蜗杆减速器设计1[试题学习]

1、Harbin Institute of Technology题目：蜗杆减速器设计目 录传动装置总体设计2传动方案拟定2电机的选择2传动装置的运动、动力参数计算4传动零件设计5蜗轮蜗杆材料及热处理选择5蜗轮蜗杆传动主要参数计算5蜗轮蜗杆效率及润滑计算6蜗轮蜗杆传动几何尺寸计算7蜗轮蜗杆结构选择、零件简图及结构尺寸计算7蜗轮及蜗轮轴的设计计算8蜗干轴的设计计算14蜗干轴轴承的校核16蜗杆和涡轮的精度与侧隙种类19蜗轮蜗杆热平衡计算19减速器其余部件设计20减速器机体结构设计20窥视孔和窥视孔盖得设计21通气器的设计21放油孔及放油螺栓的设计21油标的设计21高速轴输入端的联轴器设计21减速器的润滑

2、22参考文献22传动装置总体设计传动方案拟定由设计任务书要求及图例可知传动方案采用一级下置式蜗杆减速器，其结构简单，尺寸紧凑，但效率低，适用于载荷较小，间歇工作场合。蜗杆圆周速度v45m/s。装置工作机为带式运输机，对减速器由中等冲击，且工作场合为有尘，减速器要求密封条件好。电机的选择1. 选择电动机类型因工作机为带式运输机，则对电动机无特殊要求，故电动机选用三相异步交流电动机，采用Y系列。2. 选择电动机容量工作机的有效功率为工作机各传动部件的传动效率及总效率：查参考书2中表9.1得各个传动件的效率范围，分别取：；工作机的总效率为：3. 确定电动机转速查参考书1中表9.2得蜗轮传动比推荐值如

3、下：理论总传动比：所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由电机手册选定电动机型号为Y112M-6。4. 电动机外形及尺寸电动机型号额定功率/(kW)满载转速/(r/min)Y112M-62.29402.02.0电动机的主要外形及安装尺寸如表所示。型号HABCDEFGDGKbb1b2hAABBHAL1Y112M-611219014070286087241224519011526

4、55018015400传动装置的运动、动力参数计算1. 传动比计算=2. 传动装置各轴的运动和动力参数1) 各轴的转速第一轴转速：第二轴转速：2) 各轴的输入功率第一轴功率：第二轴功率：卷筒功率：3) 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩：第一轴转矩：第二轴转矩：卷筒的转矩：将上述计算结果汇总于表1.3，以备查用轴名功率P/kW转矩T()/r/min转速n/r/min电机轴2.1922249.479401轴2.1722026.979402轴1.67265144.2060.13卷筒轴1.62257242.9160.13其中轴指蜗杆轴，轴指蜗轮轴。传动零件设计由于传动方案为一级蜗杆减速器，则传动零件为

5、蜗轮蜗杆。蜗轮蜗杆材料及热处理选择由于蜗杆传递的功率为1.84KW，功率不大，速度也不高，蜗杆选用45号钢制造，淬火处理，齿面硬度达220300HBW。蜗杆材料选用45钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度4550HRC蜗轮材料，根据其中n1为蜗杆转速，T2为蜗轮转矩初估蜗杆副的滑动速度VS=3.2m/s，选择蜗轮的材料为无锡青铜，又因小批量生产，则用沙模铸造。蜗轮蜗杆传动主要参数计算蜗杆传动的主要失效形式是齿面胶合、齿面点蚀和齿面磨损，而且失效通常发生在蜗轮轮齿上。因此采用齿面接触疲劳强度条件计算蜗杆传动的承载能力，并在选择许用应力时，要适当考虑胶合和磨损等失效因素的影响。故采用公式确定模数m和蜗

6、杆分度圆直径。1. 选择蜗杆头数及蜗轮齿数由传动比i=15.63，查参考书1书表9.2可知蜗杆头数取2，确定转矩由于转矩为蜗轮上转矩，则查上述计算表可得=256Nm2. 确定载荷系数K由于载荷系数K=由表9.4查得载荷性质为中等冲击时，取1.15。假设蜗轮圆周速度 3m/s，取动载荷系数=1.0。由于由中等冲击，则1.11.3,取1.2。所以K=1.383. 确定许用接触应力由于蜗轮材料为无锡青铜，则蜗轮齿面失效形式主要是胶合，则由表9.6查取=180Mpa。4. 确定材料弹性系数=1605. 计算模数和分度圆直径将以上数据代入公式计算得2306由参考书1表9.1取m=6.3，蜗杆分度圆直径d

7、1=636. 计算传动中心距蜗轮分度圆直径=m,其中取31，中心距变位系数蜗轮蜗杆效率及润滑计算1. 验算蜗轮速度蜗杆倒程角蜗轮圆周速度蜗杆副滑动速度与初估蜗杆副的滑动速度相符合。蜗轮圆周速度故选择减速器的类型为蜗杆下置2. 验算效率符合初取的效率值0.77蜗轮蜗杆传动几何尺寸计算蜗杆传动的几何尺寸如下表所示名称符号计算公式和数据（单位mm）蜗轮数据蜗杆数据齿顶高ha6.37.15齿根高hf7.566.71全齿高h13.8613.86分度圆直径d63195.30齿根圆直径df47.88181.88齿顶圆直径da75.6209.60蜗杆分度圆上倒程角113036蜗轮分度圆上螺旋角2113036节

8、圆直径d64.70195.30传动中心距a130蜗杆轴向齿距pa119.79蜗杆螺旋线倒程ps39.584蜗杆螺旋部分长度L81.02蜗杆外圆直径de2219蜗轮齿宽b255齿根圆弧半径R139.06齿顶圆弧半径R225.2齿宽角103蜗轮蜗杆结构选择、零件简图及结构尺寸计算由于=47.88 1.735=59.5，则蜗杆制成蜗杆轴，并采用车制蜗杆。如图所示。蜗杆轴简图蜗轮及蜗轮轴的设计计算1. 轴的材料选择因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45#钢，调质处理2. 初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考书1表10.2得C=106118，考虑到轴端的弯矩和

9、转矩的大小，故取C=110则dmin=C31.6760.13=33.31mm考虑到键槽的影响，取dmin=33.311.05=34.98mm3. 结构设计轴承部件的结构形式：蜗杆减速器的中心距a=130mm，通过查表选择减速器的机体采用剖分式结构。因传递功率小，故轴承的固定方式可采用两端固定方式。因此，所设计的轴承部件的结构形式如上图所示。然后可按转轴轴上零件的顺序，从dmin处开始设计；a) 联轴器及轴段1：dmin就是轴段1的直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此，轴段1的设计和联轴器的设计同时进行。由于联轴器的一端连接工作机一端连接轴，其转速比较高，传递转矩比较小。考虑到安装时不一定能保

10、证同心度，且载荷为中等冲击，故采用能补偿两轴轴线的相对位移和缓和载荷冲击的弹性联轴器。由参考书2表13.1，选取HL型弹性柱销联轴器（GB5014-1985）。则转矩由参考书1表13.1取，由参考书2表13.1查得HL型弹性柱销联轴器（GB5014-1985）J1型轴孔长度为60mm，许用转矩为500Nm许用转速为250r/min，轴径可取35、38mm，故取L1=60mm ，d1=35mm；b) 密封圈与轴段2：考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，由参考书2表14.4，取轴段d2=38mm，密封圈为毛毡油封密封圈FZ/T92010-1991中直径是37mm；c) 轴段3与轴段6：考虑到蜗杆

11、减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴承，轴段3上安装轴承，要使轴承便于安装又符合轴承内径系列，暂取轴承型号为30208，有参考书2表12.4得，其内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm，故取d3=d6=40mm，考虑到安装甩油环和套筒时的位置，取L3=40mm，轴段6无需安装套筒，故L6=30mm；d) 蜗轮与轴段4：轴段4上安装蜗轮，按照蜗轮的设计，蜗轮的轮毂宽为（1.51.9）d，取轮毂宽为80mm，则轴段5的长度略小于蜗轮轮毂宽度，取L5=78mm；轴段5的设计：为了轴向固定蜗轮并承受一定的轴向力，因此轴肩的高度为5mm,所以d5=54mm考虑到轴承受力的对称性，轴肩5的

12、长度L5=10mm；e) 轴段2的长度：轴段2的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的厚度、轴承端盖的厚度以及联轴器类型确定,由于轴承端盖连接螺栓的长度为25mm，可取L2=60mmf) 键连接：联轴器及蜗轮的轴向连接均采用普通平键连接，分别为键1050 GB/T1096-1990及键1470 GB/T1096-1990.4. 轴受力分析在水平面上负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反。在垂直平面上轴承上的总支承反力轴承上的总支承反力在水平面上A-A剖面左侧：A-A剖面右侧：在竖直平面上合成弯矩A-A剖面左侧：A-A剖面右侧：5. 校核轴的强度A-A剖面左侧因弯矩大、有转矩，还有键引起的应力集中，故

13、A-A剖面左侧为危险截面。由附表10.1，抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭剪应力对于调质处理的45钢，由参考书1表10.1查得，由参考书1表10.1注查得材料的等效系数，。键槽引起的应力集中系数，由参考书1表10.4查得绝对尺寸系数，由参考书1附图10.1查得轴磨削加工时的表面质量系数由参考书1附图10.2查得。安全系数查表10.5得许用安全系数，显然，故A-A剖面安全。校核键连接的强度6. 联轴器处键连接的挤压应力取键、轴、联轴器的材料都为钢，查表6.1得。显然，故强度足够。齿轮处键连接的挤压应力取键、轴、齿轮的材料都为钢，查表6.1得。显然，故强度足够。7. 校核轴承寿命计算轴承的轴向力

14、。由参考书1表11.13查得70308轴承内部轴向力计算公式，则轴承、的内部轴向力分别为根据轴承手册查得C0r=74.0kN Cr =63.0kN图一：轴承布置及受力的方向如图一所示，同向，则显然，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承将保持平衡，故两轴承的轴向分力分别为Fa1=S2+A=1242.71N比饺两轴承的受力，因，故只需校核轴承。计算当量动载荷。因为所以当量动载荷校核轴承寿命。轴承在以下工作，查参考书1表11.9得。由于载荷有中等冲击，查参考书1表11.10，得。轴承的寿命已知减速器使用4年，2班制工作，则预期寿命显然，故轴承寿命很充裕。8. 蜗轮设计计算由于齿圈采用铝

15、青铜，且蜗轮分度圆直径d=195.3mm，大于100mm。故采用齿圈压配式。齿圈与轮芯采用过盈配合H7/u6,并加台阶和沿接合面周围加装4个螺钉，以增强连接的可靠性。如图所示。蜗轮结构尺寸大小如下表所示。75128014186蜗轮简图蜗干轴的设计计算1. 材料选择因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45号钢，调质处理。2. 结构设计1) 初算轴颈对于转轴，按扭转强度初算轴颈，查表10.2得C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=110，则=，考虑键槽影响，取=15.26mm。2) 轴段设计a) 轴承部件的结构形式设计:由输出轴设计可知，机体采用剖分式，且传动方式

16、为下置式，则蜗杆部分为整体式。因传递的功率不大，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式可采用两端固定式。由此，所设计的轴承部件的结构形式如图所示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。b) 联轴器及轴段1设计:就是轴段1的直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此，轴段1的设计应与联轴器的设计同时进行。为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查表13.1取=1.5，则计算转矩=33.3Nm。又因联轴器与电动机连接，其轴颈为28mm，由机械设计手册查得GB 50142003中的HL2型符合要求：公称转矩为560Nm，许用转速为6300r/min，轴孔直径范围2035mm。

17、考虑电动机轴颈，故取联轴器轴孔直径28mm，J1型轴孔长度为44mm，A型键，选HL2联轴器 2844 GB 5014-1985。相应地，轴段1的直径为28mm，轴段长度为44mmc) 密封、轴承及轴段2、3、9设计:确定轴段2的直径时，应考虑联轴器的固定及密封圈的尺寸两个方面。当联轴器右端用轴肩固定时，轴段2直径最终的尺寸由密封圈及轴承内径确定。由于输出轴为蜗杆轴，且下置，由于蜗轮蜗杆采用油润滑，故轴承采用油润滑，且用内包骨架旋转轴唇形密封圈。则查机械手册，GB/T 1387.1-1992中的轴颈范围为3035mm。考虑蜗轮蜗杆有轴向力，且转速不高，则轴承类型选用圆锥滚子轴承，轴段上安装轴承

18、，其直径应既便于安装轴承，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承型号为30308，查轴承手册，内径为40mm，外径为80mm，宽度为19.75mm，安装宽度18mm，。则轴段2的直径为35mm，轴段3、9的直径为40，且其上安装挡油板和轴承，则取挡油板宽度为8mm。则轴段长度为26mmd) 轴段4和轴段8的设计:轴段4为定位轴肩所以定它的直径为48，长度为6。轴段8与它相同。e) 轴段6、5、7设计:轴段6上为蜗杆，为蜗杆轴，可取其长度为螺旋长度为82mm。f) 轴段4和轴段4的长度可对称选择，并保证内机壁与蜗杆距离要大于机壁厚，则可取轴段4和轴段6的长度为37mm。g) 轴上其余零件及长度设计:联

19、轴器采用键连接，其轴颈为28mm，查机械手册，GB/T 1095-2003，得键采用：键 87 GB/T 1095-2003 l=35mm。轴段2的长度除与轴上零件有关外，还与机体及轴承盖等零件有关。为保证拧紧螺栓所需扳手空间，应留有一定的距离，轴承端盖厚取15mm，机座壁厚取9mm，为避免联轴器轮毂端面转动时与不动的轴承盖连接螺栓相碰，故轴段2应留有一定距离，取24mm，故轴段2长度为57mm。蜗干轴轴承的校核1. 轴受力分析在水平面上负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反。在垂直平面上轴承上的总支承反力轴承上的总支承反力在水平面上A-A剖面左侧：A-A剖面右侧：在竖直平面上合成弯矩A-A

20、剖面左侧：A-A剖面右侧：由蜗轮及蜗轮轴的设计计算可知，其最危险截面的弯矩小而轴颈更大，故一定满足强度要求。2. 校核轴承寿命a) 计算轴承的轴向力：由参考书1表11.13查得70308轴承内部轴向力计算公式，则轴承、的内部轴向力分别为根据轴承手册查得C0r=74.0kN Cr =63.0kN图一：轴承布置及受力的方向如图一所示，同向，则显然，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承将保持平衡，故两轴承的轴向分力分别为Fa1=S2+A=NFa2=S2=N比饺两轴承的受力，因，故只需校核轴承。b) 计算当量动载荷。因为所以当量动载荷c) 校核轴承寿命。轴承在以下工作，查参考书1表11.

21、9得。由于载荷有中等冲击，查参考书1表11.10，得。轴承的寿命已知减速器使用4年，2班制工作，则预期寿命显然，故轴承寿命很充裕。蜗杆和涡轮的精度与侧隙种类1. 对蜗轮，因为这是一般的动力传动，而且蜗轮的圆周速度由参考书2表17.17知：选用精度等级为9级，侧隙种类为c，即：蜗轮9 c GB/T10089-1988.2. 对蜗杆，对于一般的动力传动,常按照7级精度(适用于蜗杆圆周速度v17.5m/s),8级精度 (v13m/s),9级精度(v11.5m/s)制造.蜗杆的圆周速度因此选用精度等级为7级，选用侧隙种类为c，即：蜗杆7 c GB/T10089-1988.蜗轮及蜗杆的公差见下表：名称代

22、号数值蜗轮切向综合公差Fi161蜗轮径向综合公差Fi125蜗轮齿距累积公差Fp125蜗轮齿圈径向跳动公差Fr90蜗轮齿距极限偏差fpt40蜗轮齿形公差ft236蜗杆副的接触斑点沿齿高不小于45%，沿齿长不小于40%蜗杆副的中心距极限偏差fa80传动的最小法向侧隙jnmin100蜗轮齿厚公差Ts2170蜗轮和蜗杆齿坯公差尺寸公差孔 IT8 轴IT7形状公差IT7 IT6齿顶圆直径公差IT9齿坯基面径向和端面跳动公差28蜗轮蜗杆热平衡计算热平衡计算：根据公式由参考书3，取对蜗杆传动油温可取到t=95。周围空气温度t0=20，通风条件良好，取散热系数Ks=17W/m2，传动效率为=0.77.则箱体内

23、壁能被油飞溅到而外壁又能被周围空气冷却的箱体表面积机体表面凸缘面积由于散热面积不够，因此需要其他方式来散热。所需要加的散热片面积每片散热片的面积所加散热片的数目取散热片的数量为n=10减速器其余部件设计减速器机体结构设计根据参考书2的表4.1与图4.5可得减速器机体结构尺寸表如下图：名称数据（mm）机座壁厚9机盖壁厚8机座凸缘厚度14机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度22地脚螺钉直径20地脚螺钉数目4轴承旁连接螺栓直径12机盖与机座螺栓直径10连接螺栓d2的间距100轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径8外机壁至轴承座端面距离48内机壁至轴承座端面距离50蜗轮外圆与内机壁距离15蜗轮轮毂与内机壁距离12轴承端盖凸缘厚度12窥视孔和窥视孔盖得设计窥视孔的作用是方便人手伸入机箱内手动调节蜗轮的轮齿啮合，因此窥视孔盖的大小应该能伸入手的大小，如果太大，结构会显得不合理而且加工费用会比较贵，综合上述因素，按照参考书2表14.7选择窥视孔的参数如下表（单位mm）ABA1B1CC2R螺钉尺寸螺钉数目11070140100125855M6104通气器的设计根据减速器的工作环境，选择带过滤网的防尘式通气器，根据机体的大小按照机械设计课程设计的表14.9选择的通气器参数如下表（单位mm）dd1d2d3d4