机械设计课程设计_蜗轮蜗杆减速器精编word2016公式编辑器

1、目录一传动装置的总体设计11传动方案的确定12电动机的选择13传动比的计算24传动装置的运动、动力参数计算3二传动件的设计计算31蜗杆副设计计算42蜗杆副上作用力的计算6三减速器装配草图的设计71减速器箱体的结构尺寸7四轴的设计计算81蜗杆轴的设计与计算82蜗轮轴的设计与计算9五. 润滑油的选择与计算14六. 热平衡的计算14七. 减速器附件设计15八. 绘制装配图和零件图15参考资料15一传动装置的总体设计1传动方案的确定考虑到工作拉力和传动速度都较小，所设计蜗杆速度估计小于10m/s，因此采用蜗杆下置式，单级蜗杆减速器传动装置方案如图（1）所示。图（一）2电动机的选择（1）选择电动机的类型

2、根据用途选用Y系列三相笼型异步电动机。型号：Y112M-6。其额定功率为2.2kw，满载转速为940r/min（2）选择电动机功率卷筒轴PW=kW=1.425kW查参考文献1表9.1得，轴承效率轴承=0.98，蜗轮蜗杆传动效率蜗=0.77，联轴器效率联=0.99，卷筒效率卷=0.96，得电动机所需工作功率为Pd=Pw联轴器2蜗轮轴承2卷=1.4250.992×0.77×0.982×0.96=2.06kw根据参考文献1表14.1，选取电动机的额定功率Ped=2.2kW（3）电动机转速的确定卷筒的转速为由参考文献1表9.2可知单级蜗轮蜗杆传动比范围，所用电机转速范围符

3、合这一要求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min等。从成本和结构尺寸考虑，选用同步转速为1000r/min的电动机较合理，其满载转速为940r/min,型号为Y112M-6。 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/(r/min)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L1×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B底脚螺栓直径K轴伸尺寸D×E键连接部分尺寸F×GD112400×（115+90）×

4、265190×1401228×608×73传动比的计算 传动比根据蜗轮蜗杆的传动特点，选取传动比i=18.004传动装置的运动、动力参数计算（1）各轴转速（2）各轴功率轴 P1=Pd联轴器=2.06×0.99=2.04kw轴 P=P1涡轮轴承=2.04×0.77×0.98=1.57kw卷筒轴 P卷=P联轴器轴承=1.57×0.99×0.98=1.52kw（3）各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td=9.55×106Pdnm=9.55×106×2.10940=21300N.mm轴 T

5、1=Td联轴器=21300×0.99=21122N.mm轴 T2=T1蜗轮轴承i=21122×0.77×0.98×18=286896N.mm卷筒轴 T卷=T联轴器轴承=286896×0.99×0.98=278346N.mm将上述计算结果汇总于下表，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/()转速r/min传动比效率电机轴2.1021300940轴2.042112294010.99轴1.572868965317.720.75卷筒轴1.522783465310.97二传动件的设计计算由传动简图可知蜗杆减速器外部是通

6、过联轴器与电动机相连接，所以只对内部传动件蜗轮蜗杆进行设计计算。1蜗杆副设计计算（1）选择材料、热处理方式考虑到蜗杆传动传递的功率不大、速度不太高有相对滑动速度，蜗杆选用45钢，表面淬火处理，HBC=4555，考虑到是大批量生产，故制造工艺选用金属模铸造。蜗轮轮缘选择铝铁合金材料。（2）确定蜗杆头数和蜗杆齿数查参考文献2表7.2，初选。（3）初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。则有式中各参数定义及数值如下：1） 蜗轮传递转矩T2=27500N.mm2） 载荷系数。由参考文献2表7.4查得使用系数。由于蜗轮圆周速度v2<3m/s，取动载荷系数=1.0。

7、由于工作载荷稳定，取齿向载荷分布系数，则3） 许用接触应力蜗轮材料为铝铁青铜，查参考文献2P158表7.5，得H=160。4） 弹性系数查表得：5） 确定模数m和蜗杆分度圆直径d1由参考文献2表7.1选m=5，d1=90mm。（4）计算传动尺寸1）蜗轮分度圆直径为2）传动中心距（5）验算蜗轮圆周速度、相对滑动速度及传动总效率1）蜗轮圆周速度与初选相符，取=1.0合理。2）导程角3）相对滑动速度初选材料合适。4）传动总效率查参考文献2表7.7得当量摩擦角，则传动总效率为与预估效率符合。5）强度校核一般校核蜗轮齿面接触疲劳强度，由公式得又，即，强度校核通过。（6）配凑中心距根据初定参数，计算得中心

8、距为135mm。无须再进行配凑。即x=0；（7）计算蜗杆传动其他几何尺寸名称符号 计算公式和数据（单位mm）蜗杆数值蜗轮数值齿顶高ha55齿根高hfhf1=1.2m6hf2=(1.2-x)m6全齿高h1111分度圆直径d90180齿根圆直径df100190齿顶圆直径da78168蜗杆分度圆上倒程角 6.28°蜗轮分度圆上螺旋角2 6.28°节圆直径d'90180传动中心距a'135蜗杆轴向齿距pa115.71蜗杆螺旋线倒程ps31.42蜗杆螺旋部分长度LL(11+0.06z2)m=65.880蜗杆外圆直径de2de2da2+1.5m=197.5194蜗轮齿宽

9、b2b20.75da1=7550齿根圆弧半径R151齿顶圆弧半径R240齿宽角100.52°蜗杆做成蜗杆轴。蜗杆螺旋齿的加工采用车制。蜗轮由于批量加工，采用镶铸式结构，齿圈材料为铝铁青铜，轮芯材料为铸铁HT200。2蜗杆副上作用力的计算（1）已知条件高速轴传递的转矩T1=21122N.mm，转速，蜗杆分度圆直径，低速轴传递转矩，蜗轮分度圆直径。（2）蜗杆上的作用力1）圆周力 Ft1=2T1d1=2×2112290=469.4N，其方向与作用点圆周速度方向相反。2）轴向力 ，与蜗轮的转动方向相反。3）径向力 ，其方向由力的作用点指向转动中心。（3）蜗轮上的作用力蜗轮上的轴向力

10、、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等，方向相反。1）圆周力 Ft2 =Fa1=3055.56N2）轴向力 Fa2 =Ft1=469.4N3）径向力 Fr2 =Fr1=1112.13N三减速器装配草图的设计1减速器箱体的结构尺寸选择蜗杆和涡轮的精度等级 蜗轮的圆周速度smsmv/3/50.02<=通过查表选用精度等级为8级，应为该传动平稳，选用的侧隙种类为c，即传动9cGB/T10089-1988.根据传动中心距a=135mm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10机盖壁厚10地脚螺钉直径16地脚螺钉数目4连接

11、螺栓d2的间距150200mm 轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6外机壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(58)52内机壁至轴承座端面距离l2+ c1+c2+(58)62蜗轮外圆与内机壁距离1>1.2=1212蜗轮轮毂与内机壁距离210轴承端盖凸缘厚度9 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M8M10M12M16M20M24M30C1min13161822263440C2min11141620242834沉头座直径20242632404860四轴的设计计算1蜗杆轴的设计与计算（1）已知条件蜗杆轴传递功率P1=2.04kw，转速，传递转矩T1=21122N.mm，蜗

12、杆分度圆直径为90mm，。（2）轴的材料和热处理因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，选用常用的材料45钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此蜗杆采用表面淬火处理。（3）初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故轴径按下式求得，由参考文献2表9.4，可取C=100,则轴与联轴器相连，有一个键槽，应增大轴径3%，则，元整并考虑与选用联轴器内孔直径一致，暂定外伸直径dmin=28mm。（4）结构设计1）各轴段的设计 轴段1的设计 轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。联轴器选用LH型弹性柱销

13、联轴器由参考文献1表13.1，选择GB/T 5014-2003 LH2，Y型。该联轴器符合工作要求：公称转矩为，许用转速为，轴孔范围为2035mm。结合伸出段直径，取联轴器从动端代号为 GB/T 5014-2003，相应的轴端1直径为d1=28mm，其长度略小于毂孔宽度，取l1=60mm。 轴段2的设计轴段2的设计应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，并作为轴段1与轴段3的过渡。直径应满足联轴器轴肩定位的要求。待轴段3确定后设计该轴段直径为32mm，查参考文献3 图号15，与之相配的橡胶唇形密封圈为GB/T13871-1992 （F）B 30 52 8，主要对内封油、对外封尘，需背对背装两个。

14、由草图确定后最终将该段长度定为72mm。 轴段3与7的设计轴段3与6上安装轴承，考虑受径向力、切向力和较大的轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装轴承，其直径既应便于安装轴承，又符合轴承内径系列。而又考虑到轴承外径即机座轴承孔直径应大于蜗杆齿顶圆直径，暂选用轴承为30208，查参考文献1表12.4，其外径D为80mm，小于蜗杆齿顶圆直径100mm，故蜗杆不能从轴承座孔安装进箱体，需加装套筒。已知轴承30208内径为40mm，宽度为19.75mm，配有厚度为2mm的挡油板，故轴段3与轴段6的直径为40mm，长度为20mm。 轴肩4与6的设计轴段4与6作为轴承定位的轴肩段，用于轴向定位挡油板及

15、轴承，并保证螺旋部分的轴向位置。设计该段直径为48mm，长7mm。 轴段5的设计轴段5为蜗杆螺旋部分，其长度表（1）已经求出，为80mm。加上轴段5到轴肩4与6的过渡部分长度，取轴段长度为156mm。（5）键连接的设计联轴器与轴段间采用A型普通平键连接，查参考文献1表11.27，选键型号为键x40 GB/T1096-2003蜗杆轴各轴段直径、轴长计算结果如下：蜗杆轴轴段1轴段2轴段3轴肩4轴段5轴肩6轴段7直径d/mm283240484840轴长L/mm60722071567202蜗轮轴的设计与计算（1）已知条件低速轴传递的功率PII=1.57kW，转速n2=53r/min，传递转矩TII=2

16、75N.m，蜗轮分度圆直径d2=180mm, 蜗轮宽度b2=50mm。（2）选择轴的材料和热处理因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，表面淬火处理。（3）初算轴径初步确定低速轴外伸段直径。因低速轴外伸段上安装联轴器，故轴径按下式求得，由参考文献2表9.4，可取C=100,则轴与联轴器相连，有一个键槽，应增大轴径3%，则，元整并考虑与选用联轴器内孔直径一致，暂定外伸直径dmin=40mm。联轴器选用GY型凸缘联轴器，由参考文献1表13.2，选择LX3，Y型。（4）结构设计1）低速轴的轴结构构想如图（3）所示。图（3）2）各轴段的设计轴段1的设计轴段1上安装联轴器，

17、此段设计应与联轴器设计同步进行。由于减速器低速轴和工作机轴转速较低，传递转矩较大，故选用刚性联轴器。联轴器选用GY型弹性柱销联轴器。由参考文献1表13.4，选择GB/T 5014-2003 GY6，Y型。该联轴器符合工作要求：公称转矩为，许用转速为，轴孔范围为3042mm。结合伸出段直径，取联轴器从动端代号为GY6 40*112 GB/T 5843-2003，相应的轴段1直径为d1=40mm，其长度略小于毂孔宽度，取l1=110mm。轴段2的设计轴段2 的设计应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，并作为轴段1与轴段3的过渡。直径应满足联轴器轴肩定位的要求。待轴段3确定后设计该轴段直径为48mm

18、，该段长度应考虑伸出箱体段应足够弹性柱销的安装，约1015mm，由草图确定后最终将该段长度定为40mm。轴段3的设计轴段3上安装轴承及甩油环，考虑受径向力、切向力和较大的轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装轴承，其直径既应便于安装轴承，又符合轴承内径系列。该段轴承暂选为30211，查参考文献1表12.4，其外径D为100mm，内径为55mm，宽度为B=22.75mm。L3=36mm轴段4的设计轴段4安装蜗轮，为便于蜗轮的拆装，且与齿轮轮毂配合，取d4=60mm。轴段4的长度应比蜗轮轮毂长略短，由于轮毂宽b=104mm，由草图取L4=102mm。轴肩5的设计 齿轮右端采用轴肩固定，轴肩计算

19、公式h0.070.1d4=4.26mm取l5=4 mm。轴段6的设计 轴段上安装30211轴承与甩油环。故直径为55，长为33。（5）键连接设计联轴器与轴段1间和蜗轮与轴段4采用A型普通平键连接，查参考文献1表11.28，选键型号分别为键12X8 GB/T1096-2003和键18X11 GB/T1096-2003。低速轴各轴段直径、轴长计算结果如下：低速轴轴段1轴段2轴段3轴段4轴段5轴段6直径d/mm404855606855轴长L/mm1104036102433（6）轴的受力分析低速轴（蜗轮轴/输出轴）1）画出轴的受力简图，轴的受力简图如图（4）所示。2）求支承反力在垂直平面上为在水平平面

20、上为RV1Fr2l3+Fa2d2/2l2+l3=1112.13×71.5+469.4×2468+71.5=650.7NRV2=Fr2-RV1=1112.13-650.7=461.43N轴承I的总支反力为R1=RH12+RV12=1527.782+650.72=1660.6N轴承II的总支反力为R2=RH22+RV22=1527.782+461.432=1595.9N3）画出弯矩扭矩图，弯矩扭矩图如图（5）所示。在水平平面上，蜗轮受力点截面M2H=RAHl2=1527.78×68=103889.04Nmm在垂直平面上，蜗轮受力点截面左侧为M2V=RAVl2=650.

21、7×68=44247.6N.mm蜗轮受力点截面右侧为M'2V=RBVl3=461.43×71.5=32992.245N.mm合成弯矩蜗轮所在轴剖面左侧为M2=M2H2+M2V2=103889.042+44247.62=112919.4N.mm蜗轮所在轴剖面右侧为M2M2H2+M'2V2=103889.042+32992.2452=109001.9N.mm4）转矩图如图（5）所示，。（7）校核轴的强度由弯矩图可知，蜗轮处轴剖面弯矩最大，且作用有转矩，故此剖面为危险截面，其抗弯截面系数为W=0.1d3-btd-t22d=0.1×603-18×

22、7×60-722×60=18650.55mm3抗扭截面系数为WT=0.2d3-btd-t22d=0.2×603-18×7×60-722×60=40250.55mm3最大弯曲应力为b=MW=112919.418650.55Mpa=6.05Mpa扭剪应力为=T2WT=27500040250.55Mpa=6.83Mpa按弯扭合成强度进行校核，对于单向转动的转轴，转轴按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为=b2+4()2=6.052+4×(0.6×6.83)2Mpa=10.19Mpa由【1】表10.2，查得45钢经表面

23、淬火抗拉强度极限为，再由【2】表9.7，查得轴的许用弯曲应力，强度满足要求。图（4）图（5）（8）校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为p1=4T2d1hl=4×2750040×8×90=38.19Mpa蜗轮2处键连接的挤压应力为p2=4T2d4hl=4×27500060×11×90=18.52Mpa键、轴、蜗轮及联轴器的材料都为钢，由【2】表4.1查得，在经常启停的冲击下，键连接的许用挤压应力，强度满足要求。（9）校核轴承寿命查【1】表12.4，得轴承30211得各参数Cr=90.8kN,Cor=114kN,e=0.4,Y=1.

24、5,Y0=0.8内部轴向力： Fs1=R12Y=1660.62×1.5=553.5NFs2=R22Y=1595.92×1.5=531.97N外部轴向力： FA=Fa2=469.4N,各力方向如下因,轴有左移的趋势，则两轴承轴向力分别为Fa1=Fs2+FA=531.97+469.4=1001.37NFa2=Fs2=531.97N当量动载荷：因Fa1R1=1001.371660.6=0.60，即，查【2】表10.13,取系数，则轴承A的当量动载荷为F=0.4R1+1.19Fa1=0.4×1660.6+1.19×1001.37=1855.87N由于轴承A受力较大，故校核轴承A的寿命：L10h=10660n1(fTCfpF)=10660×53(1.0×908001.5×1855.87)103=3.49×107h（承受中等冲击，查【2】表10.11故载荷系数取1.5）预期寿命： L'h=8×2×5×250=2000h因，故轴承寿命足够。五. 润滑油的选择与计算对于闭式蜗杆传动，常采用粘度大的矿物油润滑，并加入必要的添加剂，以在啮合面间形成强度较高的润滑油膜，提高齿面的抗胶合能力。润滑主要起减小摩擦、减轻磨损，散热降温，降低振动和噪声的作用。由于设计为蜗杆下置式，浸油