涡轮蜗杆设计说明书

减速器设计说明书郭燕芳机自0413班20042206

目录

1 设计任务书 (2)

2 电动机的选择计算 (2)

3 传动装置的运动和动力参数的选择和计算 (3)

4 传动零件的设计计算 (4)

4.1蜗轮蜗杆的设计计算 (4)

4.2滚子链传动 (8)

4.3选择联轴器 (10)

5 轴的设计计算 (10)

6 滚动轴承的选择和寿命验算 (17)

7 键联接的选择和验算 (19)

8 减速器的润滑方式及密封形式的选择润滑油牌的选择及装油量的计算 (20)

9 参考资料 (20)

1 设计任务书

1.1 题目：胶带输送机的传动装置

滚筒圆周力F=19000N；

带速V=0.45m/s；

滚筒直径D=300mm；

滚筒长度L=400mm。

1.2工作条件：A

工作年限8年；

工作班制2班；

工作环境清洁；

载荷性质平稳；

生产批量小批。图1 胶带运输机的传动方案

2 电动机的选择计算

2.1 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。

2.2 选择电动机功率

卷筒所需有效功率

P W=F×V/1000=1900×0.45/1000=0.855kW P W=0.855kW 传动装置总效率：

η=η1×η2×η23×η4×η5×η6

按参考资料[2]（以下所有的“参考资料[1]”和“参考资料[2]”

都统一简称为“[1]”和“[2]”）表4.2-9取

弹性联轴器效率η1=0.99

蜗杆传动效率η2=0.75（暂定蜗杆为双头）

一对滚动轴承效率η3=0.99

开式滚子链传动效率η4=0.9

运输滚筒效率η5=0.96

滑动轴承效率η6=0.97

则传动总效率η=0.99×0.75×0.992×0.9×0.96×0.97=0.635 η=0.635

所需电动机功率

P r =P W /η=0.855/0.635=1.35kw P r =1.35kW

查[2]表4.12-1,可选Y 系列三项异步电动机Y100L-6型，额定功率 P 0=1.5kW 。 2.3 确定电动机转速

滚筒转速

m i n

/6.283

.045

.06060w r D v n =⨯⨯==

ππ n w =28.6r/min 由[2]表4.12-1查得电动机数据，计算出的总传动比于下表1。 表1 电动机数据及总传动比

2.4 分配传动比

滚筒轴转速

min /6.283

.045.06060w r D v n =⨯⨯==ππ

传动装置总传动比

87.326

.289400===

w n n i i=32.87 据表[2]4.2-9,取i 链=2.1,则

i 蜗= i/ i 链=32.87/2=15.652 i 蜗 =15.652 3 传动装置的运动和动力参数的选择和计算 0轴(电机轴)

P 0=Pr=1.35kW P 0=1.35kw

n 0= 940r/min n 0=940 r/min T 0=9550×P 0/n 0=9550×1.35/940=13.7N·m ； T 0=13.7N·m I 轴(减速器蜗杆轴)

P1= P0×η1=1.35×0.99=1.337kW P1=1.337kW

n1= n0/ i01=940/1=940r/min, n1=940r/min

T1=9550×P1/n1=9550×1.337/940=13.6N·m；T1=13.6N·m

II轴(减速器蜗轮轴)

P2= P1×η2×η3

= 1.337×0.75×0.99=0.993kW P2=0.993kw

n2= n1/i12=940/15.652=60.06r/min n2=60.06r/min

T2=9550×P2/n2=9550×0.993/60.06=157.89N·m T2=157.89N·m;

III轴(滚筒轴)

P3= P2×η3×η4= 0.993×0.99×0.9=0.885kW P3=0.885kw

n3= n2/i23=60.06/2.1=28.6r/min n3=28.6r/min

T3=9550×P3/n3=9550×0.885/28.6=295.52N·m T3=295.52N·m

力参数

4 传动零件的设计计算

4.1 蜗轮蜗杆的设计计算

4.1.1 选择材料

蜗杆用45钢，硬度为小于45HRC。

蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10Pb1，砂模铸造，为节约贵金属，

仅齿圈用贵金属制成，轮芯用铸铁HT200制造。

4.1.2 确定蜗杆头数Z2及蜗轮齿数Z1

由[1]表6-3，按i=15.652，选择蜗杆头数Z 1=2，所以： Z 1=2 Z 2=2× i 蜗＝2×15.652=31.304 Z 2=31

则取Z 2=31，则i 蜗= Z 2 /Z 21=31/2=15.5。 i 蜗=15.5 4.1.3 验算传动比

理论计算传动比i 理=32.87，实际传动比i 实=i 链×i 蜗=2.1×15.5=32.55， i 实=32.55 则传动比误差为： 0000000

597.010087

.3255

.3287.32100

≤=⨯-=

⨯-=

∆理

实理i i i i Δi=0.97%

故传动比满足设计要求。

4.1.4 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

由前面的计算可知，作用在蜗轮上的转矩T 2=157.89 N·m=

157890N.mm 。 T 2=157890 N·mm b) 确定载荷系数K

由[1]表6-6中选取使用系数K A =1.0，因为载荷平稳所 K A =1.0 以取载荷分布系数K β=1.0由于蜗轮转速为60.06r/min ，估计蜗轮 K β=1.0 的圆周速度可能较小（v 1〈3m/s ），故选动载荷系数K v =1.0，于是 K v =1.0

K=K A ×K β×K v =1.0×1.0×1.0=1. 0 K=1.0 c) 确定许用接触应力[σH ]

由表6-7中查得[σH ]’=150N/mm 2；应力循环次数 [σH ]’=150N/mm 2

N=60×j ×n 2×L h =60×1×60.06×16×365×8

=1.68×108 N= 1.68×108

则 [][]2

88

7

87/45.1051068.11015010'mm

N N H H =⨯⨯==σσ [σH ]=105.45N/ mm 2 d) 确定模数m 及蜗杆分度圆直径d 2

青铜蜗轮与钢蜗杆配对时，由[1]式 (6-14)有

[]2

2

2

2204.363745.105314961578900.149621mm Z KT d m H =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=⎪

⎪⎭

⎫ ⎝⎛≥σ