合( 按 h7/k6) 应力集中系数根据附表1-11 ：k=1.949,k=1.497 因过度圆角引起的应力集中系数根据附表1-2 查得: （d-d)/r=(56 55)/0 。5=2，r/d=0.5/55=0 。01 k=1. 955,k=1。636 k=1。955， k=1.636 取 k=1. 955 ，k=1.

32、636 绝对尺寸影响系数由附表141 查得：=0。81，=0。 76 ；=0.81，=0. 76 ；减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第17页共21页17 表面质量系数由附表1-51 查得 ：=0。94，=0。94；=0.94，=0。94；查表 1-51 得 =0.34， =0.21。=0.34, =0.21 承受的弯矩为 m =101125 nm m m=101125 nm m 23max/07.6551.0101125wmmnmmax= 6.07n/mm2a=max=6。07n/mm2，m=0 a= 6.07n/mm2 s=-1/ （ka/ （)+m）m=0 =26

33、8/(1.949 6.07/ （0。940。81） +0) =17。2 s=17.2 剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为23/75.4552.01547890mmnwttmazmax =4.75n/mm22max/81.2275.42mmnmaa=m= 2.81n/mm225.2838.221.038. 281.094.0497.11551makss=28.25 s=ss/（s2+s2）1/2= 17。228。25/(17.22+28。252)1/2=14。7 s=14.7 d) 剖面因键槽引起的应力集中系数根据附表1-11 ：k=1.808，k=1.603 配合（按 h7/r6) 应力

34、集中系数根据附表1-11 ：k=2.598,k=1.872 因过度圆角引起的应力集中系数根据附表12 查得: (d-d ）/r= （6456)/2=4 ，r/d=2/56=0 。036, k=1。 904 ，k=1.577 k=2.598，k=1。872 取 k=2.598,k=1.872 m=100234 nm m m=100234 nm m 剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为23max/71.5561.0100234wmmnmmax= 5.71n/mm2 减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第18页共21页18 a=max=5。71n/mm2，m=0 a= 5.7

35、1n/mm2绝对尺寸影响系数由附表1-41查得: =0。81，=0. 76；=0.81，=0。76；表面质量系数由附表1-51 查得 ：=0。94, =0。94；=0.94，=0.94；查表 151 得 =0。34, =0.21。=0.34，=0。21 剖面的安全系数为s=s=1/ （ka/ （）+m) s=13。8 = 268/(2。5985.71/(0 。940.81 ） +0) =13.8 ss=1。51。8, 所以剖面安全。7 滚动轴承的选择和寿命验算滚动轴承的选择：由蜗杆及蜗轮尺寸选定：. 蜗杆轴承为圆锥滚子轴承30208 号kncyyeknc8 .59,9 .0,6.1,37.0,

36、8.4200。蜗轮轴轴承为圆锥滚子轴承30211 号kncyyeknc5.86, 8.0,5.1,4.0,5 .6500额定工作寿命hlh4800010hlh4800010寿命验算：. 蜗轮轴轴承 1) 受力分析及所受支反力计算见轴校核处。 r1h=6543。4n a） 水平方向支反力nrh4 .65431nrh3 .2592 r2h=259。3n b） 垂直方向支反力nrv3.7021nrv9.2372r1v=702.3n r2v=237.9n nrrrnrrrvhvh5 .5275,0.65812222221211 r1=6581。0n r2=5275。5n 2）计算派生轴向力s s1=2

37、193.7n nyrsnyrs5.1758) 5. 12/(5.52752/,7.2193)5 .12/(0 .65812/2211 s2=1758.5n 3) 计算轴向载荷 a a1=2193.7n 减速器设计说明书郭燕芳机自 0413 班20042206 第19页共21页19 nsfsanfssaaa1762)5.1758, 7.4317.2193max(),max(,7.2193)7.4315 .1758,7.2193max(),max(21121211a2=1762.0n 4）计算当量动载荷p 0,0.14.0033.00.6581/7.2193/1111yxera取0,0 .14 .

38、0034.05.5275/17622/222yxera取因为载荷平稳，所以取,0 .1df根据所受弯矩取 fm1 =2,fm2 =1 nayrxffpmd13162)00 .65810.1 (20.1)(111111 p1=13162n nayrxffpmd5 .5275)05.52750 .1(10 .1)(222222 p2=5275.5n 5) 计算轴承寿命10310661012114754006.606010)(6010,hthlhpcfnlpppp取由于 l10h=147540h . 蜗杆轴轴承 1 ）受力分析及所受支反力计算。水平方向支反力nrrhh9 .21521nrrhh9.21521垂直方向支反力nrv8.3981nrv8.3981nrv6.642nrv6.642合成支反力 r1=453。5n nrrrnrrrvhvh3.2