蜗轮蜗杆减速器课程设计..docx

传动装置的总体设计一、选择电动机1.选择电动机类型 按工作要求选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，电压为380V.2.选择电动机的容量 工作机的有效功率为Pw= Fv1000 = 1.634kW 查表得：一个联轴器的效率η1：0.99一对圆锥滚子轴承的效率η2：0.98（使用两对）涡轮蜗杆的效率η3：0.72V带传动的效率η4：0.96一对深沟球轴承的效率η5：0.99滚筒的效率η6：0.96ηΣ = 0.618从电动机到工作机输送带间的总效率为 PΣ= PwηΣ = 2.644kW3.确定电动机转速 涡轮蜗杆的传动比范围为：5-80 V带传动的传动比范围为：2-4 总的传动比范围为：10-320 工作机转速为 nW=60 x 1000vπd = 18 r/min所以电动机转速范围的可选值为 nd =(10-320)nW = 180-5800 r/min查表15.1选电动机型号Y112M-4，参数如下电动机型号额定功率/kW满载转速（r/min）启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y112M-4414402.22.2二、计算传动装置的总传动比iΣ并分配传动比1.总传动比iΣ iΣ= nmnW = 802.分配传动比 涡轮蜗杆传动比为40选择V带传动传动比为2三、计算传动转置各轴的运动参数和动力参数 1.各轴转速 Ⅰ轴 nⅠ=nm = 1440 r/min Ⅱ轴 nⅡ= nⅠiⅠ = 36 r/min Ⅲ轴 nⅢ = nⅡiⅡ = 18 r/min 2.各轴的输出功率 Ⅰ轴 PⅠ=Pdη1 = 2.61756kW Ⅱ轴 PⅡ= PⅠη2η3 = 1.846950kW Ⅲ轴（滚筒） PⅢ = PⅡη4η2 = 1.737611kW 3.各轴的输入转矩Ⅰ 电动机轴的输出转矩Td为 Td = 9.55 x 106Pdnm = 0.175 x 105N·mm故轴Ⅰ TⅠ= Tdη1 = 0.173595x 105 N·mm 轴Ⅱ TⅡ = TⅠη2η3 iⅠ= 4.899549 x 105N·mm 轴Ⅲ TⅢ = TⅡη2η4iⅡ = 9.21991 x 105N·mm轴名功率P/kW转矩转速传动比效率电机轴2.6440.17534914401Ⅰ轴2.617560.17359514401Ⅱ轴1.846954.8995493640Ⅲ轴1.735959.218991182传动件设计一、蜗杆传动的设计1.选择蜗杆传动类型 根据GB/T 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）2.选择材料 考虑蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望；效率高些，耐磨性好些，故蜗杆齿面要求淬火，硬度为45-55HRC。

涡轮用ZCuSn10P1，金属模铸造为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造3.按齿面接触疲劳强度进行设计 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 m2d1≥KT2(480Z2[σH])2（1）确定作用在涡轮上的转矩T2（2）确定载荷系数K 因工作载荷教稳定，故取载荷分布不均系数Kβ = 1；由表11-5选取使用系数KA = 1.15；由于转速大于3 m/s，冲击不大，可取动载荷系数Kv = 1.15；则 K= KAKβKv = 1.32（3）确定弹性影响系数 因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故 = 160MPa1/2（4）确定涡轮齿数z2 z2 = z1·i12 = 80（取整）（5）确定许用接触应力[σH] 根据涡轮材料为ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，从表11-7中查得涡轮的基本许用应力[σH]' = 268MPa 应力循环次数 N = 60jn2Lh = 132451200 寿命系数 KHN = 8107N = 0.724007 则 σH= KHN·[σH]'=194.03（6）计算m2d1值 m2d1 ≥ 618.44.蜗杆涡轮的主要参数与几何尺寸（1）中心距 a=d1+d22 180mm（2）蜗杆 蜗杆齿距 pa = 12.57mm 直径系数 q = 10mm 齿顶圆直径 da1 = 48mm 齿根圆直径 df1 = 30.4mm 分度圆导程角 11.31 蜗杆轴向齿厚 sa = 6.28mm（3）涡轮涡轮分度圆直径 d2 = 320mm涡轮喉圆直径 da2 =328mm涡轮齿根圆直径 df2 = 310.4mm涡轮咽喉半径 rg2 = 16mm5.校核齿根弯曲疲劳强度 σF=1.53KT2d1d2mYFa2Yβ≤[σF]当量齿数 zv2=z2cos3γ = 84.85根据zv2 = 64.3 , 从图11-17中可得齿形系数YFa2 = 2.24螺旋机系数 γβ=1- γ140 = 0.9192许用弯曲应力 [σF]=[σF]'· KFN从表11-8中查得ZCuSn0P1制造的涡轮的基本许用弯曲应力[σF]' = 56MPa。

寿命系数 KFN = 0.581369 [σF] = 32.56 σF = 19.32弯曲强度是满足的6.验算效率η η= （0.95-0.96）tanytan⁡(γ+φv) = 0.85已知γ = φv = arctan fv fv与相对滑动速度vs有关 vs=πd1n160x1000cosγ = 3.074m/s从表11-18中用插值法差得φv = 1.2895;代入式中得η= 0.85，大于原估计值，因此不用重算7.精度等级公差和表面粗糙度的确定8.热平衡核算9.绘制工程图10.主要设计结论链轮的设计1.选择链轮齿数选取消链轮齿数z1= 17 大链轮齿数z2=i*z1= 342.确定计算功率有课本表9-6查得工作系数kA= 1,由图9-13查得主动链轮齿数系数kz = 1.22， 单排链，则计算功率为 pca= kA*kz*P =2.25kW选择链条型号和节距根据pca= 2.25kW，n1= 36r/min和pca≤ pc，查图9-11，可选20A-1。

查表9-1，链条节距为p = 31.75mm4.计算链节数和中心距初选中心距a0=(30~50)p = 952.5-1587.5mm,取a0=1200相应链长节数为 Lp0=2a0p+z1+z22+(z2-z12π)2pa0 = 101.28取链长节数Lp= 102查表9-8，采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24937，则链传动的最大中心距为 amax=f1p[2Lp-(z1+z2)]= 1211 计算链速v，确定润滑方式v=n1*z1*p60*1000=0.32385 m/s由v=0.32385和链号，查图9-14可知应采用滴油润滑 计算压轴力Fp有效圆周力为：Fe=1000pv =5703.1N链轮水平布置时的压轴力系数kFP=1.15，则压轴力为FP≈kFPFe=6558.57N 主要设计结论链条型号20A-1；链轮齿数z1=17，z2=34；链节数Lp=102，中心距a=1210mm减速器装配草图的设计一、确定各类传动零件的主要尺寸（2）蜗杆 蜗杆齿距 pa = 25.13mm 直径系数 q = 10mm 齿顶圆直径 da1 = 96mm 齿根圆直径 df1 = 63.6mm 分度圆导程角 5.71 蜗杆轴向齿厚 sa = 12.56637mmb1 = 108B = 60（3）涡轮涡轮分度圆直径 d2 = 320mm涡轮喉圆直径 da2 =336mm涡轮齿根圆直径 df2 = 300mm涡轮咽喉半径 rg2 = 32mm二、查去安装尺寸400x265 轴径28三、选定联轴器的类型 选择LT5四、初定各轴最小直径 d≥A03Pn45钢A0 = 115d ≥ 12.77mm取d五、确定滚动轴承类型 选圆锥滚子轴承 蜗杆使用30310 涡轮使用30210六、初步确定轴的阶梯段七、确定滚动轴承的润滑方式和密封方式 ，轴承端盖密封八、确定轴承端盖的结构形式 凸缘式轴承端盖九、确定减速器机体的结构方案 剖分式输出轴的设计选择轴的材料及热处理考虑到变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，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，调质处理。

初算轴的最小直径已知轴的输入功率为2.644W，转速为1440 r/min，A值在106~118所以输出轴的最小直径： A = 118 d≥A03Pn = 14.45mm但是，由于轴上有1个键槽，计入键槽的影响：D1min = 14.8(1 + 7%) = 15.836mm已知输出轴的输入功率为1.84695kW，转速为36r/min，则输出轴的最小直径： D2 ≥ 43.85mm由于该直径处有1个键槽，故 D2min = 46.92mm6.1.4轴承的选择及校核1) 初选输入轴的轴承型号据已知工作条件和输入轴的轴颈，初选轴承型号为圆锥滚子轴承32308（一对），其尺寸：D=90mm,d=40mm,B=33mm，a = 23.4mm基本额定动载荷 C=115.7kN计算系数 e=0.35轴向载荷系数 Y=1.7据已知工作条件和输出轴的轴颈，初选轴承型号为圆锥滚子轴承30212（一对），其尺寸：D=100mm,d=60mm,B=22mm, a = 22.4mm.基本额定动载荷 C=103kN计算系数 e=0.4轴向载荷系数 Y=1.52) 计算蜗杆轴的受力蜗杆轴的切向力，轴向力和径向力蜗杆轴： Ft1 = 2T1 / d’1 = 510.57N = -Fa2蜗轮轴： Ft2 = 2T2 / d2 = 3888.53N = -Fa1 Fr2 ‘= Ft2 tanα= 1415N3) 计算轴承内部轴向力单个轴承承受的径向力为Fr1 = Fr1’/ 2 = 707.5N轴承的内部轴向力：Fd1 = Fr1 / 2Y = 208N4) 计算轴承的轴向载荷轴承2的轴向载荷 由已知得,Fd1与Fa1方向相同，其和为 Fd1 + Fa1 = 208 + 3888.53 = 4096N（轴承2为“压紧”端），所以FA2 = 4096N轴承1的轴向。