蜗杆齿轮变速器的设计方案1．已知条件１）运输带工作拉力F；２）运输带工作速度V；３）滚筒直径D；４）滚动效率η=0.95 ；５）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；６）工作环境：室，灰尘较大，环境最高温度35°C左右；７）使用折旧期8年，4年大修一次；８）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
2. 设计方案：设计运输机的蜗杆－圆柱齿轮减速器；（1）原始数据：运输带工作拉力F=5.5KN，运输带工作速度V=0.45m/s，卷筒直径D=450mm.（2）传动装置简图，如下：一、电动机的选择 1. 总体传动方案初步确定传动系统总体方案如图1所示。
蜗杆－圆柱齿轮减速器。
传动装置的总效率ηa3212345a ηηηηηη=＝0.982×0.75×0.992×0.95×0.96＝0.637；1η=0.98为轴承的效率，2η=0.75为蜗轮的效率，3η=0.99为弹性联轴器的效率，4η=0.95为齿轮的效率，5η＝0.96为输送机效率。
2.电动机的选择卷筒轴工作效率为： 1000601000600.453.14450v n Dπ⨯⨯⨯⨯=⨯＝＝19.11r/min蜗杆齿轮传动比12i i i =⋅=60～90按工作要求和工作条件选用Y 系列三相鼠笼型异步电动机，电压为380v 工作机有效功率为： 55000.4510001000W Fv P ⨯=＝＝2.475kw工作机所需工作功率为： 2.4750.637Wd aP P η==＝3.89kw 工作机卷筒轴的转速为：6010006010000.45450W n D ππ⨯⨯⨯==＝19.11kw 所以电动机转速的可选围为：W d n i i n 21=＝(60～90)×19.11=1146.4～1719.9r/min因此选择Y132S-4电机其主要性能如表1所示，安装尺寸如表2所示。
表1 Y123S-4型电动机的主要性能表2 Y112M-4电动机的安装尺寸3.传动装置的总传动比和传动比分配 （1）总传动比144019.11m W n i n ∑===75 （2） 分配传动比∑≈i i )06.0~03.0(2=(0.03～0.06)×75=3.7512753.75i i i ∑===204.传动装置运动和动力参数的计算 （1）各轴转速Ⅰ轴 n I ＝m n =1440r/min Ⅱ轴 n II ＝n I / i 1＝72 r/min Ⅲ轴 n III ＝n II / i 2＝20r/min （2）各轴输入功率Ⅰ轴 P I ＝P 0×3η＝3.89×0.99＝3.81 kWⅡ轴 P II ＝P I ×4η×1η＝3.81×0.75×0.98＝2.74kW Ⅲ轴 P III ＝P II ×1η×4η＝2.74×0.98×0.95＝2.55kW （3）各轴输入转矩电动机轴输出转矩 55 3.899.55109.55101440d d m P T n =⨯=⨯⨯=2.58×410N ·㎜ Ⅰ轴 T I ＝d T ×3η=2.55×410 N ·㎜ Ⅱ轴 T II ＝T I ×i 1×4η=48.45×410N ·㎜ Ⅲ轴 T III ＝T II ×i 2×1η×4η=16.92×510 N ·㎜ 卷筒轴 T IV = T III ×3η×5η=16.08×510 N ·㎜二、传动零件的设计 1.齿轮的设计计算（一）高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算 1.选择蜗杆传动类型根据GB/T10085—1988推荐，采用渐开线蜗杆（ZI ） 2.齿轮材料，热处理及精度蜗杆：45钢淬火，螺旋齿面要求淬火，淬火后硬度为45—55HRC 蜗轮：铸锡磷青铜ZCuSn10Pl,金属模制造，齿芯用灰铸铁HT100 3.按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度，传动中心距322)][(H E Z Z KT a σρ≥ (1)确定作用在蜗轮上的转矩T 2按z 1=2, 估取效率η涡轮=0.8，则666222211 5.50.89.55109.55109.5510/1440/20P P T n n i η⨯=⨯=⨯⨯=⨯⨯=583611N ·㎜ （2）确定载荷系数K取载荷分布不均系数K β =1，选取选用系数K A =1，取动载系数K V =1.05，则K= K βK A K V =1.05（3）确定弹性影响系数Z E =160MPa 2/1 (4)确定弹性系数ρZ设蜗杆分度圆直径d 1和传动中心距a 的比值d 1/a=0.35，因此ρZ =2.9 (5)确定许用接触应力[H σ]根据蜗轮材料为ZCnSn10Pl ，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC ，查得蜗轮的基本许用应力[H σ]΄=268Mpa 应力循环次数N=60j n 2L h =60×1×7.191440×19200=8.42×107 寿命系数8771042.810⨯=HNK =0.7662 则，[H σ]=HN K ×[H σ]΄=0.7662×268=205.3Mpa （6）计算中心距a ≥取中心距a ＝160mm,i=20,因此，取m=6.3，蜗杆分度圆直径d 1=63mm 。
这时d 1/a=0.39， 查图11—18可查得接触系数ρZ ΄=2.72因为, ρZ ΄< ρZ 因此，以上计算结果可用 4.蜗杆与蜗轮的主要参数及尺寸（1）蜗杆：轴向齿距P a =πm=3.14×6.3=19.792㎜；直径系数q=d 1/m=10；齿顶圆直径d 1a = d 1+2*a h ×m=63+2×1×6.3=75.6㎜；齿根圆直径d f 1= d 1－2m(h *a +*c )=63－2×6.3(1+0.2)=47.88㎜；分度圆导程角γ=11˚18´36"；蜗杆轴向齿厚S a =πm/2=9.896㎜。
(2)蜗轮：蜗轮齿数z 2=41;变位系数x 2=-0.1032;验算传动比i= z 2/z 1=41/2=20.5,传动比误差（20.5－20）/20=2.5%,是允许的。
蜗轮分度圆直径d 2=mz 2=6.3×41=258.3㎜蜗轮喉圆直径 d 2a = d 2+2h 2a =)*(2222x h m d ++＝258.3+2×6.3(1－0.1032)=269.6㎜蜗轮齿根圆直径 2f d = d 2－2h 2f =*)*(222c x h m d a +--＝258.3－2×6.3×(1－0.1032+0.2)=241.88㎜蜗轮咽喉母圆半径 r 2g =a － d 2a /2=160－269.6/2=25.2㎜ 5.校核齿根弯曲疲劳强度][53.12212F Fa F Y Y md d KT σσβ≤＝当量齿数z 2v = z 2/(cos γ)3=41/(cos11.31˚）³＝43.48根据x 2=-0.1032, z 2v =43.48 ,因此，2Fa Y =2.46 螺旋角系数Y β=1－︒140γ=1－11.31˚/140˚=0.9192 许用弯曲应力[F σ]=[F σ]´·FN K由ZCuSn10Pl 制造的蜗轮的基本许用应力[F σ]´=56Mpa 寿命系数9761042.810⨯=FNK ＝0.611 [F σ]=56×0.611＝34.216MPa9192.046.23.63.2586357845705.153.1⨯⨯⨯⨯⨯⨯=F σ=20MPa弯曲强度满足。
6.验算效率η=（0.95～0.96）tan γ/tan(γ+v ϕ)已知γ＝11˚18´36"＝11.31˚；v ϕ=arctanf vs m n d v s /844.431.11cos 100060144063cos 10006011=︒⨯⨯⨯=⨯=πγπ用插值法得f v =0.00223、v ϕ=1.2782代入得η=0.855，大于原估计值，因此不用计算 蜗杆速度：s m dnv /75.410006014406314.3100060=⨯⨯⨯=⨯=π7.热平衡计算1.75 1.752160.650.33()0.33()0.756100100a A m ==⨯=取t=20°C从K=14-17.5 取K=17W/（m ²·C ） 由式（8-14） t KA p t +-=)1(100011ηο20756.017)855.01(216.41000+⨯-⨯==67.57°C 〈 85°C （二）低速级齿轮传动的设计计算 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
（2）运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度（GB 10095－88）。
（3）材料选择。
由表10－1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。
（4）选小齿轮齿数1z =24,大齿轮齿数2z ＝3.75×24＝90，初选螺旋角β＝14˚。
2.按齿面接触强度设计 按式（10—21）试算，即[]321·2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥H EH d t t Z Z u u T K d σεφα （1）确定公式的各计算数值1）试选Kt ＝1.62）由图10－30选取区域系数H Z ＝2.433 3）小齿轮传递的转矩II T =48.45×410N ·㎜ 4）由表10－7选取尺宽系数d φ＝15）由图10－26查得1αε＝0.78，2αε＝0.87，则αε＝1αε＋2αε＝1.65 6）由表10－6查得材料的弹性影响系数E Z ＝189.8Mpa 7）由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6003lim =σ；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa H 5504lim =σ＝550MPa 。
8）由式10－13计算应力循环次数h II jL n N 603=＝60×73×1×19200＝8.4×7103104.874⨯=N ＝2.8×7109）由图10－19查得接触疲劳寿命系数3HN K ＝0.98；4HN K ＝0.97 10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S ＝1，由式（10－12）得160098.0][3lim 33⨯==S K HN H σσ=588MPa 155097.0][4lim 44H ⨯=S K HN σσ＝=533.5MPa 25.5335882][][][43H H +=+=H σσσ=560.75MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算器公式得324175.5608.189433.2313·65.1110128.441.62⎪⎭⎫⎝⎛⨯+⨯⨯⨯⨯≥t d =91.8㎜2）计算圆周速度 v=191.872601000601000t d n π∏⨯⨯⨯⨯π＝=0.346m/s3）计算齿宽b 及模数nt mt d d b 1φ=b ＝91.8㎜2414cos 8.91cos 11︒⨯=＝βz d m t nt =3.71㎜ h=2.25nt m =2.25×3.7mm=8.35㎜ b/h=91.8/8.35=10.994 4）计算纵向重合度βεβε=βtan 318.01z d Φ=0.318×1×24×tan14˚=1.9035）计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取使用系数A K =1根据v=0.346m/s,7级精度，由表10—8查得动载系数v K =1.01；由表10—4查得βH K =1.429，由图10—13查得βF K =1.36,由表10—3查得ααF H K K ==1.4。