蜗杆减速器的二级传动设计

一.传动方案的拟定本设计要求设计一台应用于带式输送机上的二级减速器，原动机为三相异步电动机，工作机为卷筒。输送机多用在室内，选用闭式齿轮传动，对于传动比较大的减速器，利用蜗轮蜗杆的大传动比可以使减速器尺寸结构紧凑，为提高承载能力和传动效率将蜗轮蜗杆传动布置在高速级，低速级用斜齿轮传动，可提高减速器的平稳性。初步估算蜗杆分度圆圆周速度，v4~5m/s，采用蜗杆下置。整体结构如图1所示： 图1减速器机构简图二．电动机的选择及传动比确定1．性能参数及工况运输机皮带牵引力：F=2287N运输机皮带作速度：V=0.31m/s滚筒直径：D=0.41m使用地点：室内生产批量：大批载荷性质：平稳使用年限：五年一班2．电动机型号选择根据室外使用条件，选择Y系列三相异步电动机。运输机所需工作功率：联轴器效率η1=0.99，轴承效率η2=0.99，一对斜齿轮啮合传动效率η3=0.97，蜗轮蜗杆啮合传动效率η4=0.8，卷筒的效率η5=0.96可得减速器总效率为电动机所需功率卷筒轮转速蜗杆—齿轮减速器总传动比合理范围为:i总=60~90所用电机转速范围选取Y100L-6型号的电机，主要性能参数如表1：表1Y100L-6型电机性能参数电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y100L-61.510009402.02.2总传动比为齿轮传动比i2=（0.04~0.07）i总，所以齿轮传动比范围为根据，则，蜗杆取两头，则传动比在15~32范围内。可取i蜗=20，三．运动和动力参数的计算设电机轴为0轴，蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。1.各轴转速n0=n1=nm=940r/minn2=nm/i1=940/20=47r/minn3=n4=n2/i2=47/3.25=14.45r/min2.各轴输入功率：P0=1.0108KwP1=P0η1=1.0108×0.99=1.00KwP2=P1η2η4=1.00×0.99×0.80=0.79KwP3=P2η2η3=0.79×0.99×0.97=0.76KwP4=P3η1η2=0.76×0.99×0.99=0.75Kw3.各轴输入转距：T0=9550×P0/nm=9550×1.0108/940=10.27N·mT1=9550×P1/n1=9550×1.00/940=10.17N·mT2=9550×P2/n2=9550×0.79/47=161.04N·mT3=9550×P3/n3=9550×0.76/14.45=502.99N·mT4=9550×P4/n4=9550×0.74/14.45=492.99N·m表2运动及动力参数轴号功率P（Kw）转矩T(N·m)转速n（r/min)传动比i电机轴1.010810.27940------------1轴1.0010.17940202轴0.79161.04473.253轴0.76502.9914.45-----------卷筒轴0.75492.9914.45四．传动零件的设计计算1．蜗杆蜗轮的选择计算（1）选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度等级考虑到蜗杆传递功率不大，速度不高，故蜗杆选45号钢，调质处理，HB=240，选用普通的阿基米德蜗杆。初步估计蜗杆相对滑动速度故蜗轮齿冠选用铸造锡青铜ZCuSn10Pl，砂型铸造σb=220MPa，σs=140MPa。蜗轮轮心选用Q235，砂模铸造。选用8级精度。（2）确定蜗杆头数和蜗杆齿数根据蜗轮蜗杆传动比i1=20，选取蜗杆头数Z1=2，则蜗轮齿数Z2=i1·Z1=2×20=40（3）按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动的设计准则,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。计算公式

载荷系数K=KA·Kβ·KV=1x1.05x1=1.05查机械设计课本表7-6得载荷平稳KA=1，设载荷为变载荷，则Kβ=1，设蜗轮圆周速度v2≤3m/s，KV=1.05查机械设计课本表7-7得9.47cosγ=9.26弹性系数ZE=155由表7-9得应力循环次数N=60nt=60×47×300×8×5=4.17×107将数据代入上式可得查机械设计课本表7-4，取m3q=1000mm3，m=5，d1=40mm，q=8(4).计算蜗轮圆周速度、相对滑动速度、传动效率蜗轮圆周速度相对滑动速度其中啮合效率其中当量摩擦角ψv由Vs查机械设计课本表7-10得搅油效率η2取为0.99，滚动轴承效率η3取为0.99/对。总效率η=η1η2η3=0.8383×0.99×0.99=0.82(5)复核m3q（6）计算中心距蜗轮分度圆直径传动中心距（7）校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度蜗轮齿根抗弯校核公式K、T2、m、和d1、d2同前，当量齿数Zv=Z2/cos3γ=41.52查机械设计课本表7-8得齿形系数螺旋角系数许用弯曲应力计算公式其中将数据代入许用弯曲应力计算公式得齿根弯曲应力蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度。(8)热平衡核算减速器润滑油工作油温其中室温t0=20℃，η=0.82，P1=1.0Kw，考虑到减速器用于室外取Kd=15W/（m2·℃）箱体散热面积则工作油温为油温满足温度要求。（9）计算蜗杆传动其他尺寸齿顶高全齿高1）、蜗杆齿顶圆直径齿根圆直径蜗杆螺旋部分取b1=64mm蜗杆轴向齿距蜗杆螺旋线导程2）、蜗轮喉圆直径齿根圆直径蜗轮外径喉圆母圆半径齿宽取2．斜齿轮传动选择计算（1）选择材料、热处理方式及精度等级对于一般动力传递，选用8级精度斜齿轮，小齿轮材料为45钢，调质处理，齿面硬度为HB3=240，大齿轮材料为45钢，正火处理，齿面硬度为HB4=200，HB3-HB4=40，热处理方式合适。（2）初步确定大小齿轮齿数根据小齿轮齿数推荐范围20~40，取Z3=30，则大齿轮齿数为取Z4=98，则实际传动比为传动比误差在允许的范围内。(3)初算传动主要尺寸对于闭式软齿面齿轮，按接触疲劳强度设计1)确定载荷系数查机械设计课本表6-4，考虑微振工况取KA=1查机械设计课本图6-11b取KV=1.01初步取螺旋角=15,端面重合度轴向重合度其中查机械设计课本表6-7取总重合度查机械设计课本图6-13取查机械设计课本图6-17取则2)材料的弹性系数查机械设计课本表6-5得ZE=189.83)节点区域系数由=15，查机械设计课本表6-19取ZH=2.424）重合度系数其中>1，取=1，则5）螺旋角系数6）接触疲劳强度极限查机械设计课本图6-27(c)取σHlim3=590MPa查图6-27（b）取σHlim4=470MPa7）计算应力循环次数查机械设计课本图6-25得接触疲劳寿命系数KHN3=1.25，KHN4=1.38）计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1(失效概率为1%)取9)试算小齿轮分度圆直径d1（4）确定传动尺寸1）校核圆周速度2）修正载荷系数查机械设计课本图6-11b得3）校正分度圆直径4）确定模数计算法向模数取标准值5）计算中心距圆整取a=165mm6）按圆整后的中心距修正螺旋角值改变不大，故不必对相关参数进行修正7）确定传动尺寸8)计算齿宽圆整取b4=63mm，b3=70mm（5）校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度校核公式1）计算重合度系数2）计算螺旋角系数3)计算当量齿数4)查取齿形系数查机械设计课本图6-21得YFa3=2.55，YFa4=2.185）查取应力集中系数查机械设计课本图6-22得YSa3=1.62，YSa4=1.826）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数查机械设计课本图6-28b。6-28c得σFlim3=450MPa，σFlim4=390MPa查机械设计课本图6-26得寿命系数KFN1=KFN2=17）计算弯曲疲劳许用应力［σF］=KFN·σFlim/S取安全系数S=1(取失效概率为1%)则8）计算弯曲应力齿根弯曲疲劳强度满足条件。（6）计算齿轮传动其他尺寸端面模数齿顶高齿根高齿顶隙齿顶圆直径齿根圆直径五．轴的设计和计算1.初步确定轴的结构及尺寸（1）蜗杆轴设计及计算下图是蜗杆轴与蜗杆材料一致选择45号钢调质处理，HB=240，考虑到蜗杆为下置，有轴向力，所以选用一对角接触轴承，一个深沟球轴承，一端固定，一段游动，稀油润滑，橡胶密封。轴的结构设计如下图图2蜗杆轴的结构设计1）初算轴头按需用切应力初算d1d1段直接与电机相连，不受弯矩，查机械设计课本表10-2取c=112则轴颈上有单键，轴颈虚增大3%，d1=11.4×1.03=11.74考虑到蜗杆轴刚度较小，需增大轴径，取d1=18mm查《机械设计指导手册》126页选取LT2型联轴器l1=42mm2）计算d2、l2该段轴与联轴器想连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取d2=20mm，l2需伸出端盖15~20mm，由作图决定，作图后的l2=40mm。3）计算d3、l3该段与圆螺母配合，考虑圆螺母的标准值。所以取d3=25mm，l3=17.4）计算d4、l4该段与轴承配合，所以选取d4=30mm，选取7206C轴承，长度l4为两个轴承宽度16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，故l4=53mm5）计算d5、l5该段主要是固定溅油板所以取d5=36，其厚度为10，所以取l5=56）计算d6、l6该段为轴向固定溅油板，所以取d6=41mm，长度取5mm。7）计算d7、l7该段为过渡段，取d7=34mm，l7由作图决定，取40mm。8）计算d8、l8该段与轴承配合，所以选取d8=30mm，选取6206轴承，长度l8为轴承宽度16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，故l8=32mm.（2）2轴设计计算选用45号钢调质处理，HB=240，轴的结构设计如图3所示。图3轴2结构设计1）初算轴头按需用切应力初算d2d2段与蜗轮配合，受弯矩，查机械设计课本表10-2取c=112则考虑到轴上有单键，需增大轴径3%，d2=28.69x1.03=29.55mm考虑到轴承内径为标准值，取d2=35mml2取决于蜗轮轮毂宽度，蜗轮轮毂宽度取L=1.2d2=1.2x35=42mm取L=42mm，考虑到轴肩定位，所以取l2=42-2=40mm2）计算d1、l1该段轴与轴承配合，所以取d1=30mm，选取轴承6206，考虑到脂润滑，轴承内侧断面距箱体内壁为8~12mm，取10mm，齿轮断面距离箱体内壁取25mm，在考虑轴肩定位2mm，所以l1=16+10+27+2=55mm。3）计算d3、l3d3与d2的过渡轴肩为定位轴肩承受轴向力，所以取d3=d2+5=40mm，l3的长度影响到蜗杆轴承座与大齿轮是否干涉，由作图决定。4）计算d4、l4d3到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d4=d3-5=35mm，长度由小齿轮宽度减去1~3mm的定位距离来确定，l4=675)计算d5，l5该段与轴承配合，取d5=30mm，l5=42mm（3）3轴设计计算轴的材料选用常用的45钢，调质处理HB=240轴的结构设计如下图图4轴3的结构设计1）初算轴头按需用切应力初算d1d1段直接与联轴器相连，不受弯矩，查机械设计课本表10-2取c=112则考虑到轴上有键槽，需增大轴径，取d1=41.96×1.03=43.22mmd1段轴不受弯矩，且考虑到与联轴器配合取d1=45mm查《机械设计指导手册》126页选取LT7型联轴器取l1=82mm2）计算d2、l2该段轴与联轴器相连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取d2=48mm，l2需伸出端盖15~20mm，由作图决定，作图后的l2=51mm。3）计算d3、l3d3段与轴承配合，所以选取d3=50mm，选取6210轴承，长度l3为轴承宽度20mm，甩油板伸出箱体内壁1~3mm，取2mm，所以l3=20+7+2=29mm4）计算d4、l4d5到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d4=d3+5=55mm，长度由作图决定，得l4=90mm。5）计算d5、l5d5到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d5=d4+5=60mm，长度由作图决定，得l5=10mm。6）计算d6、l6大齿轮要和小齿轮啮合传动所以，大齿轮的位置由小齿轮来确定，通过作图可得d6=55mm，l6=60mm7)计算d7，l7该段和d3一样都是与轴承配合所以d7=d3=50mm，长度l7=45mm2．3轴的弯扭合成强度计算1）计算大斜齿轮受力2）计算轴承支反力水平面：竖直面：画出水平弯矩Mxy图，垂直面弯矩Mxz图和合成弯矩图，分析图5至图10可知在合成弯矩最大处最危险。轴的结构尺寸，及受力分析如下列图所示：图5轴3结构尺寸图6轴3受力图水平面受力图图7水平面弯矩图竖直面受力图图8垂直面弯矩图图9合成弯矩图图10轴3扭矩图4)计算轴的安全系数轴选用45号钢，对称循环疲劳极限脉动循环疲劳极限由式得由图9和图10可得危险截面处弯矩M=209876N·mm。最大转矩为T=502990N·mm。在该截面上有无轴直径变化，有键连接，其应力集中可在表10-10由查得=1.62。表面状态系数（Ra=3.2，σb=650MPa）对于碳钢其尺寸系数安全系数：综合安全系数根据校核，危险截面足够安全六．滚动轴承的选择和计算该传动装置采用蜗轮-蜗杆—斜齿轮传动，输出轴采用深沟球轴承，轴承型号为6210，d=50mm，D=90mm，B=20mm，基本额定动载荷Cr=35100N，基本额定静载荷C0r=23200N由表11-6，i=1，Fa=1144.04N,C0r=23200N,所以Fa/C0r=0.05,并且Fa/Fr=0.73，可查得X=0.56，Y=1.71。又由表11-7，查得载荷系数fp=1.1所以折合为年为250年,大于工作要求5年，故选用6210型深沟球轴承符合要求。七．键连接的选择和计算1轴键槽部分的轴径为18mm，所以选择普通圆头平键键A6×32GB/T1095-2003，材料为Q255A2轴两端键槽部分的轴径为35mm，所以选择普通圆头平键蜗轮键A10×32GB/T1095-2003，材料为Q255A小齿轮键A10×50GB/T1095-2003，材料为Q255A3轴外伸部分的轴径为45mm，所以选择普通圆头平键键A14×70GB/T1095-2003，材料为Q255A大齿轮处轴径为55mm，所以选择普通圆头平键键A16×45GB/T1095-2003，材料为Q255A校核由于静连接，取，输出轴，联轴器段键的接触长度能传递的转矩为：输出轴，大齿轮配合段键的接触长度能传递的转矩为：校核通过结论：键安全八、联轴器的选择1.电动机与输入轴之间：为了减小启动转矩，减小转动惯量和良好的减震性能，采用弹性柱销联轴器。输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查得轴外伸直径D=18mm，选HL1型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径d=18mm，半联轴器长度L=42mm，。额定转矩为160N.m2.输出轴与卷筒轴之间：选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630N.m，半联轴器的孔径d1=45,半联轴器长度L=82mm。3.、联轴器校核结论，联轴器安全。九．减速器附件的选择窥视孔盖窥视孔盖的规格为140×100mm。箱体上开窥视孔处设有凸台5mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板材料为Q235A钢，用8个M6螺栓紧固。通气器减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，使箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。选用带金属滤网的通气器。启盖螺钉在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。定位销为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为d=8mm，长度为30mm。吊环和吊钩为了便于拆卸和搬运，在箱盖铸出吊环，并在箱座上铸出吊钩。油标尺油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定油面面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。放油螺塞放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放