涡轮蜗杆设计说明书(001985).doc

目录 1 1 设计任务书设计任务书2 2 2 2 电动机的选择计算电动机的选择计算2 2 3 3 传动装置的运动和动力参数的选择和计算传动装置的运动和动力参数的选择和计算3 3 4 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算4 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 5 轴的设计计算轴的设计计算1010 6 6 滚动轴承的选择和寿命验算滚动轴承的选择和寿命验算1717 7 7 键联接的选择和验算键联接的选择和验算1919 8 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 2020 9 9 参考资料参考资料2020 1 1 设计设计任务书任务书 1.1 题目：题目： 胶带输送机的传动装置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：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 2 电动机的选择计算电动机的选择计算 2.1 选择电动机系列选择电动机系列 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 选择电动机功率选择电动机功率 卷筒所需有效功率 PW=FV/1000=19000.45/1000=0.855kW PW=0.855kW 传动装置总效率： =1223456 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 1=0.99 蜗杆传动效率 2=0.75（暂定蜗杆为双头） 一对滚动轴承效率 3=0.99 开式滚子链传动效率 4=0.9 运输滚筒效率 5=0.96 滑动轴承效率 6=0.97 则传动总效率 =0.990.750.9920.90.960.97=0.635 =0.635 所需电动机功率 Pr=PW/=0.855/0.635=1.35kw Pr=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 P0=1.5kW。 2.3确定电动机转速确定电动机转速 滚筒转速 nw=28.6r/minmin/ 6 . 28 3 . 0 45. 06060 w r D v n 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 分配传动比分配传动比 滚筒轴转速 min/ 6 . 28 3 . 0 45. 06060 w r D v n 传动装置总传动比 i=32.87 87.32 6 . 28 940 0 w n n i 据表24.2-9,取 i链=2.1,则 i蜗= i/ i链=32.87/2=15.652 i蜗 =15.652 3 3 传动装置的运动和动力参数的选择和计算传动装置的运动和动力参数的选择和计算 0 轴(电机轴) P0=Pr=1.35kW P0=1.35kw n0= 940r/min n0=940 r/min T0=9550P0/n0=95501.35/940=13.7Nm； T0=13.7Nm 电动 机 型号 额定功率 (/kW) 同步转速 /(r/min) 满载转速 （r/min） 总传动 比 D*EH Y100 L-6 1.5100094032.8728j6*60100 I 轴(减速器蜗杆轴) P1= P01=1.350.99=1.337kW P1=1.337kW n1= n0/ i01=940/1=940r/min, n1=940r/min T1=9550P1/n1=95501.337/940=13.6Nm； T1=13.6Nm II 轴(减速器蜗轮轴) P2= P123 = 1.3370.750.99=0.993kW P2=0.993kw n2= n1/i12=940/15.652=60.06r/min n2=60.06r/min T2=9550P2/n2=95500.993/60.06=157.89Nm T2=157.89Nm; III 轴(滚筒轴) P3= P234= 0.9930.990.9=0.8 85kW P3=0.885kw n3= n2/i23=60.06/2.1=28.6r/min n3=28.6r/min T3=9550P3/n3=95500.885/28.6=295.52Nm T3=295.52Nm 表 2 各轴运动及动力参数 4 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 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 01.3594013.7 联轴器10.99 1.33794013.6 蜗杆传动15.6520.735 0.99360.06157.89 0.88528.6295.52 链传动2.10.891 4.1 蜗轮蜗杆的设计计算 4.1.1 选择材料选择材料 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 确定蜗杆头数确定蜗杆头数 Z2及蜗轮齿数及蜗轮齿数 Z1 由1表 6-3，按 i=15.652，选择蜗杆头数 Z1=2，所以： Z1=2 Z2=2 i蜗215.652=31.304 Z2=31 则取 Z2=31，则 i蜗= Z2 /Z21=31/2=15.5。 i蜗=15.5 4.1.3 验算传动比验算传动比 理论计算传动比 i理=32.87，实际传动比 i实=i链i蜗=2.115.5=32.55， i实=32.55 则传动比误差为： i=0.97% 0 0 0 0 0 0 0 0 597 . 0 100 87.32 55.3287.32 100 理 实理 i ii i 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 T2=157.89 Nm= 157890N.mm。 T2=157890 Nmm b) 确定载荷系数 K 由1表 6-6 中选取使用系数 KA=1.0，因为载荷平稳所 KA=1.0 以取载荷分布系数 K=1.0 由于蜗轮转速为 60.06r/min，估计蜗轮 K=1.0 的圆周速度可能较小（v13m/s） ，故选动载荷系数 Kv=1.0，于是 Kv=1.0 K=KAKKv=1.01.01.0=1. 0 K=1.0 c) 确定许用接触应力H 由表 6-7 中查得H=150N/mm2；应力循环次数 H=150N/mm2 N=60jn2Lh=60160.06163658 =1.68108 N= 1.68108 则 H=105.45N/ mm2 2 8 8 7 8 7 /45.105 1068 . 1 10 150 10 mmN N HH d) 确定模数 m 及蜗杆分度圆直径 d2 青铜蜗轮与钢蜗杆配对时，由1式 (6-14)有 2 2 2 2 2 04.3637 45.10531 496 1578900 . 1 496 21mm Z KTdm H 由1表 6-2，取模数 m=8，d1=63mm。 （m2d1=4032mm3） m=8，d1=63mm e) 验算蜗轮的圆周速度 v2 v2=0.780m/s sm nmznd v/780 . 0 100060 06.60318 100060 2 100060 2 2 11 故取 Kv=1.0 是合适的。 4.1.5 分度圆直径分度圆直径 d1、d2及中心矩及中心矩 a 蜗杆分度圆直径 d1=63mm d1=63mm 蜗轮分度圆直径 d2=mZ1=248mm d2=248mm 中心矩 a=（d1+d2）/2=155.5mm 取实际中心矩 a=160mm，则蜗轮需进行变位。 a=160mm 4.1.6 蜗轮的变位系数蜗轮的变位系数 因为实际中心距与运算中心距有差别，所以蜗轮须变位。由 1式(6-5)得变位系数 x2=0.56255625 . 0 8 5 . 155160 2 m aa x 4.1.7 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度 由1表 6-8，按 Z2=31，插值求得 YFa=2.162，由1表 6-9 查得 F=40N/mm2，则许用弯曲应力为 F= 22.6N/mm2 2 9 8 6 9 6 / 6 . 22 1068. 1 10 40 10 mmN N FF 由1式(6-2)得蜗杆分度圆柱导程角 ， tan=Z1m/d1=28/63=0.254 故 =14.25, =14.25 由1式(6-12)得 824863 25.14cos1578900 . 153 . 1 cos53 . 1 0 2 21 1 FaF Y mdd KT =4.05N/mm2TC=21.78Nm，许用转速 n=3600r/mmn0=940 r/mm，故可以选择 TL5 联轴器 2830。主动 端 d1=28mm，Y 型轴孔 L=60mm，A 型键槽；从动端 d2=28mm， d1=d2=28mm Y 型轴孔 L=60mm，A 型键槽。 取减速器高速轴外伸段轴径 d=30mm。 d=30mm 5 5 轴的设计计算轴的设计计算 1035757 5.1 蜗轮轴的设计 5.1.1 确定减速器高速轴外伸段轴径确定减速器高速轴外伸段轴径 根据前面 4.3 的计算，取减速器高速轴外伸段轴径 d=30mm。 5.1.2轴的结构设计轴的结构设计 根据题目要求，设计出蜗轮轴的机构如下图所示： 图 2 蜗轮轴的结构图 5.1.3 蜗轮轴的强度校荷蜗轮轴的强度校荷 已知条件如下： 蜗轮轴传递的转矩及作用于蜗轮上 圆周力、径向力、轴向力 分别为 转矩 T=157.89 Nm T=157.89 Nm 圆周力 Ft=1273.3NN d Ft 3 . 1273 248. 0 89.157 2 T 2 2 2 轴向力 Fa=431.7NN d T Fa 7 . 431 063 . 0 6 . 13 22 1 1 径向力 Fr=Fttan1x=1273.3tan20=463.4N Fr=463.4N 链轮对轴的作用力 Q=3103.1 由图可知 L1 =103mm L2 = L3 = 57mm L1 =103mm L2 = L3 = 57mm 5 5.1.3.1 绘制蜗杆轴的受力简图，求支座反力绘制蜗杆轴的受力简图，求支座反力： 绘制蜗杆轴的受力简图如下图 3 所示 1035757 a) 垂直支反力(图 3-a): Rav= -702.3 NN LL d FaFrL Rav 3 . 702 257 2 248 7 . 43157 4 . 463 2 3 23 Rbv= Rbv= 237.9NN LL d FaFrL 9 . 237 257 2 248 7 .43157 4 . 463 2 2 23 b) 水平支反力(图 3-b)： RaH= -6543.4 N N LL LLLQFtL RaH 4 .6543 257 57571031 .3103573 .1273 323 21 1 RbH= 5270.1N N LL LLLQFtL 1 . 5270 257 5757103 1 . 310357 3 . 1273 322 RbH 21 1 5.1.3.25.1.3.2 作弯矩图作弯矩图 a) 垂直面弯矩图(图 3-c) C 点右 Mv1=RbvL3=237.957=13560 Nmm Mv1=13560 Nmm C 点左 Mv2=RavL2= -702.357= -40031 Nmm Mv2=-40031 Nmm b) 水平面弯矩图(图 3-d) C 点 MHC= RbvL3 =5271.057=300396Nmm MHC=300396 Nmm A 点 MHA= QL1 =3103.1103=319619 Nmm MHA=319619 Nmm c) 合成弯矩图(图 3-e) A 点 MA= MHA=319619 Nmm MA=319619 Nmm C 点右 M1=300702 NmmmmNMMM v HC30070213560300396 222 1 2 1 C 点左 M2= -303089 NmmmmNMMM v HC303089403113003962 2 22 2 2 5 5.1 1.3 3.3 3 作转矩作转矩 T T 图图( (图图 3-g)3-g) T=157890 Nmm 5 5.1.3.4 作计算弯矩作计算弯矩 McaMca 图图： 该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力应按脉动循环应力考虑， 取 =0.6。 A 点 McaA=333363Nmm mmNTMM AcaA 3333631578906 . 0319619 2 2 2 2 C 点右 McaC1=300702 mmNMM CcaC 300702 11 Nmm C 点左 McaC2=317549Nm mmNTMM CcaC 3175491578906 . 0303089 2 2 2 2 22 D 点 McaD=T=0.6157890=94734 Nmm Mca3=94734 Nmm 5 5.1 1.3 3.5 5 校核轴的强度校核轴的强度： 根据图所示，A 点弯矩值最大，E 点轴径最小，所以该轴的危 险断面是 A、E 两点所在剖面。由 45 钢调质处理根据1表 8-1， 得 B=637N/mm2，再根据1表 8-3 查得，b1=58.7N/mm2。 按1式(8-7)计算剖面直径 A 点轴径 dA =38.4mm mm M d b caA A 4 . 38 7 . 581 . 0 333363 1 . 0 3 3 1 该值小于原设计该点处轴径 55 mm，安全。 E 点轴径 mm M d b caE E 2 . 31 7 . 581 . 0 178138 1 . 0 3 3 1 考虑到轴上有一个键槽影响，轴径加大 5% dE=31.2（1+0.05）=32.8mm dE=32.8mm 该值小于原设计该点处轴径 42 mm，安全。 5 5.3 3.1 1.6 6 精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度 由图 3 可知，剖面均为有应力集中的剖面，均有可能是 危险剖面。各危险截面的弯矩值为 截面 弯矩值 Nmm 17813829861110497310497310023415826 其中剖面计算弯矩相同。剖面轴径小，应力集中系数较 大，则只校核剖面。剖面载荷数值太小故不校核者。则 只 校核，剖面。 45 钢机械性能查表 8-11得 ：-1=268N/mm2，-1=155N/mm2； a） 剖面剖面： - 1=268N/mm2， 因键槽引起的应力集中系数根据附表 1-11:k=1.808，k=1.60 -1=155N/mm2 配合(按 H7/k6)应力集中系数根据附表 1-11：k=1.949,k=1.497 因过度圆角引起的应力集中系数根据附表 1-2 查得： （D-d）/r=（52-42）/2=5， r/d=2/42=0.048 k=1. 955，k=1.636k=1. 955，k=1.636 取 k=1. 955，k=1.636 绝对尺寸影响系数由附表 1-41查得：=0.84，=0.78； =0.84，=0. 78； 表面质量系数由附表 1-51查得 ：=0.94，=0.94； =0.94，=0.94； 查表 1-51得 =0.34，=0.21。 =0.34，=0.21 剖面产生的弯曲应力、应力幅、平均应力为 M=111711 Nmm M=111711 Nmm max= 15.08N/mm2 2 3 max /08.15 421 . 0 111711 W mmN M a=max=15.08N/mm2，m=0 a =15.08N/mm2 m=0 S=-1/（Ka/（）+m） =268/(1.95515.08/(0.940.84) +0) S=7.2 =7.2 剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为 max =10.66N/mm2 2 3 /66.10 422 . 0 1547890 mmN W T T maz a=m= 5.33N/mm2 2max /33 . 5 2 66.10 2 mmN ma 剖面的安全系数为 S=11.9 9 .11 33. 521 . 0 33 . 5 78 . 0 94 . 0 636 . 1 155 1 ma K S S=SS/（S2+S2）1/2= 7.211.9/（7.22+11.92）1/2=6. S=6.2 S=1.51.8，SS，所以剖面安全。 b b）剖面剖面 剖面因过度圆角引起的应力集中系数根据附表 1-1 查得： （D-d）/r=（55-52）/1=3，r/d=1/52=0.02，k=1.678，k=1.474 k=1.678，k=1.474 绝对尺寸影响系数由附表 1-41查得：=0.81，=0. 76； =0.81，=0. 76； 表面质量系数由附表 1-51查得 ：=0.94，=0.94； =0.94，=0.94； 查表 1-51得 =0.34，=0.21。 =0.34，=0.21 剖面产生的弯曲应力、应力幅、平均应力为 M=27073 Nmm M=27073 Nmm max= 19.4N/mm2 2 3 max / 4 . 19 521 . 0 27373 W mmN M a=max=15.08N/mm2，m=0 a= 19.4N/mm2 S=-1/（Ka/（）+m） m=0 =268/(1.67819.4/(0.940.81) +0) =6.3 S=6.3 剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为 max =5.61N/mm2 2 3 /61 . 5 522 . 0 1547890 mmN W T T maz a=m= 2.81N/mm2 2max /81 . 2 2 61 . 5 2 mmN ma 剖面的安全系数为 S=24.3 3 . 24 81. 221 . 0 81 . 2 76 . 0 94 . 0 474 . 1 155 1 ma K S S=SS/（S2+S2）1/2= 6.324.3/（6.32+24.32）1/2=6.1 S=6.1 C)C)剖面剖面 配合(按 H7/k6)应力集中系数根据附表 1-11：k=1.949,k=1.497 因过度圆角引起的应力集中系数根据附表 1-2 查得： （D-d）/r=（56-55）/0.5=2， r/d=0.5/55=0.01 k=1. 955，k=1.636k=1. 955，k=1.636 取 k=1. 955，k=1.636 绝对尺寸影响系数由附表 1-41查得：=0.81，=0. 76； =0.81，=0. 76； 表面质量系数由附表 1-51查得 ：=0.94，=0.94； =0.94，=0.94； 查表 1-51得 =0.34，=0.21。 =0.34，=0.21 承受的弯矩为 M=101125 Nmm M=101125 Nmm max= 6.07N/mm2 2 3 max /07 . 6 551 . 0 101125 W mmN M a=max=6.07N/mm2，m=0 a= 6.07N/mm2 S=-1/（Ka/（）+m） m=0 =268/(1.9496.07/(0.940.81) +0) =17.2 S=17.2 剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为 max =4.75N/mm2 2 3 /75 . 4 552 . 0 1547890 mmN W T T maz a=m= 2.81N/mm2 2max /81 . 2 2 75 . 4 2 mmN ma S=28.25 25.28 38. 221 . 0 38 . 2 81 . 0 94 . 0 497 . 1 155 1 ma K S S=SS/（S2+S2）1/2= 17.228.25/（17.22+28.252）1/2=14.7 S=14.7 d)d) 剖面剖面 因键槽引起的应力集中系数根据附表 1-11:k=1.808，k=1.603 配合(按 H7/r6)应力集中系数根据附表 1-11：k=2.598,k=1.872 因过度圆角引起的应力集中系数根据附表 1-2 查得： （D-d）/r=（64-56）/2=4， r/d=2/56=0.036, k=1. 904，k=1.577 k=2.598，k=1.8 72 取 k=2.598，k=1.872 M=100234 Nmm M=100234 Nmm 剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为 max= 5.71N/mm2 2 3 max /71 . 5 561 . 0 100234 W mmN M a=max=5.71N/mm2，m=0 a= 5.71N/mm2 绝对尺寸影响系数由附表 1-41查得：=0.81，=0. 76； =0.81，=0. 76； 表面质量系数由附表 1-51查得 ：=0.94，=0.94； =0.94，=0.94； 查表 1-51得 =0.34，=0.21。 =0.34，=0.21 剖面的安全系数为 S=S=-1/（Ka/（）+m） S=13.8 = 268/(2.5985.71/(0.940.81) +0) =13.8 SS=1.51.8，所以剖面安全。 7 7 滚动轴承的选择和寿命验算滚动轴承的选择和寿命验算 滚动轴承的选择：滚动轴承的选择： 由蜗杆及蜗轮尺寸选定： .蜗杆轴承为圆锥滚子轴承 30208 号 kNCYYekNC 8 . 59, 9 . 0, 6 . 1,37 . 0 , 8 . 42 00 .蜗轮轴轴承为圆锥滚子轴承 30211 号 kNCYYekNC 5 . 86, 8 . 0, 5 . 1, 4 . 0, 5 . 65 00 额定工作寿命 hL h 48000 10 hL h 48000 10 寿命验算寿命验算: : .蜗轮轴轴承蜗轮轴轴承 1)受力分析及所受支反力计算见轴校核处。 R1H=6543.4N a) 水平方向支反力 R2H=259.3NNR H 4 . 6543 1 NR H 3 . 259 2 b) 垂直方向支反力 R1v=702.3N R2V=237.9NNR V 3 . 702 1 NR V 9 . 237 2 R1=6581.0N R2=5275.5NNRRRNRRR VHVH 5 . 5275,0 .6581 2 2 2 22 2 1 2 11 2）计算派生轴向力 S S1=2193.7N S2=1758.5N NYRS NYRS 5 . 1758)5 . 12/( 5 . 52752/ , 7 . 2193)5 . 12/( 0 . 65812/ 22 11 3) 计算轴向载荷 A A1=2193.7N A2=1762.0N NSFSA NFSSA a a 1762) 5 . 1758, 7 .431 7 . 2193max(),max( , 7 . 2193) 7 . 431 5 . 1758, 7 .2193max(),max( 2112 1211 4)计算当量动载荷 P 0, 0 . 14 . 0033 . 0 0 . 6581/ 7 . 2193/ 1111 YXeRA取 0, 0 . 14 . 0034 . 0 5 . 5275/17622/2 22 YXeRA取 因为载荷平稳，所以取 , 0 . 1 d f 根据所受弯矩取 fm1 =2,fm2 =1 P1=13162NNAYRXffP md 13162)0 0 . 65810 . 1 (20 . 1)( 111111 P2=5275.5NNAYRXffP md 5 . 5275)0 5 . 52750 . 1 (10 . 1)( 222222 5)计算轴承寿命 L10h=147540h 10 3 10 66 10 121 147540) 13162 865001 ( 06.6060 10 )( 60 10 , h t h Lh P Cf n L PPPP 取由于 .蜗杆轴轴承蜗杆轴轴承 1)受力分析及所受支反力计算。 水平方向支反力 NRR HH 9 . 215 21 NRR HH 9 . 215 21 垂直方向支反力 NR V 8 . 398 1 NR V 8 . 398 1 NR V 6 . 64 2 NR V 6 . 64 2 合成支反力 R1=453.5N R2=225.3N NRRR NRRR VH VH 3 . 225 , 5 . 453 2 2 2 22 2 1 2 11 2）计算派生轴向力 S S1=141.7N S2=70.4N NYRS NYRS 4 . 70)6 . 12/( 3 . 2252/ , 7 . 141)6 . 12/( 5 . 4532/ 22 11 3) 计算轴向载荷 A A1=1343.7N A2=70.4N NSFSA NFSSA a a 4 . 70) 4 . 70, 3 .1273 7 . 141max(),max( , 7 . 1343) 3 . 1273 4 . 70, 7 .141max(),max( 2112 1211 4)计算当量动载荷 P 6 . 1, 4 . 037 . 0 96 . 2