涡轮蜗杆装配说明书Word格式.docx
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P0Pw3Pw3.325kw≈4.40KW
联轴承蜗联0.990.980.80.99
由《减速器设计实例精解》表8-2，可选取电动机的额定功率Ped=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
Ped=5.5KW，同步转速n=1000r/min，满载转速nm=960r/min。
由表2-2可知单级蜗轮蜗杆传动比范围为i蜗10~40，现暂取i蜗30，n=nm960r/min32r/min
i蜗30
由链的线速度vwnD，得输送链链轮的分度圆直
w
w601000
径为vw60100091000
径为Dwmm89.6mm
n32
对链轮分度圆直径进行取整D=100mm则链的实际转度为：
vw6010009r/min
nww3r/min28.66r/min
wD100103
（vw0.15m/s）
1.2传动比的计算及分配
Pw=3.25KWPed=5.5KWnm=960r/minD=100mmnw=28.66r/mini=33.5r/minn0=960r/minn1=960r/minn2=28.66r/minnw=28.66r/minp1=4.36KWp2=3.42KWp3=3.32KWT0=43.77NmT1=43.37Nm
T2=1139.6NmTw=1106.3Nm蜗杆选用45钢，表面淬火处理蜗轮ZCuAl10Fe3金属模铸造8级精度z1=2z2=67m=6.3mmd1=63mm
传动比的计算及分配如下：
总传动比i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
nwn2=28.66r/min
2、各轴功率
P1P001P0联4.40.99KW≈4.36KW
P2P112P1轴承蜗4.360.980.8KW≈3.42KW
PwP22wP2轴承联3.420.980.99KW≈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vs<
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z1=2，则z2=iz1=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T2=1139600Nmm
②、载荷系数KKAKvK。
由表10-6查得工作情况系数
a241.05mmKv=1.0选用材料合适原设计合理抗弯强度足够b1=110mmb=55mmA=1.28m245钢，表面淬火处理dmin=22mmd1=35mmL1=80mmd3=45mmd7=45mmL7=L3=B=23mmL256mml1=101.1mml2=199.65mml3=199.65mmRAH688.42NRBH688.42NRAV=1137.70NRBV=827.62NRA=1329.77NRB=1076.51NM1H=137443.05Nmm
KA=1.0；
设蜗轮圆周速度v2<
3m/s，取动载荷系数Kv=1.0；
因工作载荷平稳，故取齿向载荷分布系数K=1.0，则KKAKvK=1.0×
1.0×
1.0=1.0
③、许用接触应力HKNH0H。
由表10-7查取基本许用接触应力0H=180MP，a应力循环次数为
N=60an2Lh=60×
1.0×
28.66×
20000=3.44×
107故寿命系数为
④、弹性系数ZE=160MPa，则模数m和螺杆分度圆直径d1
3
=2495.38mm3
由表10-8选取m=6.3mm，d1=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v2、相对滑动速度vs及传动总效率①、蜗轮圆周速度v2
与初选相符合，取Kv=1.0合适。
②、导程角由tan=mz1/d1=6.3×
2/63=0.2，得=11.31°
③、相对滑动速度vs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、230、，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m2d1
6、复核m2d1
m2d19KT2（ZE）22495.380.78mm3=2433.00mm3
z2H0.8
7、验算齿根抗弯强度验算公式为
①、K、T2、m和d1、d2同前
M1V=227141.8Nmm
M1V、=165234.3Nmm
M1=26548.21Nmm
M1右=214925.49Nmm
45钢，调质处理dmin=26mm抗弯强度足够键连接强度足够
45钢，调质处理dmin=61mmd1=61mm
L1=100mmd6=d3=80mmd4=85mm
L4=100mm。
②、齿形系数YFa2。
当量齿数zv2z2/cos311.3171.06,由图10-2查得YFa2=2.5
③、螺旋角系数Y④、许用弯应力由表10-10查得OF=90MPa，寿命系数为则抗弯强度为
=22.98MPa<
F
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ha1ham16.3mm6.3mm
全齿高h12hamc216.3mm0.26.3mm13.86mm
齿顶圆直径da1d12ham63216.3mm75.6mm齿根圆直径螺杆螺旋部分长度为
取b1=110mm螺杆轴向齿距pxm6.3mm19.782mm螺杆螺旋线导程paz1px219.782mm39.564mm②、蜗轮齿顶圆直径齿根圆直径外圆直径de2da21.5m434.7mm1.56.3mm444.15mm齿宽齿宽角2arcsinb2（2arcsin48.09）99.57
d163
咽喉母圆半径r02ada2241.05mm434.7mm23.7mm22
轮缘宽度b0.75da10.7575.6mm56.7mm
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
Ks15W/（m2℃），传动总效率为0.78，则散热面积为
A1000p1
（1）10004.36（10.78）m2=1.28m2
AKs（tt0）15（7020）m=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T1=43370Nmm，转速n1=960r/min,蜗杆分度圆直径d1=63mm，低速轴传递的转矩T2=1139600Nmm，蜗轮分度圆直径d2=422.1mm。
2、螺杆上的作用力
（1）圆周力Ft12T1243370N1376.83N，其方向与力d163
作用点圆周速度方向相反
2T221139600
（2）轴向力Fa1Ft22N5399.67N，与蜗
a1t2d2422.1
轮的转动方向相反
（3）径向力
Fr1Fa1tanan5399.67tan20N1965.32N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≥1.2，下箱座壁厚=0.04a+3=0.04×
241.05+3=12.642mm，取=15mm，而1≥1.2=1.2×
15mm=18mm，取1=18mm，取蜗轮轮毂到内
壁的距离2=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P1=3.25KW，转速n1=960r/min，传递转距T1=43.37Nm，蜗杆分度圆直径为63mm,df1=47.88mm，宽度b1=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33
dcp1204.36mm=19.9mm
n960
轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径3%~5%，则取dmin=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dmin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KA=1.5，则计算转矩
TeKAT11.543370Nmm=65055Nmm
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1250Nm，许用转速为4750r/min,轴孔范围为30~38mm,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d1=35mm，其长长略小于毂孔宽度，取L1=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=（0.07~0.1）d1（0.07~0.1）35mm2.45~3.5mm。
轴段②的轴径d2d12（2.1~3）mm39.2~41mm，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d240mm。
由于轴段②轴段的长度L2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=85m，m宽度B=23mm，T=20.75mm，内圈定位轴肩直径da=52mm，外圈定位凸肩内径Da=75mm,a=20.1mm，故d3=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3=8mm。
通常一根轴上的两个轴承型号相同，则d7=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
（0.75~1）h1（0.75~1）13.86mm10~14mm。
螺杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为（D-da1）/2（85-75.6）/2mm4.7mm，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L7=L3=B=23m。
m
（5）轴段②的长度设计轴段②的长度L2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>
200m，m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×
d端盖=12mm，取e=12mm。
端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t=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K1=15mm。
轴承座外伸凸台高t=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d4=d6=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1=15mm和螺杆宽b1=110mm，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定，即
416.43110
=（15123528）mm
22
=139.215mm
圆整，取L4L6140mm
（7）螺杆轴段⑤的设计轴段⑤即为螺杆段长，L5=b1=110mm，分度圆直径为63mm，齿根圆直径df1=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
l1=60mm+L2+a=30mm+51mm+20.1mm=101.1mm
122
l3=l2=T-a+L4+L5=24.75mm-20.1mm+140mm11+0mm
2422
=199.65mm
Bx=21+b1=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
Ft1l31376.83199.65
RAH=RBHt13N688.42N
AHBHl2l3199.65199.65
在垂直平面上为
Fr1l3Fa1d1/21965.32199.651965.3263/2
RAV=-NAVl2l3199.65199.65
=1137.70N
RBV=Fr1-RAV=1965.32N-1137.70N=827.62N
轴承A的总支承反力为
RA=R2AHR2AV688.4221137.702N1329.77N
轴承B的总支承反力为
RB=R2BHR2BV688.422827.622N1076.51N
③、弯矩计算在水平面上，螺杆受力点截面为
M1H=RAHl2=688.42×
199.65Nmm=137443.05Nmm在垂直平面上，螺杆受力点截面左侧为
M1V=RAVl2=1137.70×
199.65Nmm=227141.8Nmm螺杆受力点右侧为
M1V、=RBVl3=827.62×
199.65Nmm=165234.3Nmm合成弯矩，螺杆受力点截面左侧为
M1=M12HM12V137443.052227141.82Nmm=265488.21Nmm螺杆受力点截面右侧为
M1右=M12HM1、V2137443.052165234.32Nmm=214925.49Nmm
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T1=87940Nm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
33
W=df147.88mm310776.12mm3
3232抗扭截面系数为
d3340333
WT=3mm321552.24mm3
T1616最大弯曲应力为
M1265488.21
1=1MPa24.64MPa
1W10776.12
扭剪应力为T143370MPa2.01MPa
WT21552.24
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e124（a）224.6424（0.62.01）2MPa24.76MPa
由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MP，a由表8-32用插值法查得轴的许用弯曲应力1b=60MPa。
e<
1b，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
4T1443370
p1MPa=12.39MPa
pd1hl3510（5010）
取键、轴及联轴器的材料都为钢，由表8-33查得
p125~150MPa，
p<
p，强度足够。
9、校核轴承寿命
①、计算当量动载荷由表9-9查30209轴承得C=67800N，C0=83500N，e=0.4，Y=1.5，由表9-10查得滚动轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为外部轴向力A=1329.77N，各力方向如图所示
S2+A=358.84N+1329.77N=1688.61N>
443.26N则两轴承的轴向力分别为
Fa1S2A=1688.61N
Fa2S2=358.84N
因为Fa11688.611.27e0.4，则轴承2的当量动载荷为
RA1329.77
因为Fa2358.840.33e0.4，则轴承2的当量动载荷为
RB1076.51
②、轴承寿命因Pr1>
Pr2，故只需校核轴承1，P=Pr1。
轴承在100℃以下工作，由表8-34查得fT1。
对于减速器，由表8-35查得载荷系数fp1.2。
由轴承1的寿命为减速器预期寿命为
LhLh，故轴承寿命足够。
3.2低速轴的设计计算
低速轴的设计计算如下：
低速轴传递的功率P2=3.42KW，转速n2=28.66r/min，传递转距T2=1139600Nmm，齿轮2分度圆直径d2=422.1mm,齿轮宽度b2=55mm
2、选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理。
3、初算轴径
取C=120，低速轴外伸段的直径可接下式求得
dcp1203.42mm=59.04mm
n28.66
轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径3%~5%，则圆整dmin=61mm
1）、轴段①设计轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。
为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。
由表8-37，取KA=1.5，则计算转矩TC=KAT2=1.5×
1139600Nmm=1709400Nmm由表8-38查得GB/T5014-2003中LX4型联轴器符合要求：
公称转矩为2500Nm，许用转速3870r/min,轴孔范围为
40~63mm。
结合伸出段直径，取联轴器毂孔直径为61mm轴,孔长度107mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号LX461×
107GB/T5014-2003，相应的轴段①的直径d1=61mm，其长度略小于毂孔宽度，取L1=100mm
2）轴段②轴径设计在确定轴段②的轴径时，应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=（0.07~0.1）d1（0.07~0.1）61mm4.27~6.1mm。
轴段②的轴径d2d12h69.54~73.2mm，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。
查表8-27，选取毡圈70ZQ4606-1997,则d270mm。
3）轴段③和⑥的设计轴段③和⑥上安装轴承，考虑到蜗轮轴向力的存在，因此选用圆锥滚子轴承，轴段③和⑥直径应既便于轴承安装，又应符合轴
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