蜗轮蜗杆减速器课程设计解析(共28页)

1、精选优质文档-倾情为你奉上课程设计说明书 课程名称：机械设计课程设计 设计题目：一级蜗轮蜗杆减速器 学校：沈阳工业大学 专业：机械设计制造及其自动化 班级： 1307 班 设计者 ：孙震宇 学号： 指导教师 ：赵铁军 日期：2015年6月22日7月10日 目 录一 前言- 3 二 设计题目-5三 电动机的选择-4四 传动装置动力和运动参数 -8五 蜗轮蜗杆的设计-9六 轴的设计-13七 滚动轴承的确定和验算-21八 键的选择及校核-22九 联轴器的选择及校核-23十 润滑与密封的设计-24十一铸铁减速器结构主要尺寸-25十二感谢-26十三参考文献-27一、课程设计的目的和意义 机械设计基础课程

2、设计是相关工科专业第一次较全面的机械设计练习，是机械设计基础课程的最后一个教学环节。其目的是： 1、 培养学生综合运用所学的机械系统课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。 2、学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。 3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手册、标准和规范。4、机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。二、课程设计的内容和份量 1、题目拟订 一般选择通用机械的传动装置作为设计的课程，传动装置中包括齿轮减速器、带传动、链传动、蜗杆传动及联轴器等零、部件。 传动装置是一般机械不可缺少的组成部分，其设计

3、内容既包括课程中学过的主要零件，又涉及到机械设计中常遇到的一般问题，能达到课程设计的目的。（具体题目附在任务书的后面）2、内容 总体设计、主要零件的设计计算、减速器装配图和零件工作图的绘制及设计计算说明书的编写等。 3、份量 减速器装配图一张(AO或A1图纸)，零件工作图二张（齿轮减速器为输入或输出轴、蜗杆减速器为蜗杆轴一张，齿轮或蜗轮一张。）设计计算说明书一份。三、课程设计的步骤和进度 课程设计的具体步骤为：1、设计准备 认真阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、内容和步骤；通过阅读有关资料、图纸；参观实物和模型，了解设计对象；准备好设计需要的图书、资料和用具；拟定设计计划等。2、传动装置

4、的总体设计 确定传动装置的传动方案；计算电动机的功率、转速，选择电动机的型号；计算传动装置的运动和动力参数(确定总传动比；分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩等)；3、传动零件的设计计算 减速器以外的传动零件设计计算(带传动、链传动)；减速器内部的传动零件设计计算(如齿轮传动等)。4、减速器装配草图设计 绘制减速器装配草图，选择联轴器，初定轴径；选择轴承类型并设计轴承组合的结构；定出轴上受力点的位置和轴承支点间的跨距；校核轴及轮毂联接的强度；校核轴承寿命；箱体和附件的结构设计。5、工作图设计 零件工作图设计；装配工作图设计。6、整理编写设计计算说明书整理编写设计计算说明书，总结设计的收获

5、和经验教训二 课程设计题目设计一用于带式运输机上的蜗轮蜗杆减速器，运输机连续工作，启动载荷为公称载荷的1.25倍，载荷变化不大，单向运转使用寿命7年，工作连续、平稳，每天工作24小时。【原始数据】运输带拉力：F=3000N，运输带速度v=0.45m/s卷筒直径d=300mm三 选择电动机备注3.1选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相鼠笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。 3.2 选择电动机的容量电动机所需工作功率按设计指导书式（1）为由设计指导书公式（2）因此 估算由电动机至运输带的传动的总效率为【根据设计指导书参考表9.1】P871为联轴器的传动效率初选0.99为双头蜗杆传

6、动的传动效率0.83为滚子链的传动效率初选0.96为卷筒的传动效率初选 =0.99×0.8×0.96×0.96=0.730Pd=Fv1000=3000×0.45÷（1000×0.730）=1.849kwP启动=1.25 Pd=1.25×1.849=2.311Kw3.3确定电动机的转速由已知可以计算出卷筒的转速为N=60×1000v÷(d)=60×1000×0.45÷÷300=28.65rmin按设计指导书表推荐的合理范围，蜗杆传动选择为闭式 （闭式为减速器的结构形式

7、），且选择采用双头传动，同时可以在此表中查得这样的传动机构的传动比是2040。故可推算出电动机的转速的可选范围为： nd=2*（20-40）×28.65=（1146-2292）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Y100L2-4。其主要性能如下表型号额定功率满载转速同步转速满载电压启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y100L2-43kw1420rmin1500rmin380V2.22.23.4确定总的传动比由 选定的电动机满载转速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=1420/28.65=49.56i1为链传

8、动平均传动比取2i2为蜗杆传动比得24.78i2在2040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。为大链轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工作主轴的转速。n1= 1420r/min n2=28.65r/min4.2 计算各轴的输入功率P为电动机的功率 P=2.311kwP1为蜗杆轴的功率 P1=P×0.99=2.288kwP2为蜗轮轴的功率 P2 =2.288×0.8=1.830kwP3为卷筒的功率P3=1.830×0.96×0.96=1.6

9、87kw4.3 计算各轴的转矩 T为电动机轴上的转矩 T=P/n×9.550×106=2.311/960×9.550×106=1.554×104N*mmT1为蜗杆轴上的转矩 T1= T×1×1=1.538×104N*mmT2为蜗轮轴上的转矩 T2= T1×i2×=3.049×105N*mmT3为卷筒轴上的转矩T3= T2×i1×3×=5.620×105N*mm五 确定蜗轮蜗杆的尺寸5.1选择蜗杆的传动类型 滑动速度v=0.0253Pn³

10、=3.74m/s 根据GBT 10087-88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，采用双头蜗杆。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。由文献1式（11-12）计算传动中心距 =414.829N.mm 确定载荷系数K 载荷系数=1.1。 确定弹性影响系数，选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，取 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心比/ a=0.3由文献1图11-18中可查得=2.8 确定许用接触应力蜗轮材料为铸锡磷青铜，砂模

11、铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可以从文献1表11-7中查得蜗轮的许用应力 =220Mpa 计算中心距NH=10×300×16×60×66.21 寿命系数KH=8/NH=0.691=0.69×220=151.8N/m =151.7mm0.68 a0.875=0.68×151.70.87580 mmi=14.07 查p192表12-2 Z1=2 Z2=2×14.0729则 i=29/2=14.5m=2-d1/Z2=7.7经查表取模数m=8,验证=m(q+Z2）/2=156mm=mq=80mm /=0.5 =2.4&l

12、t;2.8=136.9mm 满足设计条件 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(ha1+ca1)=80-2×8（1+0.25）=60mm分度圆导程角 =11.0399°蜗杆轴向齿厚 蜗轮蜗轮齿数=29，变位系数=-0.5验算传动比 i=14.5这时传动比误差为 i=(14.5-14.07)/14.07=3.06%5% 符合要求蜗轮分度圆直径 d2=mZ2=8×29=232mm蜗轮喉圆直径 da2=232+2×8（1-0.5）=240mm 蜗轮齿根圆直径

13、df2=232-2×8（1+0.25-0.5）= 220mm蜗轮咽喉母圆半径 rg2=240+8=248mm蜗轮齿宽b2=8m×（m+0.06Z2)=77.92mm5.5校核齿根弯曲疲劳强度选取当量系数 Zr=Z2/COS³=30.76根据变位系数=-0.5，=30.76 从图11-8中查得齿形系数为 =2.6螺旋角系数 =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=60Mpa。寿命系数为 KH=0.69=60×0.69=41.4Mpa=12Mpa由此可见弯曲强度是可以满足的。5.6 验算效率=（0.95-0.97)tan

14、/tan（+p，）Vs=Dn2/60×1000×COS=3.98>3.74m/s符合要求 查表12-7得 p，=1.35°=0.96tan/tan（+p，）86%5.7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。在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为取t=15 t=60-70 A>1000P(1-)/t t=0.62-0.53m³ 、 六 减速器轴的设计计算 蜗杆轴的设计由于蜗杆直径很

15、小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做成蜗杆轴。5.1.1 蜗杆上的转矩T1=38.93N·m5.1.2 求作用在蜗杆及蜗轮上的力圆周力Ft1=Fa2=2T1/d1=3576N轴向力 Fa2=Ft1=2T2/d2=973.3N径向力 圆周力径向力以及轴向力的作用方向如图所示5.1.3 初步确定轴的最小直径先按文献1中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#钢，调质处理，根据文献1中的表15-3，取C=110，则 17.6×1.07=18.8mm 取d=20mm已知选取电动机为Y132M16其输出轴直径38mm，为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔相适应，故需同时选

16、取联轴器型号.。联轴器的计算转矩考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.5，则有：m按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT5014-1985，选用TL Z6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250。联轴器的尺寸为d=38mm,L=82mm。5.1.4 蜗杆轴的结构设计拟定蜗杆上零件的装配方案蜗杆是直接和轴做成一体的，根据轴向和周向定位要求，确定各段直径和长度，第一段d=32mm，L=82mm，第二段d=44mmL=50mm，第三段d=45选用圆锥滚子轴承30209，d=45mmD=85mmB=19mm,L=3+19=22mm,第四段d=45mm，L=10+30=40mm×

17、;2,第五段d=80查表，蜗杆齿宽B=77.92，L计算选为120mm。第六段L=19mm。 第七段，与减速器连接部分21mmL蜗杆=394mm5.1.5 轴的校核（1） 垂直面的支承反力（图b） Fr=tan20°Fa=1301.5N L=244mm（2）水平面的支承反力（图c）（3）绘垂直面的弯矩图（图b） 葪（4）绘水平面的弯矩图（图c）（5）求合成弯矩（图d）（6）该轴所受扭矩为 T=38932N.mm（7）按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式（15-5）及以上数据，并取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理Me=d>3Me/0.1=17.2mm&l

18、t;80mm因此安全。（8） 由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴疲劳强度不必校核。蜗轮轴的设计和计算5.2.1 计算最小轴径：按文献1中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#钢，调质处理，根据文献1中的表15-3，取C=110，则 考虑到键槽dmin×1.3=50.05mmd取55mm5.2.2选联轴器：联轴器的计算转矩Tca=Ka .T3,考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.3则有：按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查文献表8-7，选用LTZ8型弹性

19、套柱销联轴器，其公称转矩为710N./m半联轴器的轴径 d1取55mm半联轴器的长度 L取121mm L2=84mm所以选轴伸直径为55mm。5.2.3 初选圆锥滚子轴承：据轴径初选圆锥滚子轴承30213，查表6-7得B=23mm,D=120mm,d=65mm，T=24.25mm, a=23.8 确定轴的结构尺寸如下：第一段d=55mm，L=112mm，第二段d=60mm，L=30mm。第三段d=65mm，L=50mm第四段d=70mm，L=86mm。第五段，d=80mm,L=10 mm,第六段d=65mm，L=40mm。所以轴的长度为L蜗轮 =328mm。 至此，已经初步确定了轴的各段直径和

20、长度。5.2.4 轴上零件的周向定位：半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是用过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。蜗轮与轴采用过盈配合H7/r6。取轴端倒角为2×45°，各轴肩处的圆角半径为R1.6。确定轴上的载荷如下图 5.2.5 按弯扭合成应力效核轴的强度L=160 （1）垂直面的支承反力（图b）（2）水平面的支承反力（图c）（3）绘垂直面的弯矩图（图b） （4）绘水平面的弯矩图（图c）（5）求合成弯矩（图d）（6）该轴所受扭矩为 T=414.8N.m（7）按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式（15-

21、5）及以上数据，并取=0.6，轴的计算应力d>3Me/0.1=21.9mm<70mm前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得。因此<，故安全。（8） 由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。七 滚动轴承的选择及其计算7.1蜗杆轴上轴承的选择和计算本设计中有两处使用到了轴承，一处是在蜗杆轴，已知此处轴径d=45mm，所以选内径为45mm的轴承，选择圆锥滚子轴承，选择型号为30209的轴承，D=85mm,B=19mm,=18.6第五部分计算出的作用在

22、蜗轮轴和蜗杆轴上的外力及支反力。 Fr=Fr2/4=325.4N由p280表16-11得e=1.5tan=0.504 Fa/Fr=2.99>e 则X=0.4 Y=1.10 已知 P=(XFr+YFa）X=0.4 Y=1.10P=0.4×325.4+1.10×973.3=1201NFr,=Fr2/2=650.8N 则P2=650.8N计算轴承寿命 已知为滚子轴承=10/3 Ln=h>48000h远远满足要求7.2蜗轮轴上轴承的选择和计算蜗轮轴；已知次此处轴径为d=55mm，所以选内径为55mm的轴承，选择圆锥滚子轴承；选择型号为30213的轴承，D=120mm,B

23、=23mm,=23.8，基本额定动载荷C=120kw,极限转速3200r/min.Fae=650.8N Fr=1301N Fd1=0.66Fr1=858.7NFd2=0.66Fr2=858.7N Fa1=1509.46NFa2=858.7N Fa1/Fr1=1.16>0.66则X1=0.4 Y1=0.91 Fa2 /Fr2=0.661>0.66 则X2=0.4 Y2=0.91 已知 P=fe(XFr+YFa） 轴承有中等冲击载荷，fe=1.5P1=2841N P2=1952.7N P1>P2 取P2 Ln=h>48000h满足要求八 键联接的选择与验算8.1选择键联接的

24、类型和尺寸本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接。一般8级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用圆头普通平键（A）型。而键3的蜗轮在轴的中间，所以也选择圆头普通平键（A）型。8.2 校核键联接的强度蜗杆上的键，轴径d1=32mm，L=82mm且属于静联接由P156的表10-9查得许用挤压应力为p=100-120MPa,取其平均值，p=110MPa。键的L=70mm,b=10mmh=8mm， p=8.78Mpa<p可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工

25、作。蜗轮上键键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文查得许用挤压应力为p=100-120MPa,取其平均值，p=110MPa。键的L=80mm,b=20mm,h=12mm p =24.2Mpa<p可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。蜗轮上另一处键，L=70mm,b=16mm,h=10mmp=110MPa p =43.1Mpa<p该键可以正常工作九 联轴器的选择及校核电动机选取，132M1-6,输出轴d=38mm，查P291表17-1KA取1.5。 Tca=KAT 则Tca=1.5×39.32=58.98N/m选用LTZ6弹性套柱销联轴器。公称转矩T=250

26、N/m>Tca许用转速n=3300r/min>960r/min合格蜗轮轴上联轴器，已知d=55mm，选用LTZ8弹性套柱销联轴器。Tca=1.5×414.8=622.2N/m<710N/m,许用转速n=2400r/min>66.2r/min,合格十 密封和润滑1. 由于本设计蜗杆减速器用的是钢蜗杆配青铜蜗轮，参考文献，选择L-AN32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4.m/s内，且采用的是闭式传动，传动载荷中等，选择油浴润滑。关于蜗杆传动的润滑油量，由于采用的是闭式蜗杆传动，

27、搅油损耗不是太大，且采用的是蜗杆下置式的传动，所以浸油深度应为蜗杆的一个齿高。蜗轮的润滑主要凭借蜗杆的带油作用来进行润滑。2. 对于轴承的润滑，蜗杆轴承采用浸油润滑。同时蜗轮轴承润滑采用刮油板刮蜗轮上的油通过箱体上的油槽润滑。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。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 铸铁减速器箱主要结构尺寸名称符号蜗轮蜗杆减速器选用箱座壁厚0.02a+1815.5箱盖壁厚0.02a+1813.5箱盖凸缘厚度B11.520.5箱座凸缘厚度b1.523.5箱座底凸缘厚度B22.539地脚螺钉直径df

28、0.036a+12=19.2M24地脚螺钉数目n=250时，n=44轴承旁联结螺栓直径d10.75 dfM18盖与座联结螺栓直径d2(0.5-0.6) df M12联结螺栓d2间距150-200160轴承端盖螺钉直径D3(0.4-0.5)dfM10视孔盖螺钉直径D4(0.3-0.4) df M8定位销直径d(0.7-0.8) df10至外箱壁距离34.24.18至凸缘边缘距离28.22.16轴承旁凸台半径28凸台高度h50外箱壁至轴承座端面距离+(8-12)70铸造过渡尺寸x,yx=3, y=15r=5蜗轮顶圆与内箱壁距离>1.220蜗轮轮毂端面与内壁距离>16箱盖、箱座肋厚m1,

29、mm10.85,m=0.85m1=14,m=12轴承端盖外径D2D+5d3160轴承旁联结螺栓距离SSD2160=0.730Pd=1.849P启动=2.311n=28.65rmin选定电动机Y100L2-4i=49.56P=2.311kwP1=2.288kwP2 =1.830kwP3=1.687kwT=15.54N*mT1=15.39N*mT2=305N*m=1.1KH=0.69Z1=2Z229i=14.5m=8=80mmPa=25.12mmda1=96mmdf1=60mm=11.0399°i=14.5 d2=232mm da2=240mm df2=220mm rg2=248mm b2=77.92mm=30.7 =2.6=41.4Mpa86%A>0.62-0.53m³Ft1=3576NFa2=973.3Ndmin=17.6mmTca=50.609N/m选用TL Z6型弹性套柱销联轴Rvb=6