蜗轮蜗杆二级减速器二级项目设计说明书—燕山大学

燕山大学机械设计课程设计说明书题目：蜗杆-齿轮二级减速器学院（系）：机械工程学院年级专业：15级模具1班学号：110111111111学生姓名：望乡人指导教师：白老师燕山大学课程设计说明书目录一.传动方案的拟定………………………………………………1二．电动机的选择及传动比确定………………………………………11．性能参数及工况……………………………………………12．电动机型号选择……………………………………………1三．运动和动力参数的计算………………………………………31.各轴转速………………………………………………………32.各轴输入功率…………………………………………………33.各轴输入转距…………………………………………………3四．传动零件的设计计算……………………………………………41．蜗杆蜗轮的选择计算…………………………………………42．斜齿轮传动选择计算…………………………………………8五．轴的设计和计算………………………………………………131.初步确定轴的结构及尺寸………………………………………132．3轴的弯扭合成强度计算……………………………………17六．滚动轴承的选择和计算………………………………………21七．键连接的选择和计算…………………………………………22八、联轴器的选择…………………………………………………22九．减速器附件的选择……………………………………………23十．润滑和密封的选择……………………………………………24十一．拆装和调整的说明…………………………………………24十二.主要零件的三维建模…………………………………………24十三.设计小结………………………………………………………28十四．参考资料……………………………………………………29燕山大学课程设计说明书共30页第1页设计及计算过程结果一.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：22870.310.70910001000wFVPKw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F=2287NV=0.31m/sD=0.41mPw=0.709Kw燕山大学课程设计说明书共30页第2页24总123450.7014电动机所需功率电总0.7091.01080.7014wPPKW卷筒轮转速卷6010006010000.3114.45/min360nVrD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1445609086713005nnir）电卷总.（~~.(/min)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）起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y100L-61.510009402.02.2总传动比为94065051445nin额总卷..齿轮传动比i2=（0.04~0.07）i总，所以齿轮传动比范围为0040076505260245535i齿（.~.）..~.根据总齿蜗iii，则142925iii蜗总齿/.~，蜗杆取两头，则传动比在15~32范围内。可取i蜗=20，650520325iii齿总蜗/./.η总=0.7014P电=1.01Kwn卷=14.45r/min电动机型号Y100L-6n0=1000r/minnm=940r/mini总=65.05i蜗=20i齿=3.25燕山大学课程设计说明书共30页第3页三．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0.75492.9914.45n1=940r/minn2=47r/minn3=14.45r/minP1=1.00KwP2=0.79KwP3=0.76KwP4=0.75KwT0=10.27N·mT1==10.17N·mT2==161.04N·mT3=502.99N·mT4=492.99N·m燕山大学课程设计说明书共30页第4页四．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4312435.2105.210940161.042.66//svnTmsms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32229.47cos()EHZmqkTZ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=155MPa由表7-9得应力循环次数N=60nt=60×47×300×8×5=4.17×1077788710100.80.8220147.234.1710HbMPaN将数据代入上式可得蜗轮计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第102页~113页蜗杆材料用45钢，蜗轮选用铸造锡青铜ZCuSn10Pl蜗杆传动精度8级Z1=2Z2=40K=1.05KA=1Kβ=1.05Kv=1ZE=155MPa147.23HMPa燕山大学课程设计说明书共30页第5页2331559.261.05161.0391084.6340147.23mqmm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222475400.492/601000601000nmZvms相对滑动速度20.4922.028/sinsin14.04svvms其中12arctanarctan14.048Zq啮合效率tantan14.040.8383tan()tan(14.042.57)v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32229.47cos()EHZmqkTZ2330.821559.47cos14.041.05161.0390.840147.231112.431000mmmm（6）计算中心距蜗轮分度圆直径22540200dmZmm传动中心距m3q=1084.63mm3，m=5，d1=40mm，q=8η=0.822d=200mm燕山大学课程设计说明书共30页第6页112140200()12022addmm（7）校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度蜗轮齿根抗弯校核公式2121.64[]FFFKTYYddm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FY1.76螺旋角系数14.04Y1=1=0.8997140140许用弯曲应力计算公式69210(0.250.08)sbFN其中140sMPa220bMPa72226060478300512.3510Nnt将数据代入许用弯曲应力计算公式得69269710(0.250.08)10(0.251400.08220)12.351030.80sbFNMPa齿根弯曲应力1.641.05161.041.760.899740200510.98MPa30.80MPaF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1a=120mmFY=1.76Y0.899730.80FMPa蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度燕山大学课程设计说明书共30页第7页101000(1)dPttKA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1.751.7521200.330.330.45100100aAm则工作油温为1000(10.82)1.0204680150.45tCC油温满足温度要求。（9）计算蜗杆传动其他尺寸齿顶高1155ahhammm全齿高122150.2511ahhmcmmm1）、蜗杆齿顶圆直径1124021550aaddhmmm齿根圆直径11224021520.2528faddhmcmmm蜗杆螺旋部分21212540164.03bmZmm取b1=64mm蜗杆轴向齿距3.14515.7xPmmm蜗杆螺旋线导程1215.731.4axPZPmm2）、蜗轮喉圆直径222200251210aaddmhmm齿根圆直径212()200251.2188faddmhcmm蜗轮外径222105215eaddmmm油温满足温度要求15ahmm111hmm150admm128fdmm1b64mm15.7xPmm31.4aPmm