单级蜗杆减速器

1、0p湖 南 科 技 大 学课程设计报告 课程设计名称： 单级蜗杆减速器 学 生 姓 名： 涂皓 学 院： 机电工程学院 专业及班级： 07级机械设计及其自动化1班 学 号： 0703010109 指导教师： 胡忠举 2010 年 6月17日摘要课程设计是机械设计课程重要的综合性与实践性相结合的教学环节，基本目的在于综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和加深所学的知识，同时通过实践，增强创新意思和竞争意识，培养分析问题和解决问题的能力。通过课程设计，绘图以及运用技术标准，规范，设计手册等相关资料，进行全面的机械设计基本技能训练。减速器是在当代社会有这举足轻

2、重的地位，应用范围极其广泛，因此，减速器的高质量设计，可以体现出当代大学生对社会环境的适应及挑战，从整体设计到装配图和零件图的绘制，都可以让参与设计的同学深深领悟到机器在如今社会的重要作用目录一、摘要二、传动装置总体设计1、传动机构整体设计2、电动机的选择3、传动比的确定4、计算传动装置的运动参数三、传动零件的设计1、减速器传动设计计算2、验算效率3、精度等级公差和表面粗糙度的确定四、轴及轴承装置设计1、输出轴上的功率、转速和转矩2、蜗杆轴的设计3、涡轮轴的设计4、滚动轴承的选择5、键连接及联轴器的选择五、机座箱体结构尺寸及附件1、箱体的结构尺寸2、减速器的附件六、蜗杆减速器的润滑1、蜗杆的润

3、滑2、滚动轴承的润滑七、蜗杆传动的热平衡计算1、热平衡的验算八、设计体会参考文献一、传动装置总体设计1、传动机构整体设计根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机联轴器减速器联轴器带式运输机。(如图右图所示) 根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V45m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见（如图下图所示），采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。 该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置

4、、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。总传动比：i=27 Z1=2 Z2=54为了确定传动方案先初选卷筒直径：D=380mm运输带速度：V=1m/s卷筒转速=60×1000v/(D)= 60×1000×1/(×380)r/min=50.28 r/min 而i=27 ，并且=， 所以有=i=27×50.28=1357.6 r/min选择同步转速为1500r，满载转速为1440r/min的电动机。=53.33r/min由=60×1000v/(D)可得D345mm2、选择电动机（1）选择电动机类型按已知工作要求和

5、条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机. （2）选择电动机容量 工作机要求的电动机输出功率为： 其中 则 由电动机至运输带的传动总效率为： 式中，查机械设计手册可得 联轴器效率 =0.99 滚动轴承效率=0.98双头蜗杆效率=0.8 转油润滑效率=0.96 卷筒效率 =0.96则68.0%初选运输带有效拉力：F=5280N从而可得：=7.45kw7.5kw电动机型号表一方案电动机型号额定功率Ped kw电动机转速 r/min额定转矩同步转速满载转速1Y132S2-27.5300029002.02Y132S2-47.5150014402.23Y160M-67.510009602

6、.04Y160L-87.57507202.0（3）确定电动机转速有前面可知电机的满载转速为1440r/min从而可以选取Y132S2-4 以下是其详细参数Y132S2-4的主要性能参数额定功率/kw同步转速n/(r )满载转速n/(r )电动机总重/N启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩7.5150014402.22.33、 传动比的确定由前面可知总传动比 i总=i=274、计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴转速 蜗杆轴 n1=1440r/min 齿轮轴 n2=1440/26=53.33 r/min 卷筒轴 n3= n2=53.33r/min （2）各轴的输入功率蜗杆轴 p1= =7.23k

7、w齿轮轴 p2=p1=5.44kw 卷筒轴 p3=p2 =5.28kw (3) 各轴的转矩 电机输出转矩 =9550 =9550×7.45/1440Nm=49.4Nm蜗杆输入转矩 =49.4×0.99×0.98 Nm =47.94Nm蜗轮输入转矩 =i=47.94×26×0.98×0.8×0.96Nm =938.1 Nm 卷筒输入转矩 =938.1×0.99×0.98 Nm=910.2Nm 将以上算得的运动和动力参数列于表2-2 表2-2类型功率P（kw）转速n（r/min）转矩T（N·m）传动

8、比i效率电动机轴7.45144049.4蜗杆轴7.23144047.940.68蜗轮轴5.4455.38938.127传动滚筒轴5.2855.38910.2 三、传动零件的设计1、减速器传动设计计算（1）选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。 （2）选择材料蜗杆：根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。 因而蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，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45号钢制造。(3) 按齿面接触

9、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。由手册知传动中心距 确定作用在涡轮上的转距 由前面可知=938.1 Nm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=1;由机械设计手册取使用系数=1.15由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数=1.2;K=1.38确定弹性影响系数 因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160确定接触系数 假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a =0.32,从而可查得=3.1确定许用接触应力 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从手册中查得蜗

10、轮的基本许用应力=268应力循环次数 N=60j=60×1××50000=1.66×寿命系数 = =0.704则 =0.704×268=188.6计算中心距 mm=207.7mm取中心距a=250mm,i=27,完全满足要求，取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=80mm。这时d1/a=0.32，因此以上计算结果可用。蜗杆与蜗轮主要几何参数 蜗杆 轴向齿距 pa=zm=25.12mm 直径系数 q=d1/m=10 齿顶圆直径 da1=d1+2m=80+2×1×5mm=96mm 齿根圆直径 df1=d1-= d1-2 m (+)=

11、80-2×8×(1+0.2)mm=60.8mm 导程角 =1831 蜗杆轴向齿厚Sa=0.5m=0.5×3.14×8mm=12.56mm蜗轮 蜗轮齿数 =52 变位系数 = +0.25 验证传动比 i=/=52/2=26(允许) 分度圆直径 =m=8×52mm=416mm 齿顶圆直径 da2=+2ha2=416+2×8×1.25mm=436mm 齿根圆直径 df2=-=416-2×8×1mm=400mm 蜗轮咽喉母圆半径Yg2=a-0.5da2=250-218mm=32mm 校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数

12、 =55.15 由= +0.25，=55.15，查机械设计手册可得齿形系数=2.2 螺旋角系数 =1-=1-=0.9192许用弯曲应力 = 从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 =56 寿命系数 =0.590 = =0.590×56=33.0弯曲强度是满足的。 2、验算效率 已知=1831= ，；与相对滑动速度有关= =6.15m/s查表可得 =0.025， 代入式中可得90.1% 大于原估计值，因此不用重算。3、精度等级工查核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/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8经济精

13、度，侧隙种类为f，标注为8f,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。四、 轴及轴承装置的设计图4-11、求输出轴上的功率P,转速和转矩由前面可知：（1）蜗杆轴的输入功率、转速与转矩P1 = Pr=7.28kw n1=1440r/minT1=47.94N .m（2）蜗轮轴的输入功率、转速与转矩P2 =5.4kw n2=55.38r/minT2=938.1N·m（3）传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P3 =5.28kwn3=55.38r/minT3=910.2N·m2、蜗杆轴（1轴）的设计 （1）选择轴的材料及热处理 选用45钢调质 （2）

14、初定跨距 轴的布置如图4-1 图4.2初取轴承宽度分别为n1=n2=30mm 。 为提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按L1=(0.91.1)da2 公式计算 L1=(0.91.1)416=（392.4479.6）mm 取 L1=400mm 蜗杆两端滚动轴承对称布置，取s1=k1=200mm （3）轴的受力分析 =(11+0.08)m=(11+0.08×52)×8mm=121.28mm取=124mm =80mm轴的受力分析图 图4.3X-Y平面受力分析 图4.4X-Z平面受力图：图4.5其中Ma=水平面弯矩图4.6垂直面弯矩 图4.7合成弯矩=231153N·

15、;mm 图4.8当量弯矩T/N·mm图4.9(4)轴的初步设计第三强度理论为为了考虑不同环境的影响，引入折合系数，则计算应力为：对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:扭转切应力：从而可得：由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处理，查表可得:=60Mpa因此有：式中：轴的计算应力，MPa; M轴所受的弯矩，N·mm; T轴所受的扭矩，N·mm; W轴的抗弯曲截面系数，对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa 查表得圆轴W的计算式为：联立以上两式可得： 代入数值可得d33.3mm,取轴的直径为60mm。（5）轴的结构设计 先初步估算轴

16、的最小直径。由于轴的材料为45号钢，调制处理，查表初取=112,于是有： 蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径,轴通过联轴器是与电动机轴相连的。按经验公式，减速器输入轴的轴端直径de de=(0.81.2)dm式中： dm电动机轴直径，mm;由于前面已经确定了电动机为Y132S2-4，直径dm=38k5,从而可得de=30.445.6mm，参考联轴器标准轴孔直径，联减速器蜗杆轴的轴端直径de=38mm 根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查相关资料，初定各轴段的直径及长度。其中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 减速器蜗杆轴的结构见图4.10图4.103、蜗轮

17、轴（2轴）的设计（1）选择轴的材料及热处理 选用45钢调质 （2）初定跨距 轴的布置如图4-11 图4.11初取轴承宽度分别为n3=n4=15mm 。 为提高蜗轮轴的刚度，应尽量缩小支承跨距,蜗轮轴（2轴）跨距: S2=k2=da1+（2535）=96+（2535）mm=（121131）mm 式中da1是蜗杆的齿顶圆。取 L2=252mm 蜗杆两端滚动轴承对称布置，从而有s1=k1=126mm （3）轴的受力分析 轴的受力简图如图4-12所示。图中 图4.12X-Y平面受力分析 图4.13X-Z平面受力图：图4.14其中Ma=水平面弯矩图4.15垂直面弯矩 图4.16合成弯矩=231153N&

18、#183;mm 图4.17当量弯矩T/N·mm图4.18(4)轴的初步设计 第三强度理论为为了考虑不同环境的影响，引入折合系数，则计算应力为：对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:扭转切应力：从而可得：由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处理，查表可得:=60Mpa因此有：式中：轴的计算应力，MPa; M轴所受的弯矩，N·mm; T轴所受的扭矩，N·mm; W轴的抗弯曲截面系数，对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa 查表得圆轴W的计算式为：联立以上两式可得： 代入数值可得d49.91mm,由于要开键槽，因此需要将直径增大4%，

19、从而d51.91mm取轴的直径为70mm。（5）轴的结构设计 先初步估算轴的最小直径。由于轴的材料为45号钢，调制处理，查表初取=112,于是有： 蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径,轴通过联轴器是与卷筒相连的。 根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查相关资料，初定各轴段的直径及长度。其中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 减速器蜗轮轴的结构见图4.19图4.19 4、滚动轴承的选择 （1）蜗杆轴（1轴）上滚动轴承的选择 按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为角接触球轴承，轴承预期寿命取为5000h。 由前计

20、算结果知：轴承所受径向力Fr=1263.3N，Fa=10180.92N，轴承工作转速n=1440r/min。 初选滚动轴承为角接触球轴承7310B GB/T279-1994，基本额定动载荷Cr=68.2kN ,基本额定静载荷Cor=48 kN。 Fa/Fr=10180.92/1263.3=8.06>e=1.14 X=0.35 Y=0.57 pr=XFrYFa=0.35×1263.30.5710180.92N6245.3N 由于是轻微冲击，取载荷系数fp=1.2= fp（XFrYFa）=1.2×6245.3=7494.3N验算轴承的使用寿命：式中：指数，对于球轴承为3；

21、代入数值有5000h故7310B轴承满足要求。 7310B轴承：d=50mm D=110mm B=31mm Damin=110mm (2)蜗轮轴（2轴）上滚动轴承的选择 按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命取为96000h。 由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=3327. 8 N,轴向力Fa=902.3N，轴承工作转速n=55.38r/min。 初选滚动轴承32910X2 GB/T279-1994，基本额定动载荷Cr=34.5kN,基本额定静载荷Cor=56.5kN。 Fa/Fr=902.3/3327.8=0.43&

22、gt;e=0.35 X=1 Y=0 pr=XFrYFa=1×1022.41 kN3327.8 kN由于是轻微冲击，取载荷系数fp=1.2= fp（XFrYFa）=1.2×3327.8 kN =3993.36N验算轴承的使用寿命：式中：指数，对于滚子轴承为；代入数值有5000h故32910X2轴承满足要求。 32910X2轴承：d=60mm D=85mm T=17mm Damin=75mm =55mm5、键联接和联轴器的选择 （1）蜗杆轴(1轴)上键联接和联轴器的选择 由前计算结果知:蜗杆轴(1轴)的工作转距T=47.94N·m,工作转速n=1440r/min。 联

23、轴器的选择 类型选择 为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。 载荷计算 差机械设计手册可得工作情况系数KA=1.5。计算转距Tca Tca=KAT=1.5×47.94 N·m =71.91 N·m 型号选择 选用GYS型弹性套柱销联轴器。由于电动机Y132S2-4的直径D=38k5,因此选择=38mm 校核许用转距和许用转速 按文献4附表F-2，选GYS5联轴器 GB 4323-84。许用转距T=400N·m，许用转速n=8000r/min。 因 Tca<T,n<n,故联轴器满足要求。 键联接选择 选择键联接的类型和尺寸 选择C型普通平键

24、。 按资料所显示，初选键10×8 GB 1096-1990，b=10mm，h=8 mm，L=80 mm。 校核键联接强度 键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=120150MPa，取=145MPa。键的工作长度l=L-0.5b=80-0.5×10mm=75mm，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。从而：145 MPa不满足强度计算，故选择双键再计算，/1.5=210.3/1.5 MPa =140.2MPa145 MPa故选用键合适。 (2)蜗轮轴(2轴)上联轴器和键联接的选择 由前计算结果知:蜗轮轴(2轴)的工作转距T=

25、910.2N·m,工作转速n=55.38r/min。联轴器的选择 类型选择 为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。 载荷计算 差机械设计手册可得工作情况系数KA=1.5。计算转距Tca Tca=KAT=1.5×910.2N·m =1365.3N·m 型号选择 选用GYS型弹性套柱销联轴器。由于与转同相连的轴的直径可以任意定，因此选择=50mm 校核许用转距和许用转速 查表，选GY7联轴器 GB 4323-84。许用转距T= 1600N·m，许用转速n=8000r/min。 因此Tca<T,n<n,故联轴器满足要求。.选择键联接的

26、类型和尺寸 i蜗轮连接处键槽选择A型普通平键 参考键的长度系列，取键长L21=70mm。 按机械设计手册，初选键20×70 GB/T 1096-79，b=20mm，h=12mm，L=70mm。 校核键联接强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=100120MPa，取=110MPa。键的工作长度l=L-b=70-20mm=50mm，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5×12mm=6mm。从而：110 MPa故选用键合适。 卷筒连接处键槽选择A型普通平键 参考键的长度系列，取键长L21=70mm。 按机械设计手册，初选键16×70 GB/T

27、 1096-79，b=16mm，h=10mm，L=70mm。 校核键联接强度 键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=120150MPa，取=140MPa。键的工作长度l=L-b=70-16mm=54mm，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5×10mm=5mm。从而：140MPa故选用键合适。 五、 机座箱体结构尺寸及其附件1、箱体的结构尺寸 箱体结构形式的选择 选择本蜗杆减速器的箱体形式为剖分式.由于蜗杆圆周速度v=6.08m/s10m/s,故采用蜗杆下置式 箱体材料的选择与毛坯种类的确定 根据蜗杆减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200.由于铸造箱

28、体刚性好,易得到美观的外形,灰铸铁铸造的箱体还易于切削、吸收振动和消除噪音等优点,可采用铸造工艺获得毛坯. 箱体主要结构尺寸计算 1.箱座壁厚 0.004a+3=0.004×250+3mm=13 mm取=13 mm 2.箱盖壁厚 10.85=0.85×13mm=9.95mm取1=103.箱座分箱面凸缘厚 b1.51=1.5×10mm=15mm 4 箱盖分箱面凸缘厚 b1=1.51=1.5×10=15mm 5.平凸缘底座厚 b22.5=2.5×13 =32.5mm 6.地脚螺栓 df0.036a+12=0.036×250+12mm22m

29、m 7.轴承螺栓 d10.7df=0.7×22 mm16 mm 8.联接分箱面的螺栓 d2(0.50.6) df12 9.轴承端盖螺钉直径 d3(0.40.5)df10 10.窥视孔螺栓直径 d4=（0.30.4)df 8 个数 n=4 11.吊环螺钉 直接用铸造吊钩，因此此项不需要。12.地脚螺栓数 n=4 13.各螺栓至外机壁和凸缘边缘距离，以及沉头座直径螺栓直径M8M10M12M16M18M20M22M3014161822242630401214162022242635沉头座直径182226333640436114.机座机盖肋厚m10.851=0.85×13mm11m

30、m m0.85=0.85×10mm9mmmm r10.2C2=0.2×14=3 15.轴承螺栓凸台高 h =50mm 16.轴承端盖外径 蜗轮轴端盖 =135mm蜗杆轴端盖 =160mm17.轴承端盖凸缘厚度 t=12mm2、减速器的附件 检查孔与检查孔盖 为检查传动件的啮合情况、接触斑点、侧隙和向箱体内倾注润滑油,在传动啮合区上方的箱盖上开设检查孔 通气器 减速器工作时,箱体温度升高,气体膨胀,压力增大,对减速器各接缝面的密封很不利,故常在箱盖顶或检查孔盖上装有通气器 根据箱体的情况选取材料为Q235的通气塞，其尺寸如下表所示：mmdDD1SLlaA1M20×1

31、.53025.422281546油塞 为了换油及清洗箱体时排出油污,在箱体底部最低位置设有排油孔,通常设置一个排油孔,平时用油塞及封油圈堵住，根据箱体的情况选取材料为Q235的油塞，其尺寸如下表所示：mmdD0LLaDSD1D1HM20×1.5302815425.42221222定位销 为了保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度,需在想替分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销 观察孔及观察孔盖 为了方便维修和观察减速箱内部的结构，在箱体顶端设置了观察孔及孔盖。根据箱体的情况选取材料为HT200，其尺寸如下表所示：mmAA1A2BB1B2d4Rh200160140150190170866

32、起吊装置 为了方便、经济，起吊装置采用箱盖吊钩，选取材料为HT200，其尺寸如下表所示：mmc3c4bRrr1456022601012六、 蜗杆减速器的润滑1、蜗杆的润滑 虽然本蜗杆的圆周速度为6.03m/s,同时考虑本传动装置寿命较长，滑移速度较大，故采用油池润滑，选择润滑剂为L-AN 2、滚动轴承的润滑 下置式蜗杆的轴承，由于轴承位置较低，可以利用箱内油池中的润滑油直接浸浴轴承进行润滑，即滚动轴承采用油浴润滑 七、蜗杆传动的热平衡计算1.热平衡的验算由前面计算可得 蜗杆传动效率蜗=75.3%, 蜗杆传动功率P=7.23kw摩擦损耗功率转化成的热量 1=1000P(1-)=1000×7