涡轮蜗杆设计说明书

1、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201 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

2、 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”都统一简称为“1”和“2”）表4.2-9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

3、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所需电动机功率Pr=PW/=0.855/0.635=1.35kw Pr=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 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电动机型号额定功率(/kW)同步转速/(r/min)满载转速 （r/m

4、in）总传动比D*EHY100L-61.5100094032.8728j6*601002.4 分配传动比滚筒轴转速 传动装置总传动比 i=32.87据表24.2-9,取i链=2.1,则 i蜗= i/ i链=32.87/2=15.652 i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=1.35kW P0=1.35kw n0= 940r/min n0=940 r/min T0=9550×P0/n0=9550×1.35/940=13.7N·m； T0=13.7N·mI轴(减速器蜗杆轴) P1= P0×1=1.3

5、5×0.99=1.337kW P1=1.337kWn1= n0/ i01=940/1=940r/min, n1=940r/min T1=9550×P1/n1=9550×1.337/940=13.6N·m； T1=13.6N·mII轴(减速器蜗轮轴) P2= P1×2×3= 1.337×0.75×0.99=0.993kW P2=0.993kwn2= n1/i12=940/15.652=60.06r/min n2=60.06r/min T2=9550×P2/n2=9550×0.993/60

6、.06=157.89N·m T2=157.89N·m;III轴(滚筒轴)P3= P2×3×4= 0.993×0.99×0.9=0.885kW P3=0.885kwn3= n2/i23=60.06/2.1=28.6r/min n3=28.6r/min T3=9550×P3/n3=9550×0.885/28.6=295.52N·m T3=295.52N·m 表2 各轴运动及动力参数轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率01.3594013.7联轴器10.991.33

7、794013.6蜗杆传动15.6520.7350.99360.06157.89链传动2.10.8910.88528.6295.524 传动零件的设计计算4.1 蜗轮蜗杆的设计计算 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。 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=31.304 Z2=31则取Z2=31，则i蜗= Z2 /Z21=31/2=15.5。 i蜗=15.5 验算传动

8、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： i=0.97%故传动比满足设计要求。 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=157.89 N·m=157890N.mm。 T2=157890 N·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

9、荷系数Kv=1.0，于是 Kv=1.0 K=KA×K×Kv=1.0×1.0×1.0=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=60×j×n2×Lh=60×1×60.06×16×365×8=1.68×108 N= 1.68×108则 H=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 由1表6-2，取模数m=8，d1=

10、63mm。（m2d1=4032mm3） m=8，d1=63mme) 验算蜗轮的圆周速度v2 v2=0.780m/s 故取Kv=1.0是合适的。 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=m×Z1=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 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 x2=0.5625 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-

11、9查得F=40N/mm2，则许用弯曲应力为 F= 22.6N/mm2由1式(6-2)得蜗杆分度圆柱导程角，tan=Z1×m/d1=2×8/63=0.254故=14.25°, =14.25°由1式(6-12)得 =4.05N/mm2<F=22.6N/mm2 F=4.05N/mm2则蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。 蜗杆、蜗轮各部分尺寸计算(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

12、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取b2=140mm b1=140mm b) 蜗轮齿顶高ha2=(ha*+x2) m=(1+0.5625) ×8=12.5mm ha2=12

13、.5mm齿根高hf2=(ha*+c*x2) m=(1+0.25-0.5625) ×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=248-2×5.5=237mm df2=237mm咽喉母圆半径 rg2=ada2/2=160-248/2=36mm rg2=36mm齿宽b20.7da1=0.7×79=55.

14、3mm, 取54mm b2=54mm齿宽角=2arcsin(b2/d1)=2arcsin(54/63)=117.99° 117.99°顶圆直径de2da2+1.5m=273+1.5×8=285mm取de2=280mm de2=280mm 热平衡计算a) 滑动速度Vs，由1式(6-18)得 V1=3.1m/sVs=V1/cos=3.1/cos14.25°=3.2m/s Vs=3.2m/s b) 当量摩擦角 由1表6-10，按Vs=3.2m/s,查得= =2.037° = 2.037° 传动效率，由1式(6-19)得 =0.830c) 箱

15、体所需散热面积 按自然通风计算，取kd=17w/(m2·oC),油的工作温度t=80oC,周围空气温度t0=20oC,则 A0.347m 2根据设计图可知符合散热要求。 精度及齿面粗糙度的选择由1表6-1,V2=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 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 =41.01N·min/m由1图6-15查得40oC，运动粘度为250mm2/s，再由1表6-12选G-N320w蜗轮蜗杆油。

16、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位置滚动体的中心。4.2 滚子链传动 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 选定链型号，确定链节矩p 由1式(4-7)得 Po0.904kw其中由1表4-6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=60.06r/min，由1图4-10选定链型号为12A，链距p=19.05mm

17、。 p=19.05mm4.2.3 验算链速<15m/s V =0.400m/s所以链速适宜 计算链节数与实际中心矩中心距a0=(3050)P=571.5952.5mm，初定a0=600mm， a0=600mm 则链节数为 则取Lp=96节， Lp=96确定实际中心矩 a=600.04mm 确定润滑方法由链速V=0.400m/s，及链号12A，由1图4-16选择人工定期润滑。 计算对轴的作用力取KQ=1.25， Q=3103.1N 计算链轮主要几何尺寸分度圆直径 d1=p/sin（180o/Z1）=19.05/sin(180°/21)=127.82mm d1=127.82mm d

18、2=p/sin（180o/Z2）=19.05/sin(180°/44)=267.03mm d2=267.03mm4.3 选择联轴器初步估计减速器高速轴外伸段轴径 d=（0.81.0）×d电机=（0.81.0）×28=22.428.0mm d电机=28mm根据传动装置工作条件拟用TL型弹性套柱联轴器计算转矩 T=9.55×P/n=9.55 ×1500/940=15.24N·m T=15.24 N·m TC=K×T=1.3×15.24=25.76N·m TC=25.76N·m其中K为工作情

19、况系数，由1中表11-1取K=1.3，T为联轴器所传递名义转矩，查TL5联轴器公称转矩TN=125N·m>TC=21.78N·m，许用转速n=3600r/mm>n0=940 r/mm，故可以选择TL5联轴器28×30。主动端d1=28mm，Y型轴孔L=60mm，A型键槽；从动端d2=28mm， d1=d2=28mmY型轴孔L=60mm，A型键槽。取减速器高速轴外伸段轴径d=30mm。 d=30mm5 轴的设计计算5.1 蜗轮轴的设计 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。5.1.2 轴的结构设计根据题目要

20、求，设计出蜗轮轴的机构如下图所示： 图2 蜗轮轴的结构图 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 Ft=1273.3N轴向力 Fa=431.7N径向力Fr=Fttan1x=1273.3×tan20=463.4N Fr=463.4N链轮对轴的作用力Q=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

21、 a) 垂直支反力(图3-a): Rav= -702.3 NRbv= Rbv= 237.9Nb) 水平支反力(图3-b)： RaH= -6543.4 N RbH= 5270.1N.2 作弯矩图a) 垂直面弯矩图(图3-c) C点右 Mv1=Rbv×L3=237.9×57=13560 N·mm Mv1=13560 N·mm C点左 Mv2=Rav×L2= -702.3×57= -40031 N·mm Mv2=-40031 N·mmb) 水平面弯矩图(图3-d)C点MHC= Rbv×L3 =5271.0

22、15;57=300396N·mm MHC=300396 N·mm A点MHA= Q×L1 =3103.1×103=319619 N·mm MHA=319619 N·mm c) 合成弯矩图(图3-e)A点MA= MHA=319619 N·mm MA=319619 N·mmC点右 M1=300702 N·mmC点左 M2= -303089 N·mm5.1.3.3 作转矩T图(图3-g)T=157890 N·mm5.1.3.4 作计算弯矩Mca图：该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力应按脉动循环

23、应力考虑，取=0.6。A点 McaA=333363N·mm C点右 McaC1=300702 N·mmC点左McaC2=317549N·m D点 McaD=T=0.6×157890=94734 N·mm Mca3=94734 N·mm5.1.3.5 校核轴的强度：根据图所示，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8-1，得B=637N/mm2，再根据1表8-3查得，b1=58.7N/mm2。 按1式(8-7)计算剖面直径A点轴径 dA =38.4mm该值小于原设计该点处轴径55

24、mm，安全。E点轴径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。5.3.1.6 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·mm17813829861110497310497310023415826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8-11得 ：-1=268N/mm2，-1=155N/mm2；a） 剖面： -1=

25、268N/mm2，因键槽引起的应力集中系数根据附表1-11:k=1.808，k=1.60 -1=155N/mm2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=（52-42）/2=5，r/d=2/42=0.048 k=1. 955，k=1.636k=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1-51查得 ：=0.94，=0.94； =0.94，=0.94；查表1-51得 =0

26、.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=111711 N·mm M=111711 N·mm max= 15.08N/mm2 a=max=15.08N/mm2，m=0 a =15.08N/mm2 m=0 S=-1/（K×a/（×）+×m） =268/(1.955×15.08/(0.94×0.84) +0) S=7.2=7.2 剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为 max =10.66N/mm2 a=m= 5.33N/mm2剖面的安全系数为 S=11.9S=SS/（S2+S2）1

27、/2= 7.2×11.9/（7.22+11.92）1/2=6. S=6.2S=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1-1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=270

28、73 N·mm M=27073 N·mm max= 19.4N/mm2a=max=15.08N/mm2，m=0 a= 19.4N/mm2 S=-1/（K×a/（×）+×m） m=0 =268/(1.678×19.4/(0.94×0.81) +0) =6.3 S=6.3剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为 max =5.61N/mm2 a=m= 2.81N/mm2剖面的安全系数为 S=24.3S=SS/（S2+S2）1/2= 6.3×24.3/（6.32+24.32）1/2=6.1 S=6.1C)剖面配合(按H7

29、/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=1.636k=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：=0.81，=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1-51得 =0.34，=0.21。 =0.34，=0.21承受的弯矩为M=101125 N·mm M=101125 N&

30、#183;mm max= 6.07N/mm2a=max=6.07N/mm2，m=0 a= 6.07N/mm2 S=-1/（K×a/（×）+×m） m=0 =268/(1.949×6.07/(0.94×0.81) +0) =17.2 S=17.2剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为 max =4.75N/mm2 a=m= 2.81N/mm2 S=28.25S=SS/（S2+S2）1/2= 17.2×28.25/（17.22+28.252）1/2=14.7 S=14.7d) 剖面因键槽引起的应力集中系数根据附表1-11:k=1.808

31、，k=1.603配合(按H7/r6)应力集中系数根据附表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1-2查得：（D-d）/r=（64-56）/2=4，r/d=2/56=0.036, k=1. 904，k=1.577k=2.598，k=1.872取k=2.598，k=1.872 M=100234 N·mm M=100234 N·mm剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为 max= 5.71N/mm2a=max=5.71N/mm2，m=0 a= 5.71N/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1-51得 =0.34，=0.21。 =0.34，=0.21剖面的安全系数为S=S=-1/（K×a/（×）+×m） S=13.8 = 268/(2.598×5.71/(0.94×0.81) +0) =13.8