涡轮蜗杆设计说明书.doc

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
PW=F×V/1000=1900×0.45/1000=0.855kW PW=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
Pr=PW/η=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
滚筒转速
nw=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
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*E
H
Y100L-6
1.5
1000
940
32.87
28j6*60
100

2.4 分配传动比
滚筒轴转速

传动装置总传动比
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)
P0=Pr=1.35kW P0=1.35kw
n0= 940r/min n0=940 r/min
T0=9550×P0/n0=9550×1.35/940=13.7N·m； T0=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
表2 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η
0
1.35
940
13.7
联轴器
1
0.99
Ⅰ
1.337
940
13.6
蜗杆传动
15.652
0.735
Ⅱ
0.993
60.06
157.89
链传动
2.1
0.891
Ⅲ
0.885
28.6
295.52

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Z1=2，所以： Z1=2
Z2=2× i蜗＝2×15.652=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
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：
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T2=157.89 N·m=
157890N.mm。 T2=157890 N·mm
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Kβ=1.0由于蜗轮转速为60.06r/min，估计蜗轮 Kβ=1.0
的圆周速度可能较小（v1〈3m/s），故选动载荷系数Kv=1.0，于是 Kv=1.0
K=KA×Kβ×Kv=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/mm2；应力循环次数 [σH]’=150N/mm2
N=60×j×n2×Lh=60×1×60.06×16×365×8
=1.68×108 N= 1.68×108
则 [σH]=105.45N/ mm2
d) 确定模数m及蜗杆分度圆直径d2
青铜蜗轮及钢蜗杆配对时，由[1]式 (6-14)有

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
故取Kv=1.0是合适的。
4.1.5 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×Z1=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
因为实际中心距及运算中心距有差别，所以蜗轮须变位。由
[1]式(6-5)得变位系数
x2=0.5625
4.1.7 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
[σF]’=40N/mm2，则许用弯曲应力为
[σF]= 22.6N/mm2
由[1]式(6-2)得蜗杆分度圆柱导程角γ，
tanγ=Z1×m/d1=2×8/63=0.254
故γ=14.25°, γ=14.25°
由[1]式(6-12)得

=4.05N/mm2<[σF]=22.6N/mm2 σF=4.05N/mm2
则蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。
4.1.8 蜗杆、蜗轮各部分尺寸计算(按[1]表6-4和表6-5)
a) 蜗杆
齿顶高ha1=ha*×m=1×8=8mm ha1=8mm
齿根高hf1=(ha*+c*)×m=(1+0.25) ×8=10mm hf1=10mm
齿高h1=ha1+hf1=8+10=18mm h1=18mm
分度圆直径d1=63mm d1=63mm
齿顶圆直径da1=d1+2ha1=63+2×8=79mm da1=79mm
齿根圆直径df1=d1－2hf1=63-2×10=43mm df1=43mm
蜗杆轴向齿矩Px=π×m=π×25.13mm Px=25.13mm
蜗杆齿宽b1≥ (12+0.1Z2)m=(12+0.1×31) ×8=120.8mm
取b2=140mm b1=140mm
b) 蜗轮
齿顶高ha2=(ha*+x2) m=(1+0.5625) ×8=12.5mm ha2=12.5mm
齿根高hf2=(ha*+c*－x2) m=(1+0.25-0.5625) ×8=5.5mm hf2=5.5mm
齿高h2=ha2+hf2=12.5+5.5=18mm h2=18mm
分度圆直径d2=m×Z2=8×30=248mm d2= 248mm
喉圆直径da2=d2+2ha2=248+2×12.5=273mm da2=273mm
齿根圆直径df2=d2－2hf2=248-2×5.5=237mm df2=237mm
咽喉母圆半径 rg2=a’－da2/2=160-248/2=36mm rg2=36mm
齿宽b2≤0.7da1=0.7×79=55.3mm, 取54mm b2=54mm
齿宽角θ=2arcsin(b2/d1)=2arcsin(54/63)=117.99° θ＝117.99°
顶圆直径de2≤da2+1.5m=273+1.5×8=285mm
取de2=280mm de2=280mm
4.1.9 热平衡计算
a) 滑动速度Vs，由[1]式(6-18)得
V1=3.1m/s
Vs=V1/cosγ=3.1/cos14.25°=3.2m/s Vs=3.2m/s
b) 当量摩擦角φγ
由[1]表6-10，按Vs=3.2m/s,查得φγ= =2.037° φγ= 2.037°
传动效率η，由[1]式(6-19)得
η=0.830
c) 箱体所需散热面积
按自然通风计算，取kd=17w/(m2·oC),油的工作温度t=80oC,周
围空气温度t0=20oC,则
A≥0.347m 2
根据设计图可知符合散热要求。
4.1.10 精度及齿面粗糙度的选择
由[1]表6-1,V2=0.780m/s，为一般动力传动,选取精度等级为8级,
标准为8c GB10089—88。
蜗杆齿面粗糙度Ra1≤3.2μm， Ra1≤3.2μm
蜗轮齿面粗糙度Ra2≤3.2 μm Ra2≤3.2μm
4.1.11 润滑油的选择及装油量的计算
a) 润滑油牌号的选择
力----速度因子
ξ=41.01N·min/m
由[1]图6-15查得40oC，运动粘度为250mm2/s，再由[1]表
6-12选G-N320w蜗轮蜗杆油。
b) 装油量的计算
蜗杆浸油深度为（0.75~1.0）h（h为蜗杆的螺牙高或全齿高），
同时油面不能超过蜗杆轴承最低位置滚动体的中心。
4.2 滚子链传动
4.2.1 确定链轮齿数
由i=2.1,设链速V≤0.6~3m/s，选Z1=21，Z0=44。 Z1=21, Z0=44
4.2.2 选定链型号，确定链节矩p
由[1]式(4-7)得
Po≥0.904kw
其中由[1]表4-6查得：工况系数KA=1.0，由[1]图4-12得：链 KA=1.0
轮齿系数 KZ=0.91，由[1]表4-7 按单排链考虑Kp=1.0。 KZ=0.91，Kp=1.0
由P0=0.904kw及n1=60.06r/min，由[1]图4-10选定链型号为
12A，链距p=19.05mm。 p=19.05mm
4.2.3 验算链速
<15m/s V =0.400m/s
所以链速适宜
4.2.4 计算链节数及实际中心矩
中心距a0=(30～50)P=571.5～952.5mm，初定a0=600mm， a0=600mm
则链节数为

则取Lp=96节， Lp=96
确定实际中心矩
a=600.04mm
4.2.5 确定润滑方法
由链速V=0.400m/s，及链号12A，由[1]图4-16选择人工定期
润滑。
4.2.6 计算对轴的作用力
取KQ=1.25，
Q=3103.1N
4.2.7 计算链轮主要几何尺寸
分度圆直径
d1=p/sin（180o/Z1）=19.05/sin(180°/21)=127.82mm d1=127.82mm
d2=p/sin（180o/Z2）=19.05/sin(180°/44)=267.03mm d2=267.03mm
4.3 选择联轴器
初步估计减速器高速轴外伸段轴径
d=（0.8~1.0）×d电机=（0.8~1.0）×28=22.4~28.0mm d电机=28mm
根据传动装置工作条件拟用TL型弹性套柱联轴器
计算转矩
T=9.55×P/n=9.55 ×1500/940=15.24N·m T=15.24 N·m
TC=K×T=1.3×15.24=25.76N·m TC=25.76N·m
其中K为工作情况系数，由[1]中表11-1取K=1.3，T为联轴
器所传递名义转矩，
查TL5联轴器公称转矩TN=125N·m>TC=21.78N·m，许用转速
[n]=3600r/mm>n0=940 r/mm，故可以选择TL5联轴器28×30。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 轴的设计计算
5.1 蜗轮轴的设计
5.1.1 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
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
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 N·m T=157.89 N·m
圆周力
Ft=1273.3N
轴向力
Fa=431.7N
径向力
Fr=Fttanα1x=1273.3×tan20=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
5.1.3.1 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如下图3所示

a) 垂直支反力(图3-a):
Rav= -702.3 N
Rbv= Rbv= 237.9N
b) 水平支反力(图3-b)：
RaH= -6543.4 N

RbH= 5270.1N
5.1.3.2 作弯矩图
a) 垂直面弯矩图(图3-c)
C点右
Mv1=Rbv×L3=237.9×57=13560 N·mm Mv1=13560 N·mm
C点左
Mv2‘=Rav×L2= -702.3×57= -40031 N·mm Mv2=-40031 N·mm
b) 水平面弯矩图(图3-d)
C点
MHC= Rbv×L3 =5271.0×57=300396N·mm MHC=300396 N·mm
A点
MHA= Q×L1 =3103.1×103=319619 N·mm MHA=319619 N·mm
c) 合成弯矩图(图3-e)
A点
MA= MHA=319619 N·mm MA=319619 N·mm
C点右
M1=300702 N·mm
C点左
M2= -303089 N·mm
5.1.3.3 作转矩T图(图3-g)
T=157890 N·mm
5.1.3.4 作计算弯矩Mca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α=0.6。
A点
McaA=333363N·mm
C点右
McaC1=300702 N·mm
C点左
McaC2=317549N·m D点
McaD=αT=0.6×157890=94734 N·mm Mca3=94734 N·mm
5.1.3.5 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σB=637N/mm2，再根据[1]表8-3查得，[σb]－1=58.7N/mm2。
按[1]式(8-7)计算剖面直径
A点轴径
dA =38.4mm
该值小于原设计该点处轴径55 mm，安全。
E点轴径

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。
5.3.1.6 精确校核轴的疲劳强度
由图3可知，Ⅰ~Ⅵ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
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
弯矩值N·mm
178138
298611
104973
104973
100234
15826

其中Ⅲ~Ⅳ剖面计算弯矩相同。Ⅲ剖面轴径小，应力集中系数较
大，则只校核Ⅲ剖面。Ⅵ剖面载荷数值太小故不校核者。则 只
校核Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅴ剖面。
45钢机械性能查表8-1[1]得 ：σ-1=268N/mm2，τ-1=155N/mm2；
a） Ⅰ剖面： σ-1=268N/mm2，
因键槽引起的应力集中系数根据附表1-1[1]:kσ=1.808，kτ=1.60 τ-1=155N/mm2
配合(按H7/k6)应力集中系数根据附表1-1[1]：kσ=1.949,kτ=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 kσ=1. 955，kτ=1.636 kσ=1. 955，kτ=1.636
取kσ=1. 955，kτ=1.636
绝对尺寸影响系数由附表1-4[1]查得：εσ=0.84，ετ=0.78； εσ=0.84，ετ=0. 78；
表面质量系数由附表1-5[1]查得 ：βσ=0.94，βτ=0.94； βσ=0.94，βτ=0.94；
查表1-5[1]得 ψσ=0.34，ψτ=0.21。 ψσ=0.34，ψτ=0.21
Ⅰ剖面产生的弯曲应力、应力幅、平均应力为
MⅠ=111711 N·mm MⅠ=111711 N·mm
σmax= 15.08N/mm2
σa=σmax=15.08N/mm2，σm=0 σa =15.08N/mm2
σm=0
Sσ=σ-1/（Kσ×σa/（βσ×εσ）+ψσ×σm）
=268/(1.955×15.08/(0.94×0.84) +0) Sσ=7.2
=7.2
Ⅰ剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为
τmax =10.66N/mm2
τa=τm= 5.33N/mm2
Ⅰ剖面的安全系数为
Sτ=11.9
S=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2= 7.2×11.9/（7.22+11.92）1/2=6. S=6.2
[S]=1.5~1.8，S＞[S]，所以Ⅰ剖面安全。
b） Ⅱ剖面
Ⅱ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，kσ=1.678，kτ=1.474 kσ=1.678，kτ=1.474
绝对尺寸影响系数由附表1-4[1]查得：εσ=0.81，ετ=0. 76； εσ=0.81，ετ=0. 76；
表面质量系数由附表1-5[1]查得 ：βσ=0.94，βτ=0.94； βσ=0.94，βτ=0.94；
查表1-5[1]得 ψσ=0.34，ψτ=0.21。 ψσ=0.34，ψτ=0.21
Ⅱ剖面产生的弯曲应力、应力幅、平均应力为
MⅡ=27073 N·mm MⅡ=27073 N·mm
σmax= 19.4N/mm2
σa=σmax=15.08N/mm2，σm=0 σa= 19.4N/mm2

Sσ=σ-1/（Kσ×σa/（βσ×εσ）+ψσ×σm） σm=0
=268/(1.678×19.4/(0.94×0.81) +0)
=6.3 Sσ=6.3
Ⅱ剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为
τmax =5.61N/mm2
τa=τm= 2.81N/mm2
Ⅱ剖面的安全系数为
Sτ=24.3
S=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2= 6.3×24.3/（6.32+24.32）1/2=6.1 S=6.1
C)Ⅲ剖面
配合(按H7/k6)应力集中系数根据附表1-1[1]：kσ=1.949,kτ=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 kσ=1. 955，kτ=1.636 kσ=1. 955，kτ=1.636
取kσ=1. 955，kτ=1.636
绝对尺寸影响系数由附表1-4[1]查得：εσ=0.81，ετ=0. 76； εσ=0.81，ετ=0. 76；
表面质量系数由附表1-5[1]查得 ：βσ=0.94，βτ=0.94； βσ=0.94，βτ=0.94；
查表1-5[1]得 ψσ=0.34，ψτ=0.21。 ψσ=0.34，ψτ=0.21
承受的弯矩为MⅢ=101125 N·mm MⅢ=101125 N·mm
σmax= 6.07N/mm2
σa=σmax=6.07N/mm2，σm=0 σa= 6.07N/mm2

Sσ=σ-1/（Kσ×σa/（βσ×εσ）+ψσ×σm） σm=0
=268/(1.949×6.07/(0.94×0.81) +0)
=17.2 Sσ=17.2
Ⅲ剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为
τmax =4.75N/mm2
τa=τm= 2.81N/mm2
Sτ=28.25
S=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2= 17.2×28.25/（17.22+28.252）1/2=14.7 S=14.7

d) Ⅴ剖面
因键槽引起的应力集中系数根据附表1-1[1]:kσ=1.808，kτ=1.603
配合(按H7/r6)应力集中系数根据附表1-1[1]：kσ=2.598,kτ=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, kσ=1. 904，kτ=1.577 kσ=2.598，kτ=1.872
取kσ=2.598，kτ=1.872
MⅤ=100234 N·mm MⅤ=100234 N·mm
Ⅴ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为
σmax= 5.71N/mm2
σa=σmax=5.71N/mm2，σm=0 σa= 5.71N/mm2
绝对尺寸影响系数由附表1-4[1]查得：εσ=0.81，ετ=0. 76； εσ=0.81，ετ=0. 76；
表面质量系数由附表1-5[1]查得 ：βσ=0.94，βτ=0.94； βσ=0.94，βτ=0.94；
查表1-5[1]得 ψσ=0.34，ψτ=0.21。 ψσ=0.34，ψτ=0.21
剖面的安全系数为
S=Sσ=σ-1/（Kσ×σa/（βσ×εσ）+ψσ×σm） S=13.8
= 268/(2.598×5.71/(0.94×0.81) +0)
=13.8
S＞[S]=1.5~1.8，所以剖面Ⅴ安全。
7 滚动轴承的选择和寿命验算
滚动轴承的选择：
由蜗杆及蜗轮尺寸选定：
Ⅰ.蜗杆轴承为圆锥滚子轴承30208号

Ⅱ.蜗轮轴轴承为圆锥滚子轴承30211号

额定工作寿命
寿命验算:
Ⅰ.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=259.3N
b) 垂直方向支反力 R1v=702.3N R2V=237.9N
R1=6581.0N R2=5275.5N
2）计算派生轴向力S S1=2193.7N
S2=1758.5N
3) 计算轴向载荷A A1=2193.7N
A2=1762.0N
4)计算当量动载荷P

因为载荷平稳，所以取
根据所受弯矩取fm1 =2,fm2 =1
P1=13162N
P2=5275.5N
5)计算轴承寿命
L10h=147540h
Ⅱ.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
垂直方向支反力

合成支反力 R1=453.5N
R2=225.3N

2）计算派生轴向力S S1=141.7N
S2=70.4N
3) 计算轴向载荷A A1=1343.7N
A2=70.4N