蜗轮蜗杆减速器课程设计说明书

1、唐山学院机械设计课程设计题 目带式运输机的一级蜗轮蜗杆减速器设计系（部） 机电工程系班 级 班材料成型及控制工程姓 名 李进婷学 号 4130111158指导教师 张向红2015 年 12 月 22 日至 2016 年 j 月 x7日共 3周2016年1 月09 日2016年01月09日课程设计成绩评定表出勤情况出勤天数缺勤天数成出勤情况及设计过程表现（20分）绩课设答辩（20分）评设计成果（60分）士 7e总成绩（100分）提问（答辩）问题情况7综合评士 7e指导教师签名：年 月 日目录1概述6.1.1 课程设计的目的6.1.2 设计内容和任务6.1.3 设计步骤6.2传动装置总体设计方案7

2、.2.1 拟定传动方案 7.2.2 选择电动机7.2.2.1 选择电动机类型 7.2.2.2 确定传动装置的效率72.2.3 选择电动机的容量72.2.4 确定电动机参数7.2.4计算传动装置运动学和动力学参数82.4.1 电动机输出参数82.4.2 蜗杆的参数 .8.2.4.3 蜗轮轴的参数82.4.4 滚筒轴的参数 83传动零件的设计计算和轴系零部件的设计 .93.1 蜗轮蜗杆传动设计 .9.3.1.1 9.3.1.2 按齿面接触疲劳强度进行设计 1 03.1.3 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 1 03.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度 113.1.5 验算效率4113.1.6 热平衡计算1

3、13.2 轴系的设计113.2.1 蜗杆轴113.2.2 蜗轮轴123.2.3 蜗轮轴轴承的寿命计算1 53.2.4 蜗轮轴键的强度校核153.3 蜗轮的结构设计 1.64减速器的结构与润滑 1.74.1 箱体1.74.2 减速器的附件1.74.2.1 通气器的设计1.74.2.2 吊环螺钉174.2.3 启盖螺钉184.2.4 定位销184.2.5 油标184.2.7 窥视孔184.3 端盖的结构194.4 润滑与密封194.4.1 齿轮的润滑194.4.2 轴承的润滑194.4.3 密封装置191概述1.1 课程设计的目的1）以机械系统运动方案设计与拟定为结合点，把机械原理课程中分散于各章

4、的 理论和方法融会贯通起来，进一步巩固和加深学生所学的理论知识；2）通过拟定机械运动方案的训练，使学生初步具有机构选型与组合和确定运动方案的能 力；3）使学生在了解机械运动的变换与传递及力传递的过程中，对机械的运动、动力分析与设计有一个较完整的概念；4）进一步提高学生运算、绘图、运用计算机和技术资料的能力；5）通过编写说明书，培养学生表达、归纳、总结和独立思考与分析的能力1.2 设计内容和任务一级蜗杆减速器，拉力 f=5300n速度v=1.55m/s,直径d=410mm每天工作 小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：250天，配备有三 相交流电源，电压380/220v。1.

5、3 设计步骤1 .传动装置总体设计方案2 .电动机的选择3 .确定传动装置的总传动比和分配传动比4 .计算传动装置的运动和动力参数5 .减速器内部传动设计计算6 .传动轴的设计7 .滚动轴承校核8 .键联接设计9 .联轴器设计10 .润滑密封设计11 .箱体结构设计2传动装置总体设计方案2.1 拟定传动方案传动方案已给定，减速器为一级涡轮蜗杆减速器器。该方案的优缺点：一级涡轮蜗杆减速器机械结构紧凑、体积外形轻巧、小型高 效；热交换性能好、散热快；安装简易、灵活轻捷、性能优越、易于维护检修; 运行平稳、噪音小、经久耐用；使用性强、安全可靠性大；2.2 选择电动机2.2.1 选择电动机类型按工作要

6、求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380v, y型2.2.2 确定传动装置的效率查表得：一对滚动轴承的效率：“1=0.99闭式蜗杆的效率：42=0.98联轴器传动效率：4=3=0.85传动滚筒效率：44=0.96故传动装置的总效率：刀二刀13x42x432x44=0.732.2.3 选择电动机的容量工作机所需功率为：pw=fv/1000=7.95kw2.2.4 确定电动机参数电动机所需额定功率：pd=pw/ri =10.89kw,工作转速：nw=60x 1000v/兀 d=69.87 r/min经查表按推荐的合理传动比范围，一级蜗杆减速器传动比范围为：10-40因此理论传动比范围为：

7、10-40。可选择的电动机转速范围为 nd=i x nw=(10-40) 乂 69.87=6992795r/min。力杀电动机型号额定功率(kw同步转速(r/min )满载转速(r/min )1y180l-61110009702y200l-8117507303y160l-41115001460进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：y160l-4的三相异步电动机，额定功率ped=11kw满载转速为nm=1460r/min ,同步转速为nt=1500r/min 。2.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可以计算

8、出传动装置总传 动比为：i a=nm/nw=20.9取 ia=21。.：i =(i-i)/i 100% = 0.5% ：二 5%(2)分配传动装置传动比：减速器传动比为：i =212.4 计算传动装置运动学和动力学参数2.4.1 电动机输出参数功率：p0 = pd =10.89kw转速：n0 =nm =1460r/min扭矩：t0 =9500p)/n0 -71.2n，m2.4.2 蜗杆的参数功率：p 3 =10.78kw转速：n1 = n0/i01 =1460r/min扭矩：t1 -9500 b/n1=70.49n *m2.4.3 蜗轮轴的参数功率：p2 =p“12 =p =8.53kw转速：

9、n2 交/-1460/i -69.52r/min扭矩：t2 =p2/n2 9550 =1172.36n，m2.4.4 滚筒轴的参数功率：二 p2 23 =p2 1 3 4 = 8.03kw 32 232 13 4转速：n3 = n2/ i23 = 69.52r / min扭矩：t3 =9550 p3/n3 =1103.02n，m轴名功率p/kw转矩t/n.m转速 n/ (r/min )传动比i8效率输入p输出p输入输出电动机轴10.8971.21460蜗杆轴10.7810.6770.4969.78146010.98蜗轮轴8.538.451172.361160.6369.5210.792滚筒轴8

10、.037.951103.071092.0469.510.94运动和动力参数计算结果整理于下表3传动零件的设计计算和轴系零部件的设计3.1 蜗轮蜗杆传动设计3.1.1 (1)选择蜗杆传动类型：根据gb/t10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆(zi )(2)选择材料考虑到蜗杆传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用 45钢；因希望效率 高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度未 4555hrc涡轮用铸锡 磷青铜zcusn10p1金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造， 而轮芯用45钢制造。3.1.2 按齿面接触疲劳强度进行设计(1)确定作用在蜗轮上的转矩 t2: t2 =1

11、172.3576n *m(2)确定载荷系数k因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数载荷系数 kb =1;由表11-5选 取使用系数 ka=1;由于转速不高，冲击不大，可取动载系数kv=1.05;则k =kak ：kv =1.05(3)确定弹性影响系数ze因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故ze=160mpa(4)确定涡轮齿数z2z2 = z1 i12 = 42(5)确定许用接触应力crh根据涡轮材料为涡轮用铸锡磷青铜 zcusn10p1金属模铸造，蜗杆螺旋齿 面硬度45hrc可从表11-7中查得涡轮的基本许用应力(rh=268mpa。单向 运转：j=1。应力循环次数： n =60jn2lh

12、 =60父1父69.5父10父 250m 2 = 16.68父107。 故寿命系数为：khn =8j107 /(16.68 m106) =0.703 则叵 h = khn 仃h = 188.52mpa (6)计算md值m2d至4523.95mm3, 因z1=2,故从表11-2中取模数 m=8mm蜗杆分度圆直径d1=80mm3.1.3 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)中心距：a=(d1+d2)/2=208mm(2)蜗杆轴向齿距pa=25.133mm直径系数q=10;齿顶圆直径da1=96mm齿根圆直 径df1=60.8mm；分度圆导程角丫 =11 1836;蜗杆轴向齿厚 sa=12.57mm

13、 (3)蜗轮分度圆直径：d2 =mz2 = 336mm齿根圆直径：df2 =316mm 喉圆直径：da2 = 352mm 咽喉母圆半径：02=32mm g 43.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数：zv2 =z2/cos3 =42.83。根据zv2=42.83 ,从图11-17中可查得齿 形系数 yfa2=2.43。螺旋角系数：y- =1 - /140 =0.9192基本许用弯曲应力：仃f=56mpa寿命系数：kfn =9/106/n =0.566许用弯曲应力：tf=fkfn =31.72mpaif故弯曲强度满足。3.1.5 验算效率4=11.31 v=arctanfv , fv =0.02

14、04 ,则中v =1.1687。代入得：n =(0.950.96)tany/tan。十匕)=0.86大于原计算值，不用重算。3.1.6 热平衡计算取油温t=70 c ,周围空气温度t0=20 c ,产生的热流量： 。=1000p(1-) =2910kw ;从箱体外壁散发到周围的空气中的热流量： % = 1ads(t0 -ta) ； 0fd =14则散热面积为：s=1000p(1- )/二 d(t0-ta) = 4.11mm23.2 轴系的设计3.2.1 蜗杆轴(1)已经确定的运动学和动力学参数转速n=1460r/min ;功率p=10.78kw轴传递的转矩t=70.49n?mm(2)轴的材料选

15、择并确定许用弯曲应力由表选用45,调质处理硬度为217s255hbs许弯曲应力为(r=60mpa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于蜗杆受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取a0=112。dmin1 = a0 vp! /n1 =21.81mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%;dmin2 = a03 r/n； 1.05 = 22.9mm查表可知标准轴孔直径为30mntt取dmin=30mm且选用凸缘联轴器yl7。(4)轴的结构分析：为方便安装和调整涡轮轴。采用沿涡轮轴线的水平面剖 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。(5)确定各轴段的直径和

16、长度第 5 段：d5=95mm(蜗杆段)，l5=140mm第 6 段：d6=50mm(轴肩)，l6=55mm第7段：d7=31mn与轴承内径配合)，l7=40mm3.2.2 蜗轮轴(1)已经确定的运动学和动力学参数转速n2=69.5r/min ;功率p2=8.53kw轴传递的转矩t=1172.36n?mm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45,调质处理硬度为217s255hbs许弯曲应力为(r=60mpa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径取 a0=112 dmin1 -a03 p2/n2 = 55.66mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%;dmin2 =ao3, h

17、/n2 1.05 = 58.443mm查表可知标准轴孔直径为70mnft取dmin=70mm且选用凸缘联轴器 yl1&(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图（5）轴的各段长度第 1 段：d1=70mm l1=140mm第 2 段：d2=80mm（轴肩）,l2=55mm第3段：d3=85mn与轴承内径配合）,l3=62mm第 4 段：d4=100mm（蜗杆段）,l4=118mm第 5 段：d5=112mm（轴肩），l5=10mm第6段：d6=85mm（与轴承内径配合），l6=50mm（6）蜗轮轴的受力分析如图所示为蜗杆受力图以及水平平面和垂直平面受力图：（见下页）13d（外传动件）c(sff)承）

18、月（轴承）lbifrbhfrlrahifrbvftlravmchltk.h平面弯矩圉mcv左v平面弯矩图mc左台成弯矩一 ，f1门口111113.3蜗轮的结构设计(7)第一段轴中点到轴承中点距离la=125mm轴承中点到蜗杆中点距离lb=93.22mm 蜗杆中点到轴承中点距离 lc=93.22mm轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集 中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮 毂宽度的中点算起。(图中 rah fnhi；rbh为 fnh2； rae fnv1;rbe fnv2) 蜗轮上各力：fti =fa2 =1762n ; fai =f

19、t2 =6978.3n ; f.2 = fri =2540nfnvi = -2932n ; fnv2 =392n ; fnhi =881n ; fnh2 =881nmh = 74.004 n，m； mvi = fnvi 父 lb = 246288n m ; mv2=fnv2*a =32.928nmm1 =，mh2 +mv12 =257.17 n m ; m2 = x；mh2+mv22 = 81n mt =t2 =1172.36n *m(8)校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面右侧为危险截面w =86834.77mm2取支=0.6 ;仃ca =vm12 +(at2)2/w =8.625mpa

20、查表15-1查得。=60mpa , ja e , p=fd(0.4 xfr+yxfa) ； x=0.41 , y=0.87;由表13-6选载荷系数fd=1.2 ; p=3089.47n轴承基本额定动载荷cr=59.2kn ,轴承选用7017ac,采用正装。要求寿命为lh=12000h。106 c此轴承寿命：lh(一) =80023.67h 12000h60n p故符合。3.2.4 蜗轮轴键的强度校核仃p =2000t/kld) =4000t2/(hld) =7.9299mpa 8mm箱盖壁厚 6 1=0.85 6 9.6mm箱盖凸缘厚度 b1 =1.5 6/6.98mm,取b1=18mm箱座凸

21、缘厚度 b =1.5出16.98mm ,取b=18mm箱座底凸缘厚度 b2=2.56士28.3mm,取b2=30mm地脚螺栓的直径 df =0.036a +12ft：19.488mm,取 df=20mm；地脚螺栓的数目n=4轴承旁连接螺栓直径 d1=0.75df /4.616mm,取d1=12mm盖与座连接螺栓直径 d2 = (0.5 0.6)df定9.7 11.7mm ,取d2=10mm轴承端盖螺钉直径 d3 =(0.40.5)df 也 7.89.7mm,取 d3=10mm视孔盖螺钉直径 d4 =(0.30.4)df 上5.87.8mm,取 d3=6mm定位销直径 d = (0.7 0.8)

22、d2 ： 78mmc1=16mm c2=14mm dc=24mm 轴承旁凸台半径：r1=14mm h=49mm l1=46mm,1 = 10mm, a2 = 19mm。轴承端盖外径 d2=167mm, t=9mm, s=179mm4.2 减速器的附件4.2.1 通气器的设计由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部 的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。4.2.2 吊环螺钉用来起吊此装置4.2.3 启盖螺钉卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。4.2.4 定位销采用销gb/t117-2000,对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位