哈工大机械设计课程设计蜗杆减速器设计说明书

1、目录一、选择电机 2二、计算传动装置的传动比 3三、计算传动装置各轴的运动参数与动力参数 3四、传动零件的设计计算 4五、热平衡计算 7六、机体的结构尺寸 7七、蜗轮与蜗轮轴的设计计算 8八、蜗杆轴的设计 15九、减速器的润滑及密封条件的选择 16十、减速器的附件设计 17一、选择电机1、选择电机类型按工作要求和工作条件选择YB系列三相鼠笼型异步电动机,其结构为全封闭式自扇冷式结构，电压为 380V。2选择电机的容量工作机的有效功率为pWFv10002100 0.6510001.365从电动机到工作机输送带间的总效率为式中:1-联轴器的传动效率;2-轴承的传动效率;3蜗轮的传动效率;4卷筒的传

2、动效率。由表9.1可知，10.99，20.98，30.75，4 0.96，则0.692，所以电动机所需的工作功率为PdPw1.974 Kw0.6922、确定电动机的转速工作机卷筒的转速为60 1000v60 1000 0.65“.50r / min3.14 250由于蜗轮的齿数为 2880,故选则蜗杆的头数 Z1=2。所以电动机转速可选的范围为nd inw (10 40) 50500 2000 r / min符合这一范围的同步转速为500r/min，1000r/min和1500r/min。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/mi

3、n的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由机械设计手册选定电动机的型号为Y112M-6，其主要性能如表1.1所示，电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如表1.2所示。表1.1Y112M-6型电动机的主要性能电动机型号额定功率/kW满载转速启动转矩最大转矩/(r/mi n)额定转矩额定转矩Y112M-62.29402.02.0表1.2电动机的主要外形和安装尺寸（单位 mm）中心高H外形尺寸L1X( AC/2+AD )X HD底脚安装尺寸A X B底脚螺栓直径K轴伸尺寸DX E键连接部分尺寸FX GD112400X( 115+90) X 265190X1401228 X 608X 7、计算传动装置的传

4、动比总传动比nmnw9405018.8三、计算传动装置各轴的运动参数与动力参数1、各轴的转速I轴nm940r /minn轴94050r /mini18.8卷筒轴50r / min2、各轴的输入功率I轴片Pd 11.974 0.991.954 Kwn轴P2P1 231.9540.990.751.451Kw卷筒轴P卷P2 1 21.4510.990.991.422Kw3、各轴的输入转矩电动机的输出转矩 Td为6 Pj1.974Td9.55106 d9.55 1062.01 104N mmnm940所以：1轴£Td 12.01 1040.99 1.99 10i4 N mmn轴T2T1 23

5、i 1.994100.990.75518.8 2.78 10 N mm卷筒轴T卷T2 122.785100.990.9952.72 10 N mm将上述计算结果汇总于表 1.3，以备查用。表1.3传动装置的运动和动力参数轴名功率P/kW转矩 T/( N mm )转速 n/(r/min)电机轴1.9742.01 X 104940I轴1.9541.99 X 104940n轴1.4512.78X 10550卷筒轴1.4222.72X 10550四、传动零件的设计计算1. 蜗轮蜗杆的材料选择由于输入功率不太大，转速也不是很高，蜗杆材料选用45钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度220250HBW。对于蜗轮

6、材料，初估蜗杆副的滑动速度Vs<6m/s，故选择蜗轮的材料为铝青铜。2、按疲劳强度设计模数根据公式m2d, 9KT2( Z)2Z2H式中：Z2蜗轮的齿数；T蜗轮的转矩；ZE为弹性系数；d1蜗杆分度圆直径；h材料金恩许用接触应力;根据减速器的工作环境及载荷情况，参考文献1表7.4查的使用系数 Ka=1.0 ;假设蜗轮圆周速度V2<3m/s,则动载系数Kv=1.0;因为工作平稳，故取齿向载荷分布系数K尸1.0,所以K=K aK bKv=1.0 M.0 來0=1.0由于蜗轮的齿数在 2880之间，且考虑到减速器的尺寸，选取蜗杆头数zi=2，则蜗轮齿数z2=zixi=2 >18.8=

7、37.6取为 38 ，故此时i 2Z13819i 1918 8-| | | 100%1.1%(35)%，即传动比符合要求。18.8180MPa。带入公式查表得弹性模量Ze=160. MPa ；材料基本许用接触应力H 中得2Z e 251603md19KT2(e )9 1.0 2.78 10 () 1369.0mmZ2 h38 180查参考文献1表7.1，选取模数m=5mm ,蜗杆分度圆d1=63mm。3、验算蜗轮圆周速度V2，相对滑动速度VS及传动效率0.497 m/sd2n23.14 5 38 5060 1000 60 1000显然V2<3m/s,与原假设相符，即 K取值合适。由tan

8、 阻0.159，得 d1639.02 °所以d1n1Vs60 1000 cos3.14 63 9403.13m/s60 1000 cos9.02°显然Vs<6m/s，与原假设相符，取 Kv值合理。由Vs=3.13m/s，查参考文献1表7.7，利用插值法得当量摩擦角=2 °5 '所以(0.95 0.96)tan tan(')(0.95 0.96)tan 9.02tan (9.02 2.35)0.749 0.758与原来初值取值相符。4、计算蜗轮蜗杆的主要几何尺寸d1 d263 190中心距a 12126.5mm ，取a' 130mm，则

9、变位系数2 2a' a 130 126.5m5其他尺寸总汇于表1.40.7mm。表1.4名称符号计算公式和数据（单位 mm）蜗干数据蜗轮数据齿顶咼ha1%m5ha2 (1 x)m8.5齿根高hfhg 2m6hf2 (1.2 x)m2.5全齿高hh2.2m11h2 2.2m11分度圆直径da63d2 mz2190齿顶圆直径dada1 d1 2ha!73da2 d2 2ha2207齿根圆直径dfdf1 d1 2hf151df 2 d2 2h f 2185蜗杆分度圆导程角arcta ngm/dj9.02 °蜗轮分度圆螺旋角229.02 °节圆直径d1*d1 d1 2xm7

10、0d'2 d2190传动中心距a'a (d q 2xn)/2130蜗杆轴向齿距Pqm15.7蜗杆螺旋线倒程PsPsZ1 Pa131.4蜗杆螺旋部分长度LL (11 0.1z2)m74,取 90蜗轮外圆直径de?dq da21.5m210蜗轮齿宽b2b20.75da150齿根圆弧半径R1R1 da1 /2 0.2m37.5齿顶圆弧半径R2R2 d f1 /2 0.2m26.5齿宽角sin( 02) b2/(da1-0.5m)90.34 °五、热平衡计算所需散热面积1000PCI)©(t t°)该设计的减速器工作环境是清洁，取油温t=80 C,周围空气

11、温度to=2O C,通风条件良好，取散热系数 Ks 15W/(m2 C)，传动效率为=0.78.则1000R(1AKs(t)t0)1000 1.954 (1 0.78)15 (80 20)20.478m机体外表面的面积(0.374 0.132 0.37420.14 0.048 0.840.277 0.277 0.132)0.395m2机体表面凸缘面积(0.2770.132) 2 20.185m2与理论散热面积相比A 0.5A2 A 0.395 0.5 0.1850.488m2 A即箱体与凸缘面积满足散热需求。六、机体的结构尺寸蜗轮的圆周速度V2=0.497m/s，由参考文献2可知，选用精度等级

12、为 9级，该传动平稳,选用的侧隙种类为 c,即传动9c GB/T 10089 1988。蜗杆的圆周速度V1=3.1m/s,查表选用精度等级为 8级，该传动平稳，选用的侧隙种类为 c，即传动 8c GB/T 10089-1988.根据传动中心距a可以确定铸铁蜗杆减速器机体的结构尺寸计算表如下:名称符号计算公式数据(单位mm)机座壁厚0.04a 3 810机盖壁厚10.85810机座凸缘厚度b1.515机盖凸缘厚度b11.512机座底凸缘厚度P2.525地脚螺钉直径d f0.036a 1216地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径di0.75df12机盖与机座螺栓直径d2(0.5 0.6)df10连接

13、螺栓d2的间距150200轴承端盖螺钉直径d3(0.4 0.5)df8窥视孔盖螺钉直径d4(0.3 0.4)df6定位销直径d(0.70.8)df8df、d仆d2至外机壁距离C1见表5.15df、d2至凸缘距离C2见表5.15轴承旁凸台半径R1C2外机壁至轴承座端面距离11C| C2 (58)45内机壁至轴承座端面距离12C| c2(5 8)55蜗轮外圆与内机壁距离11.215蜗轮轮毂与内机壁距离215轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d310表1.5连接螺栓扳手空间C1, C2值和沉头座直径表螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30G min13161822263440Smin11141

14、620242834沉头座直径20242632404860七、蜗轮与蜗轮轴的设计计算1轴的材料选择45#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 钢，调质处理。2. 初算轴径及联轴器的确定2.1、蜗轮轴最小轴颈与联轴器的确定对于蜗轮轴dmin2 C3110 3 嘗 33.8mm n2V 50故蜗轮轴最小轴颈 dmi n=1.03 33.8=34.8m。蜗轮轴计算转矩为Tc KT2 1.5 2.78 105 N mm 417N m由计算转矩与电动机轴尺寸，选择联轴器的型号为GY6。3、蜗轮轴结构设计（1） 轴承部件的结构形式：蜗杆减速器的中心距a=130，通过查表选择

15、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图1所示。然后可按转轴轴上零件的顺序，从dmin处开始设计。（2） 联轴器及轴段1的设计：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，其转速比较低，传递转矩比较大。 采用凸缘刚性联轴器。联轴器所在轴段比联轴器长度短12mm，故取L1=80mm ， d1=38mm。（3） 密封圈与轴段2的设计：考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，取轴段d2=48mm，轴段2的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的厚

16、度、 轴承端盖的厚度以及联轴器类型确定：L2=52mm，密封圈为毛毡油封密封圈FZ/T92010-1991中直径是内圈直径为 47mm,外圈直径为60mm的。（4）轴段3与轴段6:考虑到蜗杆减速器有轴向力，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30210，由参考文献2表 12.4 知，其内径 d=50mm，外径 D=90mm，宽度 B=20mm，故取 d3=d6=50 mm， 考虑到安装挡油板时的长度与套筒的长度，L3=45mm，轴段6除了安装轴承外还有有加工倒角，故L6=35mm。（5） 蜗轮与轴段 4:轴段4上安装蜗轮，为了方便安装蜗

17、轮d4应该略大于 d3,取d4=56mm，按照蜗轮的设计，蜗轮的轮毂宽为（1.51.9）d5,取轮毂宽为 90mm，则轴段 5(6) 轴肩5的设计：轴段6上安装与轴段3成对的甩油环，考虑到轴承受力的对称性轴肩5的长度L5=7mm(7) 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10X 70 GB/T1096-1990 及键 16X 70 GB/T 1096-1990.ITaj9r 二JL/寸1pA_HJ751 1PI Pz. L L5图一4、蜗轮轴的受力分析Mh ( N* m rvi )TM轴向力：Fa22T1d12 1.99 1063631.7N向心力：Fr2F r 12T2

18、tan252.78 10ta n20 1065.1Nd21902T222 78105切向力：Ft22926.3Nd2190受力图如图二所示在水平面上R2HFr2 79 Fa2 d2 / 279 761065.1 79 631.7 190/2154936.1NRh Fr2 R2H 1065.1 936.1 129N在垂直平面上R1vR2vFt2/22926.3/2 1463.2N故轴承I上的总支承反力Fr1R：R2h.1292 1463.221469.9N轴承n上的总支承反力Fr2, R2hR；.936.12 1463.221737.0N故在水平面上，A-A剖面左侧：M ah 1RihL2129

19、 79 10191NmmA-A剖面右侧：M ah 2R2HLa 936.17671143.6N mm在竖直平面上M AV1RvL 1463.2279115592.8N mm由于L2与L3十分接近，故将竖直面上的MAV1与MAV2相等。A1故合成弯矩，A-A剖面左侧:.101912115592.82116041N mmA-A剖面右侧:A1,mAh1 mAv711432 115592.82135731N mm5校核蜗轮轴的强度A-A 剖面左侧因弯矩大、有转矩，还有键引起的应力集中，故A-A剖面右侧为危险截面。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WT0.1d30.2d3TWT2b

20、t(口L0.12d56316 6 (56 6)2 56315418.7mm2btU0.2 563278.8MPa8.8MPa2.78 10532980.38.4MPat/28.4/24.2MPa对于调质处理的45钢，查得 B650MPa,的等效系数0.2 ,0.1 o绝对尺寸系数，查得0.81,16 6 (56 6)2 56300MPa,1键槽引起的应力集中系数，查得K0.76 °轴磨削加工时的表面质量系数查得0.92。故安全系数1Ka3001.820.92 0.8113.961Kam1.570.92 0.768.81558.4 0.1 4.232980.3

21、mm3155MPa，查得材料1.82, K 1.578.04S S13.96 8.0413.962 8.042查得许用安全系数S1.31.5，显然S S，故A-A剖面安全&校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力54T24 2.78 1060.96MPadhl 38 8 (70 10)式中：d键连接处直径；T2传递的转矩；h键的高度；l键连接的计算长度。p取键、轴、联轴器的材料都为钢，查机械设计手册得p 120 150MPa,显然,p p，故强度足够。齿轮处键连接的挤压应力4T2pdhl54 2.78 1056 10 (70 16)36.77MPa取键、轴、齿轮的材料都为钢，得p 12

22、0150MPa。显然，p p，故强度足够。7、校核蜗轮轴轴承寿命由参考文献2表12.4查的圆锥滚子轴承30210计算系数 Y=1.4，e=0.42,则圆锥滚子轴承30210内部轴向力为F S1F S2F R12YF R22Y1469.92 1.41737.0524.96 N2 1.4620.35 NR1S1(Fa)S2图三S及S2的方向如图所示,S与A同向，则Fs1 Fa 524.96 631.71156.7N保持平衡，故两轴承的轴向分力分别为Fa2 Fsi Fa 1156.7NFai Fsi 524.96N比饺两轴承的受力，故只需校核轴承n。因为Fa2 / Fr2 1156.7/1737.0

23、0.66 e所以X=0.4,Y=1.4。则轴承n的计算当量动载荷P XFr2 YFa2 0.4 1737.0 1.4 1156.72314.8N当轴承在100 C以下工作，查参考文献1表10.10得fT1。由减速器的工作情况,查表10.11得载荷系数fp 1。故轴承的寿命10660n10660 501.0 73.3 103(1.0 2314.8 )1.06 107h已知减速器使用4年，二班制工作，则预期寿命Lh' 16 250 624000h显然Lgh远大于Lh ,故轴承寿命很充裕。7.蜗轮设计计算蜗轮的分度圆直径 d=190m m,为了节约比较贵重的青铜材料，故蜗轮的结构采用装配式，

24、按照机械设计课程设计图号11设计蜗轮结构，其数据如下表所示符号计算公式数据（单位mm）d3(1.61.8)d90l(1.21.8)d90a2m 1010b2m 1010R10.5(d1 2.4m)37.5R20.5(d12m)26.5d2mz190da2d 22 m200d4(1.2 1.5)m611(2 3)d425e233d5d2 2.4m 2a158n233八、蜗杆轴的设计1、材料的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、最小轴颈与联轴器的确定对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考文献1表9.4得C=106118，考虑到轴端的弯矩和

25、转矩的大小，故取C=110，则对于蜗杆轴dmini C3 Pl110 3 1.954 14.04mm5940该段轴上有一键槽，将计算值加大3%,及dmin= 14.46mm。为了减小启动转矩，联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，因此选用弹性联轴器，联轴器一端连接电动机，一端连接蜗杆轴。蜗杆轴计算转矩为4Tc KT1 1.5 1.99 10 N mm 300 N m式中：T联轴器传动的名义转矩；K 工作情况系数， 查参考文献1得：工作机为带式运输机时 K=1.251.5，该设计 取 K=1.5。由计算转矩与电动机轴尺寸，选择联轴器的型号为LH2。3、结构设计用剖分式结构。因传递功率小，故

26、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图 3所示。然后可按转轴轴上零件的顺序，从dmin处开始设计。（2） 联轴器及轴段1的设计：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电动机机一端连接轴，其转速比较高，传递转矩比较小。采用弹性联轴器。联轴器所在轴段比联轴器长度短12mm，故取L1=60mm ， d1=28mm。（3） 密封圈与轴段2的设计：考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，取轴段d2=38mm，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：L2

27、=53mm，密封圈为唇形密封圈 GB/T 13871.11 2007中直径是内圈直径为 38mm, 外圈直径为58mm标准。（4）轴段3与轴段6:考虑到蜗杆减速器有轴向力，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30209，由参考文献2表12.4知，其内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm，故取d3=d6=45mm，考 虑到安装挡油板时的长度，L3=29mm，轴段6除了安装轴承外还有有加工倒角， 故L6=32mm。（5） 轴肩5、7的设计：轴段3上安装与轴段6成对的挡油板，考虑到轴承受力的对称 性轴肩 5、6 的长度 L5=5mm， d5=d6=60mm。（6） 轴段4：由于车制蜗杆，需要两端留出退刀槽，两端都为3