涡轮蜗杆减速器课程设计(我的)

1、机械设计基础课程设计说明书一 机械课程设计任务书- 3 二 传动方案的拟定与分析- 3三 电动机的选择- 4四 传动装置动力和运动参数 - 5五 蜗轮蜗杆的设计- 6六 轴的设计- 10七 滚动轴承的确定和验算- 17八 键的选择及校核- 19九 联轴器的选择及校核- 20十 润滑与密封的设计- 21十一其他技术说明- 21十二设计小结- 22十三参考文献- 22一、机械课程设计任务书题目：设计用于带式输送机的蜗杆减速器（上置）设计数据：运输带工作压力F=2800N 运输带工作速度v=1.00m/s 卷筒直径D=420mm工作条件：连续单向运转，工作时有轻微冲击，灰尘较少；运输带速度允许误差5

2、%；1班制工作，3年大修，使用期10年。加工条件:小批量生产，中等规模机械厂，可加工78级齿轮。设计工作量：1.减速器装配图一张(AO或A1图纸)；2.零件图13张；3.设计说明书1份.二、传动方案的拟定与分析采用一级蜗轮蜗杆减速器，优点是传动比较大，结构紧凑，传动平稳，噪音小，适合于繁重及恶劣条件下长期工作。缺点是效率低，发热量较大，不适合于传递大功率。三、电动机的选择3.1选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。 3.2 选择电动机的容量（1）传动装置的总效率：=0.9920.9830.80.96=0.71（2）电机所需的功率：电动机输出功

3、率： kw工作机所需的功率： =2.8kw 所以 kw=3.941kw因载荷轻微振动，电动机即可，故3.3确定电动机的转速由已知可以计算出卷筒的转速为Nw=60*1000v/D=45.47r/min按机械设计课程设计指导书P18表2-4推荐的传动比合理范围，取蜗轮蜗杆减速器传动比范围i减速器=1040故可推算出电动机的转速的可选范围为：nd1=（1040）45.47=454.71818.8r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格以及传动比，选定电动机的型号是Y-132M1-6。其主要性能：额定功率4KW；满载转速960r/min；额定转矩2.0。3.4确定总的传动比由 选定的电动机

4、满载转速nm 和工作机的主轴的转速 n，可得传动装置的总的传动比是：i =nm/n=960/45.47=21.11i在1427范围内可以选用双头闭式传动。四、计算传动装置运动和动力参数4.1计算各轴的转速为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速。为蜗轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工作主轴的转速。n1= 960r/min n2=45.47r/min4.2 计算各轴的输入功率P为电动机的功率 P=4kwP1为蜗杆轴的功率 P1=P0.99=3.96kwP2为蜗轮轴的功率 P2 =3.960.980.8=3.10kwP3为卷筒的功率P3=3.100.990.98

5、=3.01kw4.3 计算各轴的转矩T为电动机轴上的转矩 T=P/n9550=4/9609550=39.79NmT1为蜗杆轴上的转矩 T1=P1/n19550=39.39NmT2为蜗轮轴上的转矩 T2=P2/n29550=651.98NmT3为卷筒上的转矩T3= P3/n39550=632.55N*m轴名输入功率P/KW输入转矩T/(N*m)转速n(r/min)传动比i效率电动机轴0439.79960蜗杆轴13.9639.3996010.99蜗轮轴23.10651.9845.4721.110.784滚筒轴33.01632.5545.4710.97五、传动零件的设计计算5.1选择蜗杆的传动类型根

6、据GB 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）5.2 选择材料根据蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢调制处理，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的青铜等非铁金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。5.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根的弯曲疲劳强度。由课本式（6-13），传动中心距（1）确定蜗轮上的转矩按Z1=2,估取效率=0.8，则T2=9.55106P2/n2=9.551063.9621/9

7、60=661820 Nmm（2）确定载荷系数K 由于工作载荷较稳定，所以选定齿向载荷分布系数K=1，(课本表6-8)选定使用系数KA=1.15，由于转速不高，冲击不大，取动载系数K=1 载荷系数=1*1.15*1=1.15（3）确定弹性影响系数选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，取ZE=160（4）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心比/ a=0.35由课本图6-11中查的Z=2.9（5）确定许用接触应力蜗轮材料为铸锡磷青铜，砂模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，由课本表6-10查的许用应力=268Mpa应力循环次数N=60*1*960/21*8*300*10=6.58107寿命系数： =0

8、.79则=0.79x268=211.72Mpa（6）计算中心距 =154mm取中心距a=200mm,因i=21.11, Z1=2由课本表6-2中取m=8mm,蜗杆分度圆的直径d1=80mmd1/a=0.4,由图6-11查的接触系数Z1=2.74,因Z1Z,因此以上计算结果可用。5.4计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 蜗杆 分度圆直径 =mq=80mm轴向齿距 mm直径系数 齿顶圆直径 齿根圆直径 df1=-2m(ha*+ca*)=80-28（1+0.2）=60.8mm分度圆导程角 =111836蜗杆轴向齿厚 蜗轮蜗轮齿数=41，变位系数=-0.5验算传动比 i=20.5这时传动比误差为 i=

9、(21.11-20.5)/18.28=3.07%5% 符合要求蜗轮分度圆直径 d2=mZ2=841=328mm蜗轮齿顶圆直径 da2= d2+2m*h*a=344mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2m*(h*a-x2+c*)=300.8mm5.5校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 Zv2=Z2/COS=43.48根据变位系数=-0.5， Zv2=43.48 从书图6-12查得齿形系数为 =2.87螺旋角系数 =1-11.31/120=0.90575许用弯曲应力 =ZCuSn10P1铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为=56Mpa。寿命系数为 =0.625F=56*0.625=35.169Mpa=

10、14.42Mpa0.8 因此不用重算。5.8蜗杆传动的热平衡核算蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。散热总面积S=1.906m2箱体工作温度t1=60.2C80C 符合要求 、 六、轴的设计及计算输出轴的设计-蜗轮轴1、按扭矩初算轴径（1）、轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选用45号钢，正火处理 b=600MPa b1=55MPa（2）、按扭转强度，初步估计轴的最小直径d轴伸部位安装联轴器

11、，由于轴的转速较低，传递转矩较大，因此采用无弹性元件的挠性联轴器。=1.5651.98=977.97Nm考虑到轴头有一键槽，故将轴径增大5%。即d=44.941.05=47.2mm查看GB 5843-2003 选取凸缘联轴器GY7标准孔径d=48mm。2、轴的结构设计（1）、径向尺寸的确定从轴段d1=48mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d范围内， h（0.070.1）d1=（3.364.8）mm。应取d2=56mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=60mm，查机械零件设计手册选定轴承型号为7012C，d4与蜗轮孔径相配合且便于蜗轮安

12、装。按标准直径系列，取d4=64mm；d5起蜗轮轴向固定作用，由h=（0.070.1）d4=（0.070.1）64=4.486.4mm，取h=5mm，d5=74mm；d7与轴承配合，取d7=d3=60mm；d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d6=67mm。（2）、轴向尺寸的确定与联轴器相配合的轴段长度，L1=112mm。对蜗轮b0.75da1=72mm(da1=96mm)取轴长段L4=b-(23)mm=70mm,对定位轴肩L5=L6=1.4h=1.4*10mm=14mm。 7012C型轴承其轴承宽度B=18mm，故L7=B=18mm.初步估计L2=68mm，L3=L5

13、+L6+L7+2=48mm。轴总长为344mm。(3)、轴的强度校核（a）受力简图 （b）水平面的受力和弯矩图 （c）垂直面的受力和弯矩图 （d）合成弯矩图 （e）转矩图 （f）计算弯矩图（3.1）计算蜗轮受力1）、绘出轴的计算简图（a）图2）、绘制水平面弯矩图（b）图蜗轮的分度圆直径 =328mm=0.328m； 转矩 =651.98Nm蜗轮的圆周力 =2651.98/0.328=3975.49N蜗轮的径向力=3975.49tan20=1446.96N蜗轮的轴向力Fa2=2T1/d1=239.39/0.08=984.75N轴承支反力：1987.75N截面C处弯矩：MH=FNH282mm=16

14、3.00N*m3）、绘制垂直面弯矩图（c）图轴承支反力：723.48N计算弯矩：截面C左右侧弯矩：MV=FNV282mm=59.33N*m4）、绘制合成弯矩图（d）图M=(Mv2+MH2)1/2=173.46N*m5）、绘制转矩图（e）图651.98N*m6）、绘制计算弯矩图（f）图转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6，截面C处的当量弯矩为：Mec=(M2+(aT)2)1/2 =427.92N*m7）、校核危险截面C的强度：查课本表15-2和15-3得=60d=41.47mm考虑到键槽，d=41.47*（1+4%）=43.13mm=A0*(p/n)1/3=19.24mm轴伸部位安装联轴器

15、，考虑补偿轴的可能位移，选用非金属弹性元件挠性联轴器，由转速和转矩得=1.539.39=59.09Nm查机械零件设计手册表GB/T4323-2002 选LT4型弹性套柱销联轴器，标准孔径d=20mm，即轴伸直径为20mm 。轴孔长度L=52mm（3）、轴承和键采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用C型普通平键联接，实现周向固定。1）、径向尺寸的确定从轴段d1=20mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d范围内， h（0.070.1）d1=（1.42）mm。应取d2=24mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=

16、25mm且d7=d3=25mm，查机械零件设计手册选定轴承型号为7005C， d4为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d4=30mm。d4=d6=30mm。d5取蜗杆齿顶圆直径 d5=96mm.(2)、轴向尺寸的确定由GB/T4323-2002查联轴段长度52mm，则L1=52mm。L2=68mm。L3为与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm，L3=L7=12mm，L5=110mm，L4+L5+L6=da=344mm，求的L4=L6=117mm，蜗杆轴总长488mm。 (3)、轴的强度校核（a）受力简图 （b）水平面的受力和弯矩图 （c）垂直面的受力和弯矩图 （d）合成

17、弯矩图 （e）转矩图 （f）计算弯矩图（3.1）计算蜗杆受力1）、绘出轴的计算简图（a）图2）、绘制水平面弯矩图（b）图蜗杆的齿顶圆直径=96mm=0.096mm转矩 =39.39Nm蜗杆的圆周力 =239.39/0.08=984.75N蜗杆的径向力Fr1=3975.49tan20=1446.96N蜗杆的轴向力Fa1=Ft2=2T2/d2=3975.49N轴承支反力：=492.38N截面C处弯矩：MH=FNH2178mm=87.64N*m3）、绘制垂直面弯矩图（c）图轴承支反力：723.48N计算弯矩：截面C左右侧弯矩：MV=FNV2178mm=128.78N*m4）、绘制合成弯矩图（d）图M

18、=(Mv2+MH2)1/2=155.77N*m5）、绘制转矩图（e）图39.39N*m6）、绘制计算弯矩图（f）图转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6，截面C处的当量弯矩为：Mec=(M2+(aT)2)1/2 =157.55N*m7）、校核危险截面C的强度：查课本表15-2和15-3得=60d=29.72mm考虑到键槽，d=29.72*（1+4%）=30.91mme x1=0.41 y1=0.87 Fa2/FR2e x2=1 y2=0（4）计算当量载荷P1、P2根据教材P233表13-6取fP=1.1根据教材P231式13-1得P1=fP(x1FR1+y1Fa1)=1.1(0.41875

19、.14+0.874570.58)=4335.21 NP2=fp(x2FR1+y2Fa2)=1.1(1875.14)=962.65N（5）轴承寿命计算P1P2 故取P=4335.21N计算轴承寿命查表取fp=1.1 fT=1 角接触球轴承=3Lh= =31211h24000h预期寿命足够2、计算输出轴轴承（1）已知n=45.47r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=Fr1/2=723.48N初选7012C型角接触球轴承轴承内部轴向力Fd=0.68FR 则Fd1=Fd2=0.68FR1=491.97N（2）故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端Fae=984.75NFa1=Fae+Fd1=1

20、476.72N Fa2=Fd2=491.97N（3）求系数x、yFa1/FR1=1476.72N/723.48N=2.04Fa2/FR2=491.97N/723.48N=0.6799根据教材P232表13-4得e=0.68Fa1/FR1e x1=0.41 y1=0.87 Fa2/FR2e x2=1 y2=0（4）计算当量载荷P1、P2根据教材P233表13-6取fP=1.1根据教材P231式13-1得P1=fP(x1FR1+y1Fa1)=1.1(0.41723.48+0.871476.72)=1581.37NP2=fp(x2FR1+y2Fa2)=1.1(1723.48)=795.83N（5）轴

21、承寿命计算P1P2 故取P1计算轴承寿命查表取fp=1.1 fT=1 角接触球轴承=3Lh= =97836h24000h预期寿命足够八、键连接的选择及校核计算1、联轴器与蜗轮轴连接采用平键连接轴径d1=48mm，L1=112mm查 GB/T 1096-2003 选用C型平键，得：b=14 h=9 L=80即：键C1480 GB/T 1096-2003 l=L-b/2=80-14/2=73mm T2=632.55Nm 根据教材P205式11-1得p=4T2/dhl=4632550/(48973)=80.23Mpap(110Mpa)2、蜗轮轴与蜗轮连接采用平键连接轴径d4=64mm L4= 70m

22、m T2=651.98Nm查 GB/T 1096-2003 选A型平键，得：b=18 h=11 L=60即：键1860 GB/T 1096-2003l= L-b=60-18=42mm p=4 T2/d4hl=4651980/（641142）=45.18Mpap(110Mpa)3、蜗杆轴与联轴器连接用平键连接轴径d1=20mm L1=52mm T1=39.39N.m查 GB/T 1096-2003 选用C型平键，得：b=6 h=6 L=30即：键630GB/T1096-2003l=L-b/2=30-6/2=27mm 根据教材P205式11-1式得p=4 T1/d1hl=439390/(20627

23、)=48.63Mpap (110Mpa)九、联轴器的选择及校核计算1、蜗杆端联轴器（1）、类型选择：为了隔离振动与冲击，选用非金属弹性元件挠性联轴器（2）、载荷计算：公称转矩：39.39N.m=1.539.39=59.09Nm (3)、型号选择：依据蜗杆轴的设计与计算中知：选LT4型弹性套柱销联轴器，标准孔径d=20mm，即轴伸直径为20mm 。轴孔长度L=52mm2、蜗轮轴端联轴器（1）、类型选择：由于轴的转速较低，传递转矩较大，因此采用无弹性元件的联轴器。（2）、载荷计算：公称转矩：563.10N.m=1.5651.98=977.97Nm(3)、型号选择：依据蜗轮轴的设计与计算中知：选取凸

24、缘联轴器GY7标准孔径d=48mm，即轴伸直径为48mm 。轴孔长度L=112mm十、润滑与密封的设计减速器蜗轮蜗杆的传动润滑方式由于本设计蜗杆减速器才用的是钢蜗杆配青铜蜗轮，参考文献选择L-AN320型号全损耗系统用油，对于蜗杆的给油方式，根据蜗杆的相对滑动速度以及载荷类型选择，本设计的蜗杆减速器蜗杆的相对滑动速度为6.4m/s内，且采用的是闭式传动，传动载荷中等，根据文献蜗杆传动的润滑油粘度推荐值及给油方式，选择油池润滑。关于蜗杆传动的润滑油量，由于采用的是闭式蜗杆传动，搅油损耗不是太大，且采用的是蜗杆上置式的传动，所以浸油深度应为淹没蜗轮半径的1/3。蜗杆的润滑主要采用注黄油润滑减速器轴

25、承润滑方式对于轴承的润滑，蜗杆轴承采用油脂润滑。同时蜗轮轴承润滑采用油润滑。另外在安装的时候，也应该对轴承的润滑进行良好处理，应该用润滑油脂进行充分的润滑。减速器密封装置的选择,通气孔类型对于轴承的密封设计采用了轴承端盖还在其中加入了密封圈。整个箱体是密封的。十一、其他技术说明1、减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系 名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =11mm 箱盖壁厚1 1=10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2 b=1.5=16mm b1=1.1=15mm b2=2.5=28mm地脚螺钉直径及数目

26、 df=19mm n=6轴承旁联接螺栓直径 d1=14mm箱盖，箱座联接螺栓直径 d2=10mm 螺栓间距 150mm轴承端盖螺钉直径 d3=9mm 螺钉数目4检查孔盖螺钉直径 d4=6mmDf，d1，d2至外壁距离 df，d2至凸缘边缘距离 C1=26,20,16 C2=24,14轴承端盖外径 D2=140mm 轴承旁联接螺栓距离 S=140mm轴承旁凸台半径 R1=16mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离 12mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 10mm3、注意事项（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂

27、上两层不被机油浸蚀的涂料；（2）角接触球轴承7005C、7012C的轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑油润滑；（3）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；（4）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；（5）减速器外表面涂灰色油漆；（6）按减速器的实验规程进行试验。十二、设计小结通过2周的一级蜗轮蜗杆减速器设计，觉得自己受益非浅。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、理论力学、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综

28、合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力；我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等），获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。感谢我的指导老师的无私帮助和同学之间的互助，当一份比较像样的课程设计完成的时候，我的内心无法用文字来表达。几天以来日日夜夜的计算与绘图

29、和在电脑前编辑排版说明书，让我感觉做一个大学生原来也可以这么辛苦。但是，所有的这一切，都是值得的，她让我感觉大学是如此的充实。十三、参考文献1 徐灏,蔡春源,周士昌等机械设计手册 第二版 机械工业出版社,2003.2 杨晓兰主编 机械设计基础课程设计 华中科技大学出版 3 闻邦椿主编 机械设计手册 第五版 电子工业出版社2007年01月=0.71=2.8kw=3.941kw=4kw=45.47r/min电动机型号为Y132M1-6=21.11=960r/min=45.47r/minP0= 4 KWP1=3.96 KWP2=3.10KWP3=3.01KWT0=39.79 NmT1=39.39NmT2=651.98NmT3=632.55NmT2=661820NmmK=1.15=160=2.9=268MpaN=6.58107=0.79=211.72Mpa=80mm=25.133mm96mm60.8mm=11183612.56mmZ2=41X2=-