蜗轮蜗杆减速器汇总

1、精选优质文档-倾情为你奉上机械设计课程设计说明书设计题目： 一级蜗轮蜗杆减速器 学生姓名： 学 号： 学 院： 机电 专 业： 机械设计制造 班 级： 指导教师： 2012年5月 5 日目录1.1 摘要1.2 设计目的1.3 传动装置的总体设计1.4 传动件的设计计算1.5 轴的设计计算1.6 减速器箱体的结构1.7 润滑油的选择与计算1.8 装配图和零件图1.1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

2、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1.2 设计目的1、通过本次设计，综合运用机械设计基础及其它有关先修课程的理论和实际知识，使所学的知识进一步巩固、深化、发展。2、本次设计是高等工科学校学生第一次进行比较完整的机械产品设计，通过此次设计培养学生正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力，掌握机械设计的基本方法和步骤。3、

3、使学生能熟练的应用有关参考资料、图册和手册，并熟悉有关国家标准和其它标准，以完成一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本训练。1.3 传动装置的总体设计1.3.1 传动方案的分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，传动方案采用单级蜗杆传动。蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构。具有传动比的、

4、零件数目少、结构紧凑、传动平稳、噪音小等特点。1.3.2 传动方案的拟定(1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度使用期8年，检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。小批量生产，运输带速度允许误差为5。设工作机效率w=0.96。(2)原始数据 : 输送带工作拉力F=4kN 传动装置简图输送带工作速度V=1.6m/s 滚筒直径D=400mm1.3.3电动机的选择1.选择电机类型按工作要求和工作条件选择Y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所需功率为从电动机到工作机间

5、的总效率为式中：所以电动机所需的工作功率为 KW3. 确定电动机的转速由于蜗杆的头数越大，效率越低，先选择蜗杆的头数Z1=1，所算出的传动比不在推荐范围内。故选则蜗杆的头数Z1=2 所以电动机转速可选的范围为符合这一范围的同步转速为1000r/min、1500r/min和3000rmin。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格、减速器的传动比等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-4 表1.1 Y160M-4型电动机的主要性能 型号额定功率Ped/kW 满 载 时最大转矩/额定

6、转矩额定转速nm/r/min同步转速r/min电流/A（380V）效率/%功率因数Y160M-4 1115002388.00.842.314601.3.4传动比的确定总传动比1.3.5 运动参数及动力参数的计算1. 各轴的转速1轴：n1=nm=1460r/min2轴: 2.轴的输入功率 1轴: 2轴： 卷筒轴：3各轴的输入转矩 电动机的输出转矩Td为 故1轴2轴 卷筒轴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（Nm）传动比i效率电动机轴9.034146059.09蜗杆轴8.944146058.500.7085蜗轮轴7.01276.39876.

7、6119.11传动滚筒轴6.80376.39850.491.4 传动件的设计计算1.4.1 减速器传动设计计算（一）选择蜗杆传动类型、精度等级、材料（1）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)运输机为一般的机器，速度不高，故选择7级精度（GB 1009588）(4) 按

8、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。由手册知传动中心距 确定作用在涡轮上的转距 由前面可知=876.61N.m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由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数=1.05;K=1.05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 =0.35,从而可查得=2.9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,可从手册中查得蜗轮的

9、基本许用应力=268寿命 应力循环次数 N=60j=60176.3928800=1.320寿命系数 = =0.724则 =0.724268=194.12MPa计算中心距 =173.90mm取中心距a=180mm,因 ,所以从表11-2中取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=63mm。这时d1/a=0.35。因为，因此以上计算结果可用。4 蜗杆与蜗轮主要几何参数 5 蜗杆 轴向齿距 pa=m=25.13mm 直径系数 q=d1/m=7.875 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 导程角 蜗杆齿宽 取蜗杆轴向齿厚 Sa=0.5m=0.53.148mm=12.566mm蜗杆法向齿厚 蜗轮 蜗轮齿数

10、=38验证传动比 =/=38/2=19 这时传动比误差为，是允许的变位系数 = -0.4375分度圆直径 =m=838mm=304mm 蜗轮齿顶高 蜗轮齿根高 蜗轮顶圆直径 da2=+2ha2=（304+28）mm=320mm 蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆半径 Yg2=a-0.5da2=20.0mm 齿宽 蜗轮宽度 取齿宽角 齿顶圆弧面半径 齿根圆弧面半径 外圆直径 校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 由= -0.4375， =41.74，查机械设计手册可得齿形系数=2.86螺旋角系数 =1-=1-=0.8982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

11、 寿命系数 = =0.56956=31.85弯曲强度是满足的。 2、验算效率 已知=，；与相对滑动速度有关 查表可得 =0.0221，代入式中可得87.4% 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。4、 热平衡的计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

12、热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。摩擦损耗的功率由前面计算可得 蜗杆传动效率蜗=87.4%, 蜗杆传动功率P=8.765kw摩擦损耗功率转化成的热量 散发到空气中的热量由热平衡得：所需散热面积S S=由机械设计手册知 取计算散热面积 周围空气最高温度ta=35 可取=70热平衡时 ,则要求的散热面积为 S=2.431.5轴的设计1.5.1 蜗杆副上的作用力圆周力 轴向力 径向力 1.5.2 蜗杆轴的设计与计算1 轴及材料与热处理：因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用材料45钢，考虑到蜗杆、蜗轮有相对滑动，因此蜗杆采用表面淬火2 初算轴径 初步确定蜗杆轴外伸段直径：

13、因蜗杆轴外安联轴器，故轴径按下式可求，其中查设计手册可取C=120 轴与联轴器通过键连接，应增大轴径3%5%，则 圆整，暂定外伸直径3 结构设计（1） 轴承部件结构设计：蜗杆的速度 减速器采用蜗杆在下涡轮在上结构。为了方便安装调整，采用沿蜗轮轴线水平面剖分的箱体结构。蜗杆轴采取两端固定（2）轴段的设计 轴段上安装联轴器，故与联轴器设计同时进行。考虑到联轴器与轴的安装误差及减缓振动，选用弹性柱销联轴器。查机械设计手册，可取。电动机轴径为42mm计算扭矩查机械设计查得中的LX3型联轴器公称转矩Tn /(Nm): 1250 许用转速n /(r/min): 4750 。轴孔范围为3048mm。由上面的

14、计算可以选择联轴器轂孔直径为38mm。轴孔长度60mm.J型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为 ，相应的轴段的直径，其长度可取（3） 轴段的直径 考虑到联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为：（4）轴段直径 其尺寸还由密封圈确定，该处轴速度较小，可选用毡圈油封，查机械手册选取毡圈 45 ，则（5） 轴段及轴段的设计 轴段和上安装轴承，由于有较大的轴向力故选择圆锥滚子轴承。其直径应使其便于安装。暂选轴承代号30000型: 33110。轴承内径d: 50mm，外径D:85mm宽度B: 26mm，T: 26mm，内圈定位轴肩内径da: 57mm，外圈定位轴肩直径Da=7478mm

15、, a20.4mm,故。虽然本蜗杆的圆周速度为4.82m/s,同时考虑本传动装置寿命较长，滑移速度较大，故采用油润滑。取轴承靠近箱体内壁端到箱体内壁的距离。通常一根轴上两个轴承取同一型号.故，。为了蜗杆轴上轴承有很好的润滑，通常右面高度应到达最低滚动中心，由此油面高度高出轴承底座孔底边11mm。而蜗杆浸油深度为，蜗杆齿顶圆到轴承孔座底边的距离为，油面浸入蜗杆约0.8个齿高。因此不用甩油环。则。（6）取轴段的长度轴段的长度与轴承座及轴承端盖等零件有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离，可以确定轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。由中心距尺寸180mm可知，箱座壁厚度，地脚螺栓直径M20，轴承旁连

16、接螺栓直径M16，轴承端盖连接螺栓直径M10，取螺栓GB/T 5781 。轴承端盖厚度。端盖与轴承座之间的调整垫片厚度。为方便不拆卸联轴器的情况下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，并使轮毂外径与轴承端盖连接螺栓的拆装不干涉，故取联轴器轮毂端面与外端面的距离为。轴承座外伸凸台高，则有 （7）轴段和轴段的设计 该轴段直径取轴承定位轴肩的直径，则，轴段的长度由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与内壁距离和蜗杆宽，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定，即 圆整，取（8）蜗杆轴段的设计轴段即为蜗杆段长，分度圆直径为，齿顶圆直径。（9）轴上力作用点间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a=20.4mm，则可得轴的支点及

17、受力点间的距离为 画出轴的结构及相应尺寸4 键连接的设计 联轴器与轴段间采用A型普通平键连接，查机械设计手册可选取键的型号为键 GB/T1096-20035 轴的受力分析（1）轴的受力简图 轴的受力简图如下(2) 支承反力 在水平平面上位 在垂直平面上为 轴承A的总支承反力为 轴承B的总支承反力为 （3）画弯矩图 弯矩图如图所示在水平平面上，蜗杆受力点截面为 在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为 蜗杆受力点截面右侧为 合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为 蜗杆受力点截面右侧为 （4）画转矩图 转矩图如图所示，6 校核轴的强度 由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为

18、 最大弯曲应力为 扭剪应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，故当量应力为 通过查询机械设计手册可得45钢调质处理抗拉强度极限，故可以用插值法查的轴的许可弯曲应力，用淬火钢比调质钢的强度更高，所以强度满足要求。7 蜗杆轴的挠度校核 蜗杆当量轴径 其中分别为两轴承力作用点间各轴段直径和长度，为两轴承力作用点间跨距，即 转动惯量 对于淬火钢许用最大挠度，取弹性模量，则蜗杆中点挠度 8校核键连接的强度 联轴器处键连接的挤压应力为 键、轴及联轴器的材料都为钢，查阅机械设计可知，强度足够。9 校核轴承寿命（1） 计算当量动载荷 查机械设计手册查33110

19、轴承得则轴承1、2的内部轴向力分别为 外部轴向力 则两轴承的轴向力分别为 因为，则轴承1的当量动载荷为 因为，则轴承2的当量动载荷为 （2）轴承的寿命 因，故只需校核轴承1，。轴承在以下工作，查机械设计手册得，对于减速器，载荷系数。则轴承1的寿命为 减速器预期寿命为 轴承寿命不够，故减速器到达一定时间需要更换，建议四年更换一次1.5.3低速轴的设计与计算1 已知条件 低速轴传递功率，转速，传递转矩，蜗轮分度圆直径，蜗轮宽度2 选择轴的材料和热处理 因传递功率不大，并对重量和结构没有特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理。3 粗算轴径 初步确定低速轴外伸段直径，外伸段上安装联轴器，取，则 考虑

20、到轴上有键，应增大轴径3%5%，则 圆整，取4 结构设计 低速轴的结构构想图如图 （1） 轴段设计 轴段上安装联轴器，此段设应与联轴器同步进行。为了补偿安装误差、减缓振动，选用弹性柱销联轴器。取，则计算转矩 由机械设计手册查得 50152003中的LX4型联轴器符合要求：公称转矩Tn:2500 Nm，许用转速n:3870 r/min，轴孔范围为，结合外伸段直径，取联轴器毂孔直径为55mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX3 5014-2003，相应的轴段的直径，其长度略小于毂孔宽度，取(2) 轴段直径 确定轴段的轴径须考虑联轴器的轴向固定及密封环的尺寸，联轴器用轴肩定

21、位，轴肩高度为 轴段的轴径，其最终由密封圈确定。转速较小，可选用毡圈油封，查设计手册，选择毡圈 65，则（3） 轴段和轴段的轴径设计 轴段和轴段安装轴承，考虑到轴向力的作用选择圆锥滚子轴承。现选择轴承为33214，轴承内径，外径，宽度，内圈定位轴肩，外圈定位内径，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离，故。由于蜗轮的圆周速度较小故选择采用脂润滑，需要挡油环，取轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取。通常一根轴上的轴承型号相同，故（4）轴段的设计 轴段上安装蜗轮，为了便于安装应略大于，可初定，蜗轮轮毂的宽度范围为，取其轮毂的宽度，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到蜗轮端面

22、，轴段的长度应略短轮毂，故取（5）轴段的长度设计 取蜗轮轮毂到内壁距离，则 （6）轴段的长度设计 轴段的长度与轴上零件、轴承座宽度及轴承端盖有关。端盖连接螺栓同高速轴，为GB/T 5781 为使轮毂外径不与端盖螺栓发生干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为。下箱壁厚同前，轴承旁连接螺栓同前M16，部分面凸缘尺寸（扳手空间）： 轴承座的厚度为 取，轴承端盖凸缘厚同前；端盖与轴承座间的调整垫片厚度同前，则（7）轴段的设计 该段为蜗轮提供定位，定位轴肩的高度为 取，则，取轴段的长度（8轴段的长度设计 为保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称，则 （9）轴上作用点间距 5键连接设计 轴器与轴段及蜗轮

23、与轴段间采用A型普通平键连接，选其型号分别 为键 GB/T1096-2003和键 GB/T1096-2006 轴的受力分析 （1）画轴的受力图 （2）支承反力 在水平平面上为 负号表示方向与原定方向相反 在垂直平面上为 轴承A的总支承反力为 轴承B的总支承反力为 （2） 画弯矩图在水平平面上，蜗轮受力点截面在垂直平面上，蜗轮受力点截面左侧为蜗轮受力点截面右侧为 合成弯矩，蜗轮所在轴剖面左侧为 蜗轮所在轴剖面右侧为 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，故此剖面为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为扭剪应力为当量应力为 强度满足要求8 校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 蜗轮2处键连接的挤压应力为 键、轴及联轴器的材料都为钢，查阅机械设计可知，强度足够。9 校核轴承寿命 （1） 轴承的轴向力 查机械设计手册查轴承33214得，e=0.41，Y=1.5。则轴承1、2的内部轴向力分别为 外部轴向力A