涡轮蜗杆减速器设计说明书.doc

机械设计课程设计计算说明书 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 9七、键联接的选择和验算 12八、选择联轴器 12九、减速器的润滑及密封形式选择 13十、参考材料 13一、设计任务书1、 题目：WD— 9B 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=2300NV=0.60m/sD=320mmL=450mm3、工作条件：工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量10年2班 多灰尘 稍有波动小批二．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=2300×0.60/1000=1.38kw PW=1.38kw 传动装置总效率：η=η筒×η蜗×η链×η承3×η联=0.617 η=0.617其中,按表4.2-9取滚筒效率η筒=0.96蜗杆传动效率η蜗=0.75链条传动效率η链=0.90滚动轴承效率η承=0.98联轴器效率η联=0.99所需电动机功率PR=PW/η=1.38/0.636=2.237kw PR=2.237kw查表4.12-1: 选Y100L2—4型。

额定功率3kw，同步转速1500r/min，满载转速n0=1420r/min查表4.12-2知电动机中心高H=100mm,外伸轴段D×E=28mm×60mm. D×E=28mm×60mm..3、分配传动比滚筒轴转速nW=60v/(π×D)=60×0.60/(0.32×π)=35.84r/min. nW=35.84r/min传动装置总传动比i=n0/nW=1420/35.83=39.63 i=39.63据表4.2-9,取i链=2,则i蜗= i/ i链=39.63/2=19.82 i蜗 =19.82 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=2.17kw， n0=1420 r/min, P0=2.170kw, T0=9.55×P0/n0=14.59N·m； n0=1420 r/min,1轴(减速器高速轴): P1=P0×η联=2.15kw， T0=14.59N·m;n1=n0=1420r/min, P1=2.15kw， T1=9.55×P1/n1=14.46N·m； n1=1420r/min,2轴(减速器低速轴): P2= P1×η蜗×η承=1.580kw， T1=14.46N·m;n2=n1 /i蜗=71.64r/min， P2=1.580kw， T2=9.55×P2/n2=210.62N·m; n2=71.64r/min，3轴(传动滚筒轴): P3= P2×η链×η承=1.425w， T2=210.62N·m;n3= n2/i链35.82r/min, P3=1.425kw， T3=9.55×P3/n3=379.92N·m; n3=35.82r/min, T3=379.92N·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η02.170142014.59联轴器1.00.99Ⅰ2.150142014.46蜗杆传动19.820.74Ⅱ1.58071.64210.62链传动2.00.91Ⅲ1.42535.82379.92四、传动零件的设计计算1、 蜗轮蜗杆的设计计算（1）、选择材料蜗杆用45钢， 蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10Pb1，金属模铸造，轮芯用铸铁HT200制造。

2）、确定蜗轮齿数按i=19.82，蜗杆头数Z1=2，Z2=I蜗Z1=39.64取z2=403）、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T2，按z1=2,η蜗=0.75，b） 则： T2=9.55×p2/n2=210.62N·m Z1=2，Z2=40c） 确定载荷系数K T2=210.62N·m 由表6-6中选取使用系数KA=1.15，取载荷分布系Kβ=1.3, Kβ=1.3, KA=1.15由于蜗轮转速为71.64r/min，蜗轮的圆周速度可能较小， Kv=1.05,（v2〈3m/s）故选动载荷系数Kv=1.05, 于是 K=1. 57 K=KA×Kβ×Kv=1.57 c）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=60×1×71.64×16×300×10=2.06×108 N=2.06×108 [σH]= [σH]’×（107/N）1/8=268×（107 /2.06/108）1/8 [σH] =183.61N/mm2=183.61N/mm2 [σH]’=268N/mm2；d） 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×（496/（Z2×[σH]））2=1508.2mm3 由表6-2，取m=5，d1=63mm。

m2d1=1575mm3） m=5，d1=63mme） 验算蜗轮的圆周速度V2V2=π×m×Z2×n2/（60×1000）=0.750m/s<3m/s， V2=0.750m/s 故取Kv=1.05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=200mm d2=200mm中心矩a=（d1+d2）/2=131.5mm， a=130mm取实际中心矩a’=130mm，则蜗轮需变位蜗轮的变位系数X2=(a’-a)/m=-0.3（5）、校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度由表6-8，按Z2=40，查得YFa=2.10，由表6-9查得[σF]’=56N/mm2，则许用弯曲应力为[σF]= [σF]’×（106/N）1/9=30.98N/mm2 [σF]= 30.98N/mm2 蜗杆分度圆柱导程角γ，tanγ=Z1×m/d1=0.159，故γ=9°01`93``, γ=9.05°得σF=1.53×K×T2×cosγ×YFa/（d1×d2×m） σF=16.66N/mm2=16.66N/mm2〈[σF]=30.98N/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a） 蜗杆齿顶高ha1=ha*×m=5mm ha1=5mm齿根高hf1=(ha*+c*)×m=6.25mm hf1=6.25mm齿高h1=ha1+hf1=11.25mm h1=11.25mm 分度圆直径d1=63mm d1=63mm齿顶圆直径da1=d1+2ha1=73mm da1=73mm齿根圆直径df1=d1－2hf1=50.5mm df1=50.5mm蜗杆轴向齿矩Px=π×m=15.71mm Px=15.71mm 蜗杆齿宽b1=(11+0.06×Z2)×m+25=92.25mm b1=93.25mm b） 蜗轮齿顶高ha2=(ha*+x2)×m=3.5mm ha2=3.5mm齿根高hf2=(ha*+c*－x2)×m=7.55mm hf2=7.55mm齿高h2=ha2+hf2=11.25mm h2=11.25mm 分度圆直径d2=m×Z2=200mm d2= 200mm喉圆直径da2=d2+2ha2=207mm da2=207mm 齿根圆直径df2=df－2hf2=184.5mm df2=184.5mm 咽喉母圆半径 rg2=a’－da2/2=26.5mm rg2=26.5mm 齿宽b2≤0.75da1=45mm,取b2=45mm b2≤47.25mm, 齿宽角θ=2arcsin(b2/d1)= 91o16`93`` θ=91.3o 顶圆直径de2≤da2+1.5m=214.5mm。

取de2=206mm 。