蜗轮蜗杆减速器设计说明书

第1页共22页目录一、电动机的选择……………………………………………………3二、传动比分配………………………………………………………4三、计算传动装置的运动和动力参数………………………………4四、传动零件的设计计算……………………………………………4五、轴的设计计算……………………………………………………6六、蜗杆轴的设计计算…………………………………………………………17七、键联接的选择及校核计算………………………………………18八、减速器箱体结构尺寸确定………………………………………19九、润滑油选择：……………………………………………………21十、滚动轴承的选择及计算…………………………………………21十一、联轴器的选择……………………………………………………22十二、设计小结………………………………………………………22第2页共22页设计计算及说明结果一.电动机的选择1、电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型Ｙ（IP44）系列三相异步电动机。2、电动机容量（1）工作机所需功率WP1000WFvP8x0.9=7.2kw（2）电动机的输出功率dPwdPP传动装置的总效率87654321式中，η1、η2…为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计课程设计》表2-4查得：单头蜗杆10.75；球轴承20.98（三对）；联轴器30.99（两个）；7级精度齿轮传动40.95则320.980.750.990.950.6573故wdPP7.2/0.71=10.14kw3、电动机的转速（1）工作机主轴转速601000wvnD42.99/minrWP7.2kw0.6573dP10.95kwnw=42.99/minr第3页共22页根据表16-1方案型号额定功率同步转速满载转速质量1Y132M2-65.51000960842Y132S-45.51500144068有表中数据可知两个方案均可行，但方案1的总传动比较小，传动装置结构尺寸较小，并且节约能量。因此选择方案1，选定电动机的型号为Y132M2-6，二．传动比分配蜗杆传动ai=mnn=9608.38=114.552(0.03~0.06)ii=3~5取i涡=30所以2i=3.82三．计算传动装置的运动和动力参数1）各轴传速960minDmrnn11212324960960min196032min303232min18.38minDDnrninrninrnirnn2）各轴输入功率4DPPkwdai=114.55i涡=302i=3.82Dn=960minr1n=960minr2n=32minr3n=32minrn工=8.38r/minDP=4kw第4页共22页13.96dPPkw312122.9106PPkw322.824PPkw2332.63PPkw4w工3）各轴输入转矩T（N•ｍ）Tn=9550×p/niT1=9550×3.96/960=39.393N·mT2=9550×2.9106/32=868.63N·mT3=9550×2.824/32=842.79N·mT4=9550×2.63/8.38=2985.7995N·m将以上算得的运动及动力参数列表如下：轴号功率P/kw转矩T/(mN)转速n/1minr电动机轴42960Ⅰ轴3.9639.4960Ⅱ轴2.824868.6332Ⅲ轴2.9106842.7932工作轴2.6329854.79958.38四、传动零件的设计计算㈠蜗轮蜗杆1、选择蜗杆的传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开式蜗杆(ZI)2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度1P=3.96kw2P2.9106kw3P2.824kwP工2.63kwT1=39.393N·mT2=868.63N·mT3=842.79N·mT4=2985.7995N·m第5页共22页为45~55HRC，蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造3、按齿面接触疲劳强度进行设计1).在蜗轮上的转矩，即T2，按Z=1，估取效率η=0.75，则T2=868630⑴确定作用在蜗轮上的转矩，即T2，按Z=1，估取效率η=0.75，则T2=868630⑵确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数KB=1，由书上(机械设计)表11-5，选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲不大，可取载荷KV=1.05。则K=KAKBKV=1.15×1×1.05≈1.21⑶确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配，故ZE=160mpa1/2⑷确定接触系数Zp先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35，从图11-8得Zp=2.9⑸确定许用接触应力[бH]根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮，金属模铸造，蜗杆螺旋面齿面硬度45HRC，据表11-7查得蜗轮的基本许用应力[бH]`=268mpa应力循环次数N=60×1×32×(10×250×2×8×0.15)=11520000KHN=(107/11520000)1/8=0.9825寿命系数[бH]=KHN×[бH]`=0.9825×268mpa=262.8mpa⑹计算中心距根据公式：a≥[KT2(ZEZP/[бH])2]1/3a≥[1.21×868630×(160×2.9/262.8)2]1/3=148.53据实际数据验算，取中心距a=160,i=30，故从表11-2中取模数m=8mm，分度圆直径d1=80mm，这时，d1/a=0.44、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸⑴蜗杆蜗杆：45钢蜗轮：ZCuSn10P1T2=868630N·mmKV=1.05。则K=KAKBKV=1.15×1×1.05≈1.21ZE=160mpa1/2[бH]`=268mpaN=11520000KHN=0.9825[бH]=262.8mpa第6页共22页轴向齿距pa=25.133mm，直径系数q=10，齿顶圆直径da1=96mm;齿根圆直径df1=60.8，分度圆导程角γ=542'48''o；蜗杆轴向齿厚Sa=12.5664mm⑵蜗轮Z2=31，变为系数X2=-0.5验算传动比i=31，传动比误差为(31-30)/30=3.3%，是允许的蜗轮分度圆直径：d2=mZ2=8×31=248mm蜗轮喉圆直径：da2=d2+2ha2=248+2×[8×(1-0.5)]=256mm蜗轮齿根圆直径：df2=d2-2hf2=248-2×8×1.7=220.8mm蜗轮咽喉母圆半径：rg2=a-1/2da2=160-(1/2)256=32mm5、校核齿根弯曲疲劳强度бf=(1.53KT/d1d2m)Yfa2YB≤[бf]当量齿数Zv2=Z2/cos3r=31/(cos5.71。)3=31.47根据X2=-0.5，Zv2=31.47，查得齿形系数Yfa2=3.34即，螺旋角系数YB=1-r/140。=1-5.71。/140。=0.9592许用弯曲应力[бf]=[бf]＇·KFN从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力[бf]＇=56mpa寿命系数KFN=(106/11520000)1/9=0.762[бf]=56×0.762=42.672mpaбf=(1.53×1.21×868630/80×248×8)×3.36×0.9592=32.6534mpa∵бf≤[бf]，∴符合要求6、验算效率ηη=(0.95~0.96)tanγ/tan(γ+ψ)γ=5.71。；ψv=arctanfv；fv与相对滑速度Vs有关Vs=πd1n1/60×1000cosγ=π×80×960/60×1000cos5.71。=4.784m/s从表11-8中用插值法查得fv=0.022432，ψv=1.285，代入式中得a=160,i=30m=8mm，d1=80mmd2=248mmda2=256mmdf2=220.8mmrg2=32mmZv2=31.47Yfa2=3.34YB=0.9592[бf]＇=56mpaKFN=0.762[бf]=42.672mpaбf=32.6534mpa第7页共22页η=0.770.75，大于原估计值，因式不用重算。7、精度等级公差和表面粗糙度确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089~1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8fGB/T10089-1988，然后由有关手册查得要求公差项目以及表面粗糙度。㈡齿轮1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数⑴选用直齿圆柱齿轮传动⑵运输机为一般工作器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)⑶材料选择，由表10-1选择小齿轮材料40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS⑷初选齿数：小齿轮Z1=29，大齿轮Z2=3.77×29=109.33=1102、按齿面接触强度设计d1t≥2.32×{(KT/φd)·(μ±1/μ)·(ZE/[бH])2}1/3⑴确定公式内的各计算数值①试选载荷系数Kt=1.3②计算小齿轮转矩，由先前算得T3=842790N·mm③由表10-7选齿宽系数φd=1④由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8mpa1/2⑤由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=600mpa；大齿轮接触疲劳强度极限бHlim2=550mpa⑥计算应力循环次数N1=60×32×(10×250×16×0.15)=11520000；N2=11520000/3.77=3.056×106⑦由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=1.29;KHN1=1.06⑧⑨计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，符合要求γ=5.71。；Vs=4.784m/s小齿轮Cr(调质)硬度:280HBS大齿轮:45钢硬度:240HBS小齿轮Z1=29,齿轮Z2=110T3=842790N·mmφd=1第8页共22页[бH]1=KHN1·бlim1/S=1.29×600mpa=774mpa[бH]2=KHN2·бlim2/S=1.06×550mpa=583mpa⑴计算①计算小齿轮分度圆直径d1t，[бH]中较小的值[бH]2，d1t≥2.32×{(KT/φd)·(μ±1/μ)·(ZE/[бH])2}1/3=2.32×{(1.3×842790/1)·(3.77±1/3.77)·(189.8/583)2}1/3=122.42mm②计算圆周速度V。，V=πd1tn1/60×1000=0.21m/s③计算齿宽b=φd·d1t=1×122.42=122.42mm④计算齿宽与齿高之比b/h模数mt=d1t/Z1=1.2×122.42/29=5.064，∴mt=6，h=2.25×6=13.5，b/h=122.42/13.54=9.068⑤计算载荷系数，根据V=0.21m/s，7级精度，Kv=1.02，直齿轮KHα=KFα=1，由表10-2查得使用系数KA=1.25，由表10-4用插值法得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.437。由b/h=9.068，KHβ=1.437，∴K=KAKvKHαKHβ=1.25×1.02×1×1.437=1.832⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t(K/Kt)1/3=122.42×(1.832/1.3)1/3=137.25mm⑦计算模数m，m=1.2×d1/Z1=1.2×37.25/29=5.679，∴取m=63、按齿根弯曲强度设计由m≥{(2KT1/φd·Z12)·(YFaYSa/[бF])}1/3⑴确定公式内的各计算数值①由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限бFE1=500mpa，大齿轮弯曲疲劳强度极限бFE2=380mpa。②由图10-1