涡轮蜗杆装配说明书.docx
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涡轮蜗杆装配说明书
涡轮蜗杆装配说明书
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第一章传动装置总体设计
1.1电动机的选择
1、选择电动机的类型：
根据用途选用Y系列三相异步电动机。
2、选择电动机功率：
查《减速器设计实例精解》表2-1，轴承效率=0.98，蜗轮蜗杆传动效率=0.8，联轴器效率=0.99，得电动机所需工作功率为
≈4.40KW
由《减速器设计实例精解》表8-2，可选取电动机的额定功率=5.5KW
3、电动机的选择
假定选择电动机的型号为Y132M2-6，电动机额定功率=5.5KW，同步转速n=1000r/min，满载转速n=960r/min。
由表2-2可知单级蜗轮蜗杆传动比范围为，现暂取，n=
由链的线速度，得输送链链轮的分度圆直径为
对链轮分度圆直径进行取整D=100mm
则链的实际转度为：
r/min
（）
1.2传动比的计算及分配
传动比的计算及分配如下：
总传动比
满足要求。
1.3传动装置运动、动力参数的计算
传动装置的运动、动力参数的计算如下：
1、各轴转速
=28.66r/min
2、各轴功率
KW≈4.36KW
KW≈3.42KW
KW≈3.32KW
3、各轴转矩
第二章传动件的设计计算
2.1蜗杆副的设计计算
蜗杆副的设计计算如下：
1、选择材料、热处理方式和公差等级
考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度不太高有相对滑动速度，蜗杆选用45钢，表面淬火处理，HRC=45~50。
设相对滑动速度<6m/s，故蜗轮选用铸铝铁青铜ZCuAl10Fe3，选用8级精度。
2、确定蜗杆头数和蜗杆齿数
由表10-5选取=2，则=i=33.5×2=67
3、初步计算传动的主要尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有
①、蜗轮传递转矩T=1139600
②、载荷系数。
由表10-6查得工作情况系数
=1.0；设蜗轮圆周速度<3m/s，取动载荷系数=1.0；因工作载荷平稳，故取齿向载荷分布系数=1.0，则=1.0×1.0×1.0=1.0
③、许用接触应力。
由表10-7查取基本许用接触应力=180MPa，应力循环次数为
N=60anL=60×1.0×28.66×20000=3.44×10
故寿命系数为
④、弹性系数=160，则模数m和螺杆分度圆直径
=2495.38
由表10-8选取m=6.3mm，d=63mm,则
4、计算传动尺寸
①、蜗轮分度圆直径为
②、传动中心距为
5、验算蜗轮圆周速度、相对滑动速度及传动总效率
①、蜗轮圆周速度
与初选相符合，取=1.0合适。
②、导程角由tan=mz/d=6.3×2/63=0.2，得=11.31°
③、相对滑动速度
与初选值相符，选用材料合适
④、传动总效率
由查表10-9得当量摩擦角，则
原估计效率0.8与总效率相差较大，需要重新较大，需要重新计算
6、复核
=2433.00mm
7、验算齿根抗弯强度验算公式为
①、K、T、m和、同前
②、齿形系数。
当量齿数,由图10-2查得=2.5
③、螺旋角系数
④、许用弯应力
由表10-10查得=90MPa，寿命系数为
则抗弯强度为
=22.98MPa<
抗弯强度足够
8、计算蜗杆传动其他几何尺寸
①、蜗杆
齿顶高
全齿高
齿顶圆直径
齿根圆直径
螺杆螺旋部分长度为
取=110mm
螺杆轴向齿距
螺杆螺旋线导程
②、蜗轮
齿顶圆直径
齿根圆直径
外圆直径
齿宽
齿宽角
咽喉母圆半径
轮缘宽度
取b=55mm
9、热平衡计算
取油温t=70℃，周围空气温度t=20℃,通风良好，取℃），传动总效率为0.78，则散热面积为
=1.28m
2.2螺杆副上作用力的计算
螺杆副上作用力计算如下
1、已知条件
高速轴传递的转矩T=43370，转速n=960r/min,蜗杆分度圆直径d=63mm，低速轴传递的转矩T=1139600，蜗轮分度圆直径d=422.1mm。
2、螺杆上的作用力
（1）圆周力，其方向与力作用点圆周速度方向相反
（2）轴向力，与蜗轮的转动方向相反
（3）径向力
其方向由力的作用点指向轮1的转动中心
3、蜗轮上的作用力
蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等，方向相反
2.3箱体内壁
在蜗杆副轮廓线基础上绘出箱体的内壁，这里蜗轮外圆到内壁的距离由表4-1中公式≥1.2，下箱座壁厚=0.04a+3=0.04×241.05+3=12.642mm，取=15mm，而≥1.2=1.2×15mm=18mm，取=18mm，取蜗轮轮毂到内壁的距离=20mm。
第三章轴的设计计算
轴的设计计算与轴上轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。
3.1蜗杆轴的设计与计算
1、已知条件
蜗杆轴传递的功率P=3.25KW，转速n=960r/min，传递转距T=43.37，蜗杆分度圆直径为63mm,d=47.88mm，宽度b=110mm。
2、轴的材料和热处理
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查表8-26，选用常用的材料45钢，考虑到蜗杆、蜗轮有相对滑动，因此螺杆采用表面淬火处理。
3、初算轴径
初步确定蜗杆轴外伸段直径。
因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故轴径可按下式求得，由表9-8，可取C=120，则
=19.9mm
轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径，则
取=22mm
4、结构设计
1）、轴承部件的结构设计
蜗杆的速度
减速器采用蜗轮在上螺杆在下结构。
为方便蜗轮安装及调整，采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结构，蜗杆轴不长，故轴承采用两端固定方式。
可按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。
2）、轴段①的设计
轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器设计同步进行。
为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性销联轴器。
查表8-37，取=1.5，则计算转矩
=65055
由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：
公称转矩为1250，许用转速为4750r/min,轴孔范围为,结合伸出段直径，取联轴器毂孔直径35mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX335×84GB/T5014-2003，相应的轴段①的直径d=35mm，其长长略小于毂孔宽度，取L=80mm。
3）轴段②的直径
考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为
h=。
轴段②的轴径，其最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封。
由表8-27，选取毡圈40JB/ZQ4606-1997,则。
由于轴段②轴段的长度L涉及的因素较多，稍后再确定。
4）轴段③和轴段⑦的设计轴段③和⑦安装轴承，考虑到螺杆受径向力、切向力和较大轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。
轴段③安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。
现暂取轴承为30209，由表9-9查得轴承内径d=45mm,外径D=85mm，宽度B=23mm，T=20.75mm，内圈定位轴肩直径d=52mm，外圈定位凸肩内径D=75mm,a=20.1mm，故d=45mm，螺杆轴承采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距离箱体内壁距离=8mm。
通常一根轴上的两个轴承型号相同，则d=45mm，为了螺杆上轴承很好地润滑，通常油面高度应到达最低滚动体中心，在上油面高度高出轴承座孔底边15mm，而螺杆浸油深度应为
。
螺杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为
，油面浸入螺杆约0.75个齿高，因此不需要甩油环润滑螺杆，则轴段③及轴段⑦的长度可取为L=L=B=23mm。
（5）轴段②的长度设计轴段②的长度L除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。
取轴承座与蜗轮外圆之间的距离=15mm，这样可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。
由前面的计算得知下箱座壁厚取=12mm，由中心距尺寸241.05mm>200mm，可确定轴承旁连接螺栓直径M12、箱体凸缘连接螺栓直径M10、地脚螺栓直径M16，轴承端盖连接螺栓直径M8，由表8-29取螺栓GB/T5781M8×20。
由表8-30可计算轴承端盖厚e=1.2×=12mm，取e=12mm。
端盖与轴承座间的调整垫片厚度为=3mm。
为方便不拆缷联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，并使轮毂外径与端盖螺栓的拆装不干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为=15mm。
轴承座外伸凸台高=3mm，测出轴承座长为L=52mm，则有
=（15+12+3+52-8-23）mm
=51mm
（6）轴段④和⑥的设计该轴段直径可取轴承定位轴肩的直径，可取d=d=52mm，轴段④和⑥的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与内壁距离为=15mm和螺杆宽b=110mm，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定，即
=（
=139.215mm
圆整，取
（7）螺杆轴段⑤的设计轴段⑤即为螺杆段长，L=b=110mm，分度圆直径为63mm，齿根圆直径d=47.88mm
（8）轴上力作用点间距轴承反力的作用点距离轴承外圈大端面距离a=20.1mm，则可得轴的支承点及受力点的距离为
=+L+a=30mm+51mm+20.1mm=101.1mm
==T-a+L+=24.75mm-20.1mm+140mm+
=199.65mm
B=2+b=2×17mm+80mm=114mm
5、键连接
联轴器与轴段①间采用A型普通平键连接，由表8-31得键的型号为键10×8GB/T1096-1990。
6、轴的受力分析
①、画轴的受力简图轴的受力简图如图3-1所示。
图3-1受力简图
②、支承反力在水平面上为
R=R
在垂直平面上为
R=-
=1137.70N
R=F-R=1965.32N-1137.70N=827.62N
轴承A的总支承反力为
R=
轴承B的总支承反力为
R=
③、弯矩计算
在水平面上，螺杆受力点截面为
M=R=688.42×199.65=137443.05
在垂直平面上，螺杆受力点截面左侧为
M=R=1137.70×199.65=227141.8
螺杆受力点右侧为
M=R=827.62×199.65=165234.3
合成弯矩，螺杆受力点截面左侧为
M=
=265488.21
螺杆受力点截面右侧为
M=
=214925.49
④、画弯矩图弯矩图如图3-2、3-3和3-4所示
图3-2
图3-3
图3-4
⑤、转矩和转矩图T=87940
转矩图如图3-5所示
图3-5
7、校核轴的强度
由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面
其抗弯截面系数为
W=
抗扭截面系数为
W=
最大弯曲应力为
=
扭剪应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6,则当量应力为
由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限=650MPa，由表8-32用插值法查得轴的许用弯曲应力=60MPa。
<，强度足够。
8、校核键连接的强度
带轮处键连接的挤压应力为
=12.39MPa
取键、轴及联轴器的材料都为钢，由表8-33查得，
<，强度足够。
9、校核轴承寿命
①、计算当
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