机械设计课程设计单级蜗轮蜗杆减速器说明书

1、 目录一 设计任务书1二 传动方案的拟定2三 电动机的选择和传动装置的运动和动力学计算3四 传动装置的设计6五 轴及轴上零件的校核计算11 1 蜗杆轴及其轴上零件的校核计算11 2 蜗轮轴及其轴上零件的校核计算14六 啮合条件及轴承的润滑方法、润滑机的选择16七 密封方式的选择18八 减速器的附件及其说明21九 设计小结23十 参考文献24第一章设计任务书1.1设计题目设计用于带速传输机的传动装置。1.2工作原理及已知条件工作原理:工作传动装置如下图所示：设计数据：运输带工作拉力F=2500N运输带工作速度v=1.10m/s卷筒直径D=400mm工作条件：连续单向运转，工作时轻微冲击，灰尘较少

2、；运输带速度允许误差±5%； 一班制工作，3年大修，使用期10年(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑)。加工条件：批量生产，中等规模机械厂，可加工78级齿轮。设计工作量：1.减速器装配图1张； 2.零件图13张； 3.设计说明书1.3原始数据已知条件传送带工作拉力F(N)传送带工作速度v（m/s）滚筒直径D（mm）参数25001.104001-电动机 2、4-联轴器 3-一级蜗轮蜗杆减速器 5-传动滚筒 6-输送带第二章. 传动方案选择2.1传动方案的选择该工作机采用的是原动机为Y系列三相笼型异步电动机，三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，电

3、压380 V，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便；另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内使用比较环保。因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。第三章. 电动机的选择和运动参数的计算3.1电动机的选择1. 选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼式三相异步电动机。2.选择电动机容量

4、（1）工作机各传动部件的传动效率及总效率×其中为滚动轴承的效率，为0.99；其中为卷筒轴滑动轴承的效率，为0.96，其为弹性联轴器效率，为0.99；其中为蜗轮蜗杆效率，为0.8.所以减速机构的总效率=0.99×0.99×0.96×0.99×0.8=0.76（2）选择电动机的功率所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。电动机所需的功率 ：Pd = Pw/;式中 Pd工作机要求的电动机输出功率

5、，单位为KW； 电动机至工作机之间传动装置的总效率； Pw工作机所需输入功率，单位为KW；输送机所需的功率:Pdmax=Fv1000=2500×1.11000×0.76=3.62kW;查机械设计课程设计表2.1，选取电动机的额定功率P=4kw。（3）选择电动机的转速1) 传动装置的传动比的确定：查机械设计书中得各级齿轮传动比如下：;理论总传动比：;2) 电动机的转速：卷筒轴的工作转速：=52.52r/min所以电动机转速的可选范围为：= =（582）×63.66=318.35441.5r/min根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，符合这一范围的同步转速有750

6、 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为750 r/min的电动机。其主要功能如表3-1：表3-1 Y160M2-8型电动机主要功能电动机型号额定功率kW满载转速/r/min起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160M2-85.57202.02.2注：电动机轴伸出段直径/mm 42k6; 电动机轴伸出段安装长度/mm 110 电动机中心高度/mm 160 电动机外形尺寸长*宽*高/mm 600*325*3353.2运动及动力参数的计算1各轴转速计算（1）实际总

7、传动比及各级传动比配置：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比: i=nmnw=72052.52=13.70 （2）各轴转速：蜗杆轴转速：n1=720r/min蜗轮轴转速：n2=52.52r/min2各轴输入功率计算蜗杆轴功率：= *=4×0.99=3.96kW蜗轮轴功率：= *=5.39×0.8×0.99=3.14kW卷筒轴功率：= *=3.14×0.99×0.96=2.98kW3各轴输入转矩计算电动机轴：T=9550=9550×472053.06Nm蜗杆轴：= T×i××5

8、2.52Nm蜗轮轴：= ×i×570.96Nm卷筒轴：= ×i××541.87Nm表3-2 各轴动力参数表轴名功率P/kw转矩T/(Nm)转速n/(r/min)效率传动比i电动机轴453.067200.991蜗杆轴3.9652.537200.813.70蜗轮轴3.14570.9652.520.961卷筒轴2.98541.8752.52第四章. 传动零件的设计计算4.1选择蜗杆类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。4.2材料选择考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆

9、螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造。4.3按齿面接触强度设计根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。由机械设计式（11-12）则传动中心距为（1）确定轮上转矩按=4，效率为0.8，则 （2）确定载荷系数 因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数=1，由机械设计表11-5选取使用系数=1.0，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数=1.05，则 K=1×1.05×11.05（3）确定弹性影响系数因为

10、选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故（4）确定接触系数先假设蜗杆分度远直径和传动中心距的比值为=0.35，从机械设计图11-18中查得=2.9（5）确定许用接触应力H根据蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从机械设计表11-7查得蜗轮的基本许用应力 =268MPa。应力循环次数N=60=60152.56（810365）=9.20寿命系数 =0.76 ，则=0.76268=203.68MPa（6）计算中心距a=取中心距a=180mm，因为=13.7，故从表11-2中选取模数m=6.3 mm，蜗杆分度圆直径d1=63mm，

11、这时d1/a=0.35，与假设相近，从机械设计图11-18中可查得=2.9=，因此以上计算结果可用。4.4蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸蜗杆轴向齿距Pa1=3.14×6.3=19.792mm；直径系数q=10.00；齿顶圆直径=63+1×2×6.3=75.6mm；齿根圆直径=63-2×（1×6.3+0.2×6.3）=47.88mm；分度圆导程角=30.96°（右旋）；轴向齿厚=19.792÷2=9.896mm。蜗轮蜗轮齿数：=53；变位系数=-0.1032；验算传动比：=13.25，这时传动误差为=3.3%5%是允

12、许的。30.96°（右旋）蜗轮分度圆直径：；蜗轮喉圆直径：=+=376+2（1-0.1032）6.3=345.2mm；蜗轮齿根圆直径：=+=333.9-2（1+0.25+0.1032）6.3=316.85mm；蜗轮咽喉母圆半径：=a-=180-345.2=3.8mm；蜗轮轮缘宽度：b=72mm。4.5 校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数=根据=-0.1032，=84.059，从机械设计图11-19中可查得齿形系数2.28螺旋系数=许用弯曲应力 =从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa寿命系数 =560.6051=33.89MPa所以=56MPa<

13、;,弯曲强度校核满足要求。4.6 验算效率已知=30.96°，=，与相对滑移速度有关从机械设计表11-18中用插值法查得=0.0289，=1.655°代入上式得大于原估计值，因此不用重算。4.7热平衡计算1估算散热面积AA=2验算油的工作温度ti室温：通常取。散热系数=1417.5：取Ks=17.5 W/(·)；啮合效率；轴承效率0.980.99，取轴承效率 2=0.99；搅油效率0.940.99，搅油效率3=0.98；=1×2×3=0.88×0.99×0.98=0.8556.7780油温未超过限度4.8精度等级公差和表面粗

14、糙度的确定考虑到所涉及的蜗杆传动是动力传动，属于机械减速器。从GB/10089-1988圆柱蜗杆，蜗杆精度中选择38级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造贴心采用H7/r6配合，并加轴肩和螺钉固定（螺钉选用6个）。第五章. 轴的设计计算及校核5.1蜗杆轴的设计及校核图5-1 蜗杆轴草图（1）选择轴的材料及热处理考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要向蜗轮传递转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，调质处理。查机械设计（表15-1）硬度HBS=217 255Mpa，强度极限=64

15、0 Mpa，=355Mpa，=275Mpa，=155Mpa，=60Mpa。（2）求蜗杆轴上的功率、转速和转矩由第3章可知 ，。（3）求作用在蜗杆上的力因已知蜗杆的分度圆直径为63mm，则切向力 轴向力 径向力 （4）初步确定轴的最小直径查机械设计（表15-3）先初步校核估算轴的最小直径，取A。=115（5）轴的结构设计1初选轴承初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故选用角接触球轴承；参照工作要求并根据=55mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承。查机械设计课程设计（表5-11）初选型号为7211C，其尺寸为d×D×B=55mm&

16、#215;100mm×21mm。2各轴段径向尺寸确定初估轴径后,就可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段I-II为最小端,故该段直径为42mm。III-IV段安装轴承，故该段直径为55mm，为了设计的需要，考虑安装密封装置，设计II-III段的直径为50mm。IV-V段为挡油环提供轴向定位，选直径为64mm，取V-VI段直径为50mm。VI-VII段为蜗杆，直径是蜗杆的分度圆直径为80，-直径和V-VI段一样为50mm。-直径和IV-V一样，选直径为64mm，-段是安装轴承，所以选直径为55mm。3各轴段轴向尺寸确定I-II段安装联轴器，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上

17、而不压在轴的端面上，故I-II段的长度可取107mm。II-III段装端盖，长为80 mm。轴段III-IV的长度为30mm。轴段IV-V装长度为10mm。V-VI段的长度为70，查机械设计（表11-4 b1（12.5+0.09z2）m），计算得出VI-VII的长度为140 mm，-长度为60mm，而-段的长度为10mm，-的长度为44mm。4轴上零件的周向定位为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴径选用H7/m6配合，轴承外圈与套杯采用H7/k6的配合，联轴器与轴采用A型普通平键联接，键的型号为键宽b*键高h 12*8 GB1096-79,键长100mm。5轴上倒角与圆角为保证7211C轴承

18、内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴环圆角半径为1.5mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准机械设计（表15-2），轴的左右端倒角均为1.6*45°。（6）按弯扭合成校核高速轴的强度在确定轴承支点位置时，查机械设计手册得7211C角接触球轴承的a=20.9mm，由查机械设计（图15-23）a=l/3因此，做出简支梁的轴的跨距为312mm。切向力 轴向力 径向力 绘出轴的计算简图 5-2(a)图 绘制垂直面弯矩图 5-2(b)图轴承支反力：NN 计算弯矩：截面C右侧弯矩 截面C左侧弯矩绘制水平面弯矩图 5-2(c)图轴承支反力：截面C左侧弯矩 截面C右侧弯矩 绘制合

19、成弯矩图 5-2(d)图 绘制转矩图 5-2(e)图 N.m 绘制当量弯矩图 5-2(f)图转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6，截面C处的当量弯矩为 校核危险截面C的强度，安全。 图5-2 高速轴的弯矩和转矩(a)轴的结构 (b)受力简图 (c)水平面的受力和弯矩图(d)垂直面的受力和弯矩图 (e)合成弯矩图 (f)转矩图 (g)计算弯矩图5.2蜗轮轴的设计(1)蜗轮轴的设计5-3 蜗轮轴草图（2） 求作用在蜗轮上的力已知蜗轮的分度圆直径为=6.3×53=333.9mm，所以得=，。 （3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45刚，调质处理。根据机械设计式15-2，取A。=1

20、15，于是得。（4） 轴的结构设计1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段I-II为最小端,装轴承，故该段直径为55mm。为了设计的需要，考虑轴的轴向定位，设计II-III段的直径为60mm。III-IV段为齿轮的轴向定位提供轴肩，取设计直径为72mm。IV-V段安装蜗轮，故该段直径为60mm，齿轮左端用套筒定位。V-VI段装套筒和轴承，直径和I-II段一样为55mm。-段安装轴承端盖，采用毡油封，所用直径为50mm。-安装联轴器，故该段直径为42mm。2各轴段长度的确定I-II段长为轴承的宽度为22mm。II-III段长度为为20m

21、m, III-IV段为轴间的长度为10mm。IV-V装蜗轮，长为140mm。轴段V-VI的长度为35mm。轴段-装轴承端盖，长度为60mm。齿轮宽加齿轮间隙为75mm。-段的长度为小齿轮的轮毂的长度为107mm。3轴上零件的周向定位为了保证良好的对中性，蜗轮与轴选用A型普通平键联接，键的型号为25*14 GB1096-79,键槽用键槽铣刀加工，键长为125mm；同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，所以选择蜗轮与轮毂的配合为；联轴器与轴采用A型普通平键联接，键的型号为键宽b*键高h 14*9 GB1096-79，键长为100mm；轴与轴承内圈配合轴径选用H7/m6的配合。4轴上零件的周向定位

22、为保证7211C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1.5mm。其他轴肩圆角半径分别由具体轴径而定。根据标准轴的左端倒角均为2*45°，右端倒角均为1.6*45°。第六章. 箱体的设计6.1箱体的基本结构设计参考机械设计手册V5m/s，采用下置剖分式蜗杆减速器。6.2箱体的材料及制造方法：选用铸铁HT100，砂型铸造。6.3铸铁箱体主要结构尺寸和关系表6-1 铸铁减速器箱体主要结构尺寸参数名 称称 号一级齿轮减速器计算结果箱座壁厚0.04a+3mm8mm12箱盖壁厚10.8511箱座凸缘厚度b1.518箱盖凸缘厚度b11.5117箱座底凸缘厚

23、度b22.530地脚螺钉直径df0.036a+12mm22地脚螺钉数目nn =(L+B)/(200300)4轴承旁连接螺栓直径d10.75 df18箱座与箱盖连接螺栓直径d2(0.50.6) df14连接螺栓d2的间距l125200mm160轴承端螺钉直径d3按选用的轴承端盖选用或(0.40.5) df12窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4) df8定位销直径d(0.70.8) d212df、d1 、d2至外机壁距离c1见表230,24,20df 、d1 、d2至缘边距离c2见表226,22,18轴承旁凸台半径R1c226凸台高度h根据低速轴承座外径确定55箱机壁到轴承端面距离l1c1+ c2

24、+(510)mm55箱座底部凸缘宽度l2+ c1+ c2+(510)mm77蜗轮齿顶圆与内箱壁距离11.215蜗轮端面与内箱壁的距离212蜗杆箱体轴承座孔的轴向长度lcLc=（11.2）D，D为轴承孔120箱座肋厚mM0.8511箱盖肋厚m1M10.8510轴承端盖外径D2轴承座孔直径+(55.5) d3166轴承端盖凸缘厚度e(11.2) d315轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准210表6-2 凸台及凸缘的结构尺寸螺栓直径M6M8M10M12M14M16M18M20M22C1min121416182022242630C2min 101214161820222426

25、沉头座直径152024283234384244第七章轴承等相关标准件的选择7.1轴承的选择（1）减速器轴承选取高速轴选用 7208C和7208AC；低速轴选用 7212C。表7-1 减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）内径d外径D宽度BDaminDbmaxramax轴 承7208C408018477317208AC4011027501001.27212C6011022691011.6（2）高速级轴承寿命验算1） 预期寿命（一年按300天工作日计算）要求使用寿命L=小时2） 寿命计算高速轴使用7208C和7208AC型角接触球轴承7208C:，=38.5KN，=28.

26、5KN7208AC:，.2，=36.8KN，=27.2KN其中：轴颈d=40mm，转速n1=960r/mi。由于如图所示的轴的结构，轴的左端是安装单个轴承，而右端由于套杯的作用，且要安装两个轴承，经过受力分析，单个轴承端所受的力较大，且轴承的安装结构为一端游动，一端固定支撑的。单个轴承的（即7208AC）那端所受的力大，所以校核取这个位置校核即可径向载荷 Fr=1820,53N，轴向载荷 Fa=5001.86N。确定e的值： 查表16-12得e=0.50。由于B端轴承相对于A端轴承受载较大，所以要对B段进行校核， 查机械设计表13-5得，X=0.44,Y=1.12。由机械设计式13-8a得P=

27、fp（XFr+YFa）=1*（0.44*905.40+1.23*3434.17）=4622.41N即将轴承在受径向载荷和轴向载荷时的寿命转化为只承受纯径向载荷时的寿命，根据机械设计式13-5，有Lh=求得的值远大于预期寿命，所以这个减速器的高速轴正常使用，工作10年不需要更换换轴承。7.2联轴器的选择（1）输入轴联轴器的选择查机械设计（表15-3）初估轴的最小直径，取A。=115，。输入轴通过联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴直径d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，查机械设计表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.3，则：=6

28、8.25m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计（表6-8），选用HL3（JB42*84 GB5014-85）弹性柱销联轴器，其公称转矩为630Nm，半联轴器的孔径d=42mm，孔长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。（2）输出轴联轴器的确定 同理，查机械设计（表15-3）初估轴的最小直径，取A。=112，于是得。输出轴通过联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴直径d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，查机械设计表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.3，则：=672.1m按照计算转矩应小

29、于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计（表6-8），选用HL4（JB42*84 GB5014-85）弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm，半联轴器的孔径d=48mm，孔长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。7.3螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用：螺栓GB/T5780-2000 M8*20 数量为3个；GB/T 5780-2000 M12*60 数量为20个；GB/T 5780-2000 M14*60 数量为4个；GB/T 5780-2000 M18*140 数量为4个。螺母GB/T 41-2000 M14

30、数量为4个；GB/T 41-2000 M18 数量为4个。螺钉M30*2JB/ZQ4450-86 数量为1个7.4销，垫圈垫片的选择选用销GB117-86，B8*30,数量为1个；选用垫圈GB93-87,数量为1个；选用石棉橡密封圈2个；选用08F调整垫片 4个。7.5键的选择和强度校核（1） 高速轴键联接的选择和强度校核高速轴采用蜗杆轴结构，因此无需采用键联接。（2）低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核选用普通平键（A型）按低速轴装蜗轮处的轴径d=60mm，以及轮毂长 =140mm，查机械设计表6-1，选用键22×14 GB109679，键长125mm。强度校核键材料选用45钢，查

31、表知，键的工作长度mm，mm，按公式的挤压应力，小于，故键的联接的强度是足够的。同理可以证明联轴器处装键也满足强度要求有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图。第八章减速器结构与润滑等概要说明在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。8.1减速器的结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式，具体结构详见装配图。8.2速

32、器的润滑蜗轮传动部分采用浸油润滑, 查机械设计课程设计，润滑油的粘度为118cSt（100°C）。轴承采用脂润滑，查机械设计课程设计润滑脂的牌号为ZL-2。蜗轮圆周速度v<5m/s所以采用浸油润滑；轴承采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H1 对于蜗杆下置一般为（0.75 1）个齿高，但油面不应高于蜗杆轴承下方滚动体中心，取浸油深度H1为10mm。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热，取油池深度H23050mm。换油时间为半

33、年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-CKB 150号工业齿轮润滑油。8.3密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。（1）轴伸出处的密封作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。（2）轴承内侧的密封该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。（3）箱盖与箱座接合面的密封的接合面上涂上密封胶。8.4附件的设计（1）窥视孔盖和窥视孔为了检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合的位置并且有