WD-2A蜗轮蜗杆减速器(链减速)

机械设计课程设计说明书—WD2A目录TOC\o"1-1"一、设计任务书 1二．电动机的选择计算 1三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算 2四、传动零件的设计计算 3五、轴的设计计算 6六、滚动轴承的选择和寿命计算 10七、键联接的选择和验算 11八、选择联轴器 12九、减速器的润滑及密封形式选择 12十、参考材料 13一、设计任务书题目：WD—2A胶带输送机的传动装置2、设计数据：滚筒圆周力带速滚筒直径滚筒长度F=1600NV=0.45mD=250L=43、工作条件：工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量8年2班清洁平稳小批二．电动机的选择计算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、选择电动机功率卷筒所需有效功率PW=F×V/1000=1600×0.45/1000=0.72kwPW=0.72kw传动装置总效率：η=η筒×η蜗×η链×η滚承2×η球承×η联根据表4.2-9确定各部分的效率:滚筒效率η筒=0.96蜗杆传动效率η蜗=0.8链条传动效率η链=0.915球轴承效率η球承=0.99滚子轴承效率η滚承=0.98联轴器效率η联=0.99则总的传动总效率η=η=η筒×η蜗×η链×η滚承2×η球承×η联η=0.661=0.661所需电动机功率PR=PW/η=0.72/0.661=1.089kwPR=1.089kw查表4.12-1:可选Y90L-4型，额定功率1.5kw，或选Y100L-6型，额定功率1.5kw为使传动比小，选Y100L-6型，额定功率1.5kw，同步转速1000r/min，满载转速n0=940r/min。..查表4.12-2知电动机中心高H=100mm,H=100mm外伸轴段D×E=28mm×60mm.D×E=28mm×60mm3、分配传动比滚筒轴转速nW=60v/(π×D)=60×0.45/(0.25×π)=34.377r/min.nW=34.377r/min传动装置总传动比i=n0/nW=940/34.377=27.344i=27.344据表4.2-9,取i链=2.467,则i蜗=i/i链=27.344/2.467=11.084i蜗=11.084三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算0轴(电动机轴):P0=Pr=1.089kw，n0=940r/minT0=9.55×P0/n0=11.064N·m；1轴(减速器高速轴):P1=P0×η联=1.078kw，n1=n0=940r/min,T1=9.55×P1/n1=10.952N·m；2轴(减速器低速轴):P2=P1×η蜗×η滚承=0.845kw,n2=n1/i蜗=85.45r/min，T2=9.55×P2/n2=94.45N·m;3轴(传动滚筒轴):P3=P2×η链×η滚承=0.758kw，n3=n2/i链=34.637r/min,T3=9.55×P3/n3=208.99N·m;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η01.08994011.064联轴器1.00.99Ⅰ1.07894010.952蜗杆传动110.80Ⅱ0.84585.4594.45链传动2.4670.915Ⅲ0.75834.637208.99四、传动零件的设计计算蜗轮蜗杆的设计计算（1）、选择材料蜗杆用45钢，考虑到效率高些，耐磨性好些，蜗杆螺旋面进行表面淬火，硬度为45~55HRC。蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10Pb1，金属模铸造，为节约贵金属，仅齿圈用贵金属制成，轮芯用铸铁HT200制造。（2）、确定蜗轮齿数由表6-3，考虑减速器效率，蜗杆头数，取Z1=2Z1=2按i=11，Z2=iZ1=22Z2=22（3）、按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算确定作用在蜗轮上的转矩T2按z1=2,η蜗=0.82，则：T2=9.55×p2/n2=94.45N·mT2=94.45N·m确定载荷系数K载荷平稳，由表6-6中，选取使用系数KA=1.0，取载荷分布系Kβ=1,Kβ=1,KA=1由于蜗轮转速为85.45r/min，蜗轮的圆周速度可能较小，（v2〈3m/s〉）故选动载荷系数Kv=1.1,于是Kv=1.1K=KA×Kβ×Kv=1.1K=1.1确定许用接触应力[σH]由表6-7中查得[σH]’=268N/mm2；应力循环次数N=60×j×n2×Lh=60×1×85.45×16×300×8=1.97×108N=1.97×108[σH]=[σH]’×（107/N）1/8=268×（107/(1.97/108)）1/8=184.7N/mm2[σH]=184.7N/mm2确定模数m及蜗杆分度圆直径d1青铜蜗轮与钢蜗杆配对时，ZE=160（N/mm2）1/2，有m2d1≥K×T2×（160/（Z2×[σH]））2=1554mm由表6-2，取m=6.3，d1=63mm。（m2d1=2500mm3）m=6.3，d验算蜗轮的圆周速度V2V2=π×m×Z2×n2/（60×1000）=0.62m/s<3m/s，V2=0.62故取Kv=1.1是合适的。（4）、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×Z2=138.6mm中心矩a=（d1+d2）/2=100.8mm，a=100.8mm取实际中心矩a’=100mm，则蜗轮需变位。a’=100mm蜗轮的变位系数x2=(a’-a)/m=-0.127x2=-0.127（5）、校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度由表6-8，按Z2=22，查得YFa=2.59，由表6-9查得[σF]’=56N/mm2，则许用弯曲应力为[σF]=[σF]’×（106/N）1/9=31.14N/mm2[σF]=31.14N/mm2蜗杆分度圆柱导程角γ，tanγ=Z1×m/d1=0.20，故γ=11.31°γ=11.31°σF=1.53×K×T2×cosγ×YFa/（d1×d2×m）=7.34N/mm2〈[σF]=31.14N/mm2σF=7.34N/mm2蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。（6）、蜗杆\蜗轮各部分尺寸计算蜗杆齿顶高ha1=ha*×m=6.3mm齿根高hf1=(ha*+c*)×m=7.56mm齿高h1=ha1+hf1=13.86mm分度圆直径d1=63mm齿顶圆直径da1=d1+2ha1=75.6mm齿根圆直径df1=d1－2hf1=47.88mm蜗杆轴向齿距Px=π×m=19.79mm蜗杆螺旋长度b1=(11+0.06×Z2)×m=77.616mm取b1=78b1=78蜗轮齿顶高ha2=(ha*+x2)×m=5.50mm齿根高hf2=(ha*+c*－x2)×m=8.36mm齿高h2=ha2+hf2=13.86mm分度圆直d2=2a－d1－2mx2=137mmd2=137mm喉圆直径da2=d2+2ha2=148mmda2=148mm齿根圆直径df2=d2－2hf2=120.28mm齿宽b2≤0.75da1=56.7mm,取b2=44mmb2=44齿宽角θ=2arcsin(b2/d1)=11.616o顶圆直径de2≤da2+1.5m=160.45mm。取de2=160mmde2=160mm（7）、热平衡计算滑动速度VsVs=V2/sinγ=3.162m/sVs=3.162m当量摩擦角φv按Vs=3.162m/s,由表6-10得φv=1.32°φv=1.32°传动效率ηη=0.955tanγ/tan(γ+φv)=0.836η=0.836箱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A≥1000×P1×(1－η)/(kd×(t－t0))=0.1842m2A≥0（8）、精度及齿面粗糙度的选择由表6-1,按V2=0.62m/s,为一般动力传动,取精度等级为8级,标准为8cGB10089—88。蜗杆齿面粗糙度Ra1≤3.2μm，蜗轮齿面粗糙度Ra2≤3.2μm。（9）、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ξ=T2/an1=100.5N·min/mξ=100.5N·min/m由图6-16查得40oC，运动粘度为280mm2/s，再由表6-12选G—N320w蜗轮蜗杆油。b)、装油量的计算蜗杆浸油深度为（0.75~1.0）h。滚子链传动（1）、确定链轮齿数由i=2.467,设链速V≤0.6~3m/s，选Z1=15，Z2=37。Z1=15，Z2=37（2）、选定链型号，确定链节矩pPo≥KA×KZ×p/Kp=KA×KZ×P2η滚承/Kp=1.043kw其中由表4-6得KA=1.0，由图4-12得KZ=1.26，由表4-7按单排链考虑,Kp=1.0。由P0=1.043kw及n1=85.45r/min，由图4-10选定链型号为12A，p=19.05mm。（3）、验算链速V=Z1×n1×P/（60×1000）=0.407m/s，V=0.407m/sV=0.407<0.6m/s,为低速链传动因此校核安全系数S=Q/（KA×Ft）=Q/(KA×1000×P/V)=15.29≥[S],其中，[S]=4～8；查表4-1，可得Q=31100；KA=1故链速适宜。（4）、计算链节数与实际中心矩取a0=40×p=762mm，a0=762mm链节数Lp0=2a0/p+（Z1+Z2）/2+（p/a0）×（（Z2－Z1）/2π）2=106.306节,取Lp=106节，确定实际中心矩a=a0+（Lp－Lp0）×P/2=756.17mma=756.17因此选择滚子链12A－1×89GB1243.1－83。（5）、确定润滑方法按图4-15，由链速V=0.407m/s及链号12A，选人工定期润滑。（6）、计算对轴的作用力取KQ=1.25，Q=1000×KQ×P/V=2542NQ=2542N（7）、计算链轮主要几何尺寸分度圆直径d1=p/sin（180o/Z1）=91.63mmd1=91.63mmd2=p/sin（180o/Z2）=224.63mm。d2=224.63mm五、轴的设计计算作用于蜗轮的圆周力、径向力、轴向力为：圆周力Ft=2×T2/d2=1363NFt=1363N轴向力Fa=2×T1/d1’=357NFa=357N径向力Fr=Ft×tan20o=496NFr=496N由图可知L1=76mm，L2=74mm，L3=74mmMH1Fr2Fa2RavRbvRbvRbHRbHFt2RaHQFMH1Fr2Fa2RavRbvRbvRbHRbHFt2RaHQFr2Ft2Fa2RaHRavQTBCADMca3Mca2Mca4Mca1TM1M2MBCADMca3Mca2Mca4Mca1TM1M2MH1MV2MV1MH2（1）、绘轴的受力简图，求支座反力：由图纸得，L1=76L2=74L3=74水平面内，Q+RaH+Ft2+RbH=0Q×L1=Ft2×L2＋RbH×(L2+L3)垂直面内，RaV+Fr2+RbV=0-Fa2×d2/2+Fr2×L3＋RbV×(L1+L2)RaH=4529，RbH=624RaV=417，RbVRaH=4529，RbH=624RaV=417，RbV=79RaV=417RbV=79（2）、作弯矩图：A、水平面弯矩MH图：MH1=193192N·mmMH2=46154N·mmMMH1=193192N·mmMH2=46154N·mmMH2=L3×RbH=46154N·mmMV1=30858N.mmMV2=5832N·MV1=30858N.mmMV2=5832N·mmB点左边MV1=RaV×L2=30858N·mmB点右边MV2=MV1-Fa2×d2’/2=5832N·mmmM1==55519N·M1==55519N·mmM2’=46521N·C、合成弯矩M图：M1=（MH22+MV12）1/2=55519N·mmM2’=（MH22+MV22）1/2=46521N·mm（3）、作转矩T图：T=94450N·mm（4）、作计算弯矩Mca图：该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考Mca1=201332NMca1=201332N·mmMca2=78516N·mmMca3=46521N·mmMca4=56670N·mmA点Mca1=（MH12+（α×T）2）1/2=201332N·mmB点左边Mca2=（M12+（α×T）2）1/2=78516N·mmB点右边Mca3=（M22+（α×T）2）1/2=46521N·mmD点Mca4=α×T=56670N·mm（5）、校核轴的强度：由图可知，C点弯矩值最大，Ⅱ剖面轴径最小，所以该轴的危险断面是Ⅱ剖面和C点所在剖面，由45钢调质处理查表8-1得σB=650N/mm2，再由表8-3查得[σb]－1=60N/mm2则C点σca=Mca1/(0.1×303)=31.46MPa＜[σb]－1Ⅱ剖面σca=Mca4/(0.1×403)=20.99MPa＜[σb]－1因此，设计安全。（6）、精确校核轴的疲劳强度由图分析可知，ⅠⅡⅢⅣ剖面最危险。其中ⅠⅡ剖面轴径都最小，计算弯矩基本相同，并都有应力集中影响。Ⅲ距最大载荷较近，承载较大，并有应力集中。Ⅳ剖面承载最大，并有因过盈配合产生应力集中。A）、校核Ⅰ、Ⅱ剖面的疲劳强度45钢机械性能查表8-1得：σ-1=268N/mm2，τ-1=155N/mm2；Ⅰ剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1查得：kσ=1.82，kτ=1.62Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-1查得：（D-d）/r=（35-30）/1=5，r/d=1/30=0.033，kσ=1.99，kτ=1.62因ⅠⅡ剖面受相同转矩作用，且Ⅱ剖面的弯矩更大一些，故校核Ⅱ剖面。Ⅱ剖面承受的弯矩和转矩分别为MⅡ=25×Q=63550N·mmTⅡ=T=94450N·mmⅡ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为σmax=MⅡ/W=23.54N/mm2σa=σmax=23.54N/mm2，σm=0Ⅱ剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为τmax=T/WT=94450/(0.2×303)=17.49N/mm2τa=τm=τmax/2=8.75N/mm2绝对尺寸影响系数由附表1-4查得：εσ=0.91，ετ=0.89；表面质量系数由副表1-5查得：βσ=0.92，βτ=0.92；查表1-5得ψσ=0.34，ψτ=0.21。Ⅱ剖面的安全系数为Sσ=σ-1/（Kσ×σa/（βσ×εσ）+ψσ×σm）=5.4S=Sτ=τ-1/（Kτ×τa/（βτ×ετ）+ψτ×τm）=8.57S=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2=4.6取[S]=1.5~1.8，S＞[S]，所以Ⅱ剖面安全。B）、校核Ⅲ剖面的疲劳强度Ⅲ剖面因过度圆角引起的应力集中系数由附表1-2查得：（D-d）/r=（40-35）/1.6=3.125，r/d=1.6/35=0.046，kσ=1.75，kτ=1.51MⅢ=Q×（76-9）=170314N·mmTⅢ=T=94450N·mmⅢ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为σmax=MⅢ/W=39.72N/mm2σa=σmax=36.72N/mm2，σm=0Ⅲ剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为τmax=TⅢ/WT=1.0N/mm2τσ=τm=τmax/2=0.5N/mm2绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：εσ=0.88，ετ=0.81;表面质量系数由副表1-5查得：βσ=0.92，βτ=0.92；查表1-5得ψσ=0.34，ψτ=0.21。Ⅲ剖面的安全系数为Sσ=σ-1/（Kσ×σa/（βσ×εσ）+ψσ×σm）=3.49.Sτ=τ-1/（Kτ×τa/（βτ×ετ）+ψτ×τm）=11.3S=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2=10.6S＞[S]=1.5~1.8，所以Ⅲ剖面安全。C）、校核Ⅳ剖面的疲劳强度Ⅳ剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1查得：kσ=1.97,kτ=1.51MⅣ=MH1+0=193192N·mmTⅣ=T=94450N·mmⅣ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为σmax=MⅣ/W=39.72N/mm2σa=σmax=36.72N/mm2，σm=0Ⅳ剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为τmax=TⅣ/WT=6.67N/mm2τσ=τm=τmax/2=3.34N/mm2绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：εσ=0.88，ετ=0.81，表面质量系数由附表1-5查得：βσ=0.92，βτ=0.92；查表1-5得ψσ=0.34，ψτ=0.21。Ⅳ剖面的安全系数为Sσ=σ-1/（Kσ×σa/（βσ×εσ）+ψσ×σm）=4.08.Sτ=τ-1/（Kτ×τa/（βτ×ετ）+ψτ×τm）=19.76S=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2=3.92S＞[S]=1.5~1.8，所以Ⅳ剖面安全六、滚子轴承的选择和寿命计算按受力特点，选用圆锥滚子轴承据轴径，选用4个滚动轴承30208GB/T297-94d=40mm,D=80与蜗杆相比，蜗轮轴受很大的压轴力，且两个轴承间距更远，因此蜗轮轴承危险得多，只须校核蜗轮轴承即可。作用于蜗轮的圆周力、径向力、轴向力为：圆周力：Ft=1363N轴向力：Fa=357N径向力：Fr=496N压轴力：Q=2542N转速：n=85.45r/min（1）、计算轴承的径向支反力水平支反力：RaH=4529RbH=624垂直支反力：RaV=417RbV=79合成支反力：Ra=4548N，Ra=4548NRb=629NRb=629N（2）、计算派生轴向力S由表9-12，S=R/（2×Y）。查表9-7，30208轴承的Y=1.6，C=59.8KN，e=0.37，Y0=0.9，C0=42.8KNSa=Ra/（2×Y）=1421N，Sb=Rb/（2×Y）=197N。