机械设计课程设计说明书单级蜗杆减速器

1、设计任务书班级学号 姓名 一、设计题目：蜗轮减速器设计带式运输机的传动装置，如图1所示。工作条件：带式输送机在常温下连续工作，单向运转；空载启动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度V的允许误差为5；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修为23年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。 图1 带式输送机传动系统简图1电动机；2一联轴器；3蜗杆减速器；4卷筒；5输送带二、原始数据：带的圆周力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）5502300 选定设计方案工作条件：带式输送机在常温下连续工作，单向运转；空载启动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度V的允许误差为

2、5；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修为23年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。已知：运输机带的圆周力：550N带速：2m/s滚筒直径：300mm选定传动方案为：蜗杆减速器1.传动装置简图。图1-1 带式输送机的传动装置简图2.传动方案简图如下：图1-2 带式输送机传动系统简图1电动机；2一联轴器；3蜗杆减速器；4卷筒；5输送带 电动机的选择初选电动机类型和结构型式根据动力源和工作条件，并参照第12章选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。电动机的容量确定减速器所需的功率 根据已知条件，工作机所需要的有效功率为 =kW确

3、定传动装置效率查表第十章中表10-2得：联轴器效率=0.99蜗杆传动效率=0.70一对滚动轴承效率=0.98输送机滚筒效率=0.96估算传动系统总效率为=0.990.700.980.96=0.6517工作时，电动机所需的功率为=kW由表19-1可知，满足PP条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率P应取为2.2kW。电动机的转速根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速为r/min查表2-2得：蜗杆减速器的传动比=1040，则总传动比的合理范围=1040，故电动机的转速可选范围为：（1040）127.4r/min=12284912 r/min符合这一转速范围的同步转速有：1500r/min 3000

4、r/min由表19-1可知，对应于额定功率P为2.2kW的电动机型号分别为Y100L1-4型和Y90L-2型。现将Y100L1-4型和Y90L-2型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-1中。表2-1 方案的比较方案号电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比外伸轴径D（mm）轴外伸长度E（mm）Y100L1-42.21500144011.702450Y90L-22.23000287023.372860通过对上述两种方案比较可以看出：方案电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大，成本提高。一般来说，如无特殊要求，常选用同步转速为1500r/m

5、in，故选方案I较为合理。电动机的技术数据图2-1 电动机外形尺寸表2-2 级数ABCDEFGHKABACADHDBBL416014063286082410012205205180245170380 传动装置的传动比及动力参数计算传动装置运动参数的计算 由式（3-5）可知，传动系统的总传动比由传动系统方案（见图1-2）知：1；1；又，所以=11.4传动系统各级传动比分别为1； =11.4； 1传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：1轴（电动机轴）：=1440r/min1.70.99=1.683kW10.66Nm2轴（蜗杆轴）：1440r/min1.6830.990

6、.75=1.47kW9.75Nm3轴（蜗轮轴）：123r/min1.470.990.99=1.44kW112.80Nm4轴（单级蜗杆传动低速轴、即输送机滚筒轴）：123r/min1.440.990.96=1.37kW106.8Nm轴 号电动机单级蜗杆减速器工作机1轴2轴3轴4轴转速n（r/min）14401440123123功率P（kW）1.6831.471.441.37转矩T（Nm）10.669.75112.80106.8传动比111.41将上述计算结果列于表2-2中，以供查用。传动零件的设计设计计算及说明结果 蜗杆的设计选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988的推荐,采用渐开线蜗

7、杆(ZI).选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆用45钢;因希望效率要高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45-55HRC.蜗轮用铸锡磷青铜,金属模铸造.为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造.按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度.由参考文献1中式(11-12)计算传动中心矩:根据书中表11-1，取蜗轮上的转矩确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；由参考文献1中表11-5选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数；则：确定弹性影响系数因选用

8、的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故。确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值为0.35，从图参考文献1图11-18中可查得。确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可以从文献1表11-7中查得蜗轮的基本许用应力。应力循环次数 寿命系数 则 =0.61268= 163.48 计算中心距取a=125mm，因i=11.4，故从文献1中表11-2中取模数m=5mm，蜗杆的分度圆直径d1=50mm。这时d1/a为0.4，从文献1中图11-18中可查得接触系数，因为，因此以上结果可用。蜗杆的主要参数与几何尺寸轴向齿距 直径系数 分度圆直径 d1=5

9、0mm齿顶圆直径 齿根圆直径 分度圆导程角 蜗杆轴向齿厚 蜗杆尺宽 =91蜗轮的设计蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗轮的齿数Z2=41；变位系数X2=-0.5；验算传动比 这时传动比误差为 ，是允许的。蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆半径 蜗轮尺宽 B=40校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 根据X2=-0.5，ZV2=43.48，从参考文献1中图11-19中可以查得齿形系数YFa2=2.87。螺旋角系数 许用弯曲应力 从文献1表11-8中查得由制造的蜗轮的基本许用应力。寿命系数 弯曲强度是满足的。验算效率已知；与相对滑动速度VS有关。从参考文献1表11-18中用插入值法查得，；

10、代入式中求得，大于原估计值，因此不用重算。热平衡计算散热面积A 取传热系数 ，取，从而可以计算出箱体工作温度因为，所以符合要求。精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度，侧隙种类为c，标注为7c GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，详见图纸。计算中心距mm减速器轴的设计蜗杆轴的设计由于蜗杆的直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做蜗杆轴。蜗杆的转矩。蜗轮的转矩112.8Nm则作用于齿轮上的圆周力：轴向力： 径向力：初步确定轴的最小直径先按参考文献1

11、式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查文献1表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献2表14-4，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000Nmm。半联轴器的孔径d1=25mm,故取d12=25mm,半联轴器长度L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。轴上零件的装配方案蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右

12、面装。轴向定位及轴各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右段需制出一轴肩，故取2-3段直径d23=28mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1短一些，现取L12=42mm。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其基本尺寸，故，则。3)由于蜗杆的齿根圆为38 mm，故取轴段mm。蜗杆的轴承内侧采

13、用轴环定位，轴肩高度h0.07d ，故取h=5mm，则轴环处的直径，轴环宽度，取。4)轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。5)由于箱体由蜗轮决定，轴承采用脂润滑，蜗杆齿宽，滚动轴承宽度，则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。按=25mm，由文献一表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为了保证齿轮半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献一表15-2，取轴端倒角为，各处轴肩的圆角半

14、径如下：， 蜗杆轴的校核 图5-1 图5-2设蜗杆齿宽的法向中心线的有侧长为，左侧的长度为，则： 水平面的支承反力（图a）垂直面的支承反力（图b）绘水平面的弯矩图绘垂直面的弯矩图绘合成弯矩图该轴所受扭矩为：10.21Nm=10210Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度由图可知轴承上截面C为危险截面，根据文献1式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力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。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

15、不大，故蜗杆轴的其它截面的疲劳强度不必校核。蜗轮轴的设计蜗轮上的转矩。则作用于齿轮上的圆周力：轴向力：径向力：初步确定轴的最小直径先按文献1式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查文献1表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献2表14-4，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。半联轴器的孔径d1=35mm,故取d12=35mm,半联轴器长度L=82m

16、m,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据蜗轮结构尺寸，取=45mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右段需制出一轴肩，故取2-3段直径=38mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1短一些，现取L12=58mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其基本尺寸，故，

17、而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取轴肩高度h=5mm，因此，取=50mm。蜗轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=5mm，则轴环直径=55mm。轴环宽度，则取=10mm。轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。轴承宽度为19.75mm，取挡圈宽度为15mm，所以=20+15+2=37mm。=（1.21.8），则取=60mm；取=16mm。所选轴承的外形如前面所选轴承图所示。蜗轮轴的校核设蜗杆齿宽的法向中心线的有侧长为，左侧的长度为，则： 水平面的支承反力（图a）垂直面的支承反力（图b）绘水

18、平面的弯矩图绘垂直面的弯矩图绘合成弯矩图该轴所受扭矩为按弯扭合成应力校核轴的强度由图可知轴承上截面C为危险截面，根据文献1式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力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。由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗轮轴受力情况知截面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。 图5-3滚动轴承的校核蜗杆轴滚动轴承校核 蜗杆上的轴承代号为：30206蜗杆受力蜗杆的转矩。则作用于齿轮上的圆周力：轴向力： 径向力：当量动载荷由已知

19、条件知道工作时间为8年，每年按365天计算，且每天二班制工作，则大概总的工作时间为：当量动载荷P=，查表13-5得：X=0.4，Y=1.7；查表13-6得：；故P=2533.176N由参考文献1式13-6a知基本额定动载荷查表13-4得；对于滚子轴承=故=34827.3N校核轴承的寿命查文献2表13-1得C=43.2KN =10/3 n=1440r/min 故，此轴承的寿命满足要求 蜗轮轴上轴承的校核 蜗轮上的轴承代号为：30208蜗轮受力蜗轮上的转矩。则作用于齿轮上的圆周力：轴向力：径向力：求当量动载荷由已知条件知道工作时间8年，每年按365天计算，且每天二班制工作，则大概总的工作时间为：当

20、量动载荷P=，查表13-5得：X=0.4，Y=1.7；查表13-6得：；故P=1.2x(0.4x416.3+1.7x390=995.424 由参考文献1式13-6a知基本额定动载荷查表13-4得；对于滚子轴承=故=14201.62N校核轴承的寿命查文献2表13-1得C=63KN =10/3 n=1440r/min 故，此轴承的寿命满足要求 键联接的选择与校核选择键联接的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，设置在蜗杆上的键标此处为键1此处轴的直径d1=25mm。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处，设置在蜗轮轴上的键标此处为键2此处轴的直径d2=35m

21、m。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接，标记此处的键为键3此处轴的直径d3=45mm。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。根据以上的数据，从文献1表6-1中查得键1的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm。由联轴器的标准并参考键的长度系列，可以确定取此键的长度L=70mm（比伸入到联轴器的深度短一些）。查得键2的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm。同理取此键的长度L=70mm。查得键3的截面尺寸为：宽度b=18mm，高度h=11mm。由轮毂的宽度并参考键的长

22、度系列，取该键的键长L=70mm。校核键联接的强度键1处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为=120150MPa,取其平均值，=135MPa。键的工作长度为l=L-b=36mm-8mm=28mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.57mm=3.5mm。由文献1的式6-1可得可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。键2处键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为=120-150MPa,取其平均值，=135MPa。键的工作长度为l=L-b=50mm-10mm=40mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.

23、5h=0.58mm=4mm。由文献1的式6-1可得可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。键3处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为=120-150MPa,取其平均值，=135MPa。键的工作长度为l=L-b=32mm-14mm=18mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.59mm=4.5mm。由文献1的式6-1可得可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。自此减速器中的所有的键均以校核完毕，所有的键均满足使用要求。键的外型图和键槽的安装图：K=1.21N=3.4108=163.48M=5d1=50mmq=10mmda1=60mmdf

24、1=38mmb1=91i=10.25d2=205mmda2=210mmdf2=193mmrg2=20mmB=40ZV=43.48t36.94a=127.5L1=75L2=88.75L3=88.75L=177.5Ma=28595Fv1=369.25Fv2=47.06Mv1=32770.94Mv2=4176.58M1=37448.21M2=18597.7910210NmmMh=8705.25Mv1=65394.45Mv2=-51845M1=65971.32M2=525750.77ca =10.58p=2533.176c=34827.3Lh=45385.6p=995.424c=14201.62Lh=

25、40385.6p=135密封和润滑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1表11-20，选择CKE320型号用油，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，且采用的是闭式传动，传动载荷中等，根据文献1表11-21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。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。蜗杆轴承端一边用闷端盖，一边