蜗轮蜗杆齿轮减速器设计说明书

1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目：蜗杆 - 齿轮二级减速器学院（系）： 机械工程学院年级专业：学号：学生姓名：指导教师：目录一 . 传动方案的拟定1二电动机的选择及传动比确定11 性能参数及工况12 电动机型号选择1三运动和动力参数的计算31.各轴转速 32.各轴输入功率33.各轴输入转距3四传动零件的设计计算41 蜗杆蜗轮的选择计算42斜齿轮传动选择计算8五轴的设计和计算131. 初步确定轴的结构及尺寸132 3 轴的弯扭合成强度计算17六滚动轴承的选择和计算21七键连接的选择和计算22八、联轴器的选择22九减速器附件的选择23十润滑和密封的选择24十一拆装和调整的说明24十二 . 主要零

2、件的三维建模24十三 . 设计小结28十四参考资料29设计及计算过程一 . 传动方案的拟定本设计要求设计一台应用于带式输送机上的二级减速器，原动机为三相异步电动机，工作机为卷筒。输送机多用在室内，选用闭式齿轮传动，对于传动比较大的减速器，利用蜗轮蜗杆的大传动比可以使减速器尺寸结构紧凑，为提高承载能力和传动效率将蜗轮蜗杆传动布置在高速级，低速级用斜齿轮传动，可提高减速器的平稳性。初步估算蜗杆分度圆圆周速度，v 45 m/s ，采用蜗杆下置。整体结构如图1 所示 ：图 1 减速器机构简图二电动机的选择及传动比确定1性能参数及工况运输机皮带牵引力：F=2287N运输机皮带作速度：V=0.31m/s滚

3、筒直径： D=0.41m使用地点：室内生产批量：大批载荷性质：平稳使用年限：五年一班结果F=2287NV=0.31m/sD=0.41m2电动机型号选择根据室外使用条件，选择Y 系列三相异步电动机。运输机所需工作功率：FV2287 0.310.709PKww1000Pw=0.709Kw1000联轴器效率 1=0.99 ，轴承效率 2=0.99，一对斜齿轮啮合传动效率 3=0.97 ，蜗轮蜗杆啮合传动效率4=0.8 ，卷筒的效率=0.96 可得减速器总效率为5总243 450.7014总 =0.701412电动机所需功率电Pw0.7091.0108P电 =1.01KwP总0.7014KW卷筒轮转速

4、卷6010006010000.3114.45 / minn 卷 =14.45nDV360rr/min蜗杆齿轮减速器总传动比合理范围为:i 总 =6090所用电机转速范围n电n卷 i总14.45（60 90） 8671300.5(r / min)选取 Y100L-6 型号的电机，主要性能参数如表1：表 1 Y100L-6型电机性能参数电动机型号电动机额定功同步转速满载转速起动转矩最大转矩Y100L-6型号率（ Kw ） （ r/min ）（ r/min ）额定转矩额定转矩0n =1000Y100L1.510009402.02.2r/min-6nm=940r/min总传动比为i总n额94065.0

5、5i 总 =65.05n卷14.45齿轮传动比 i2=（ 0.040.07） i总，所以齿轮传动比范围为i齿（0.04 0.07） 65.052.602 4.5535i总i 齿i蜗，则 i蜗i总 /i齿14.29 25，蜗i 蜗 =20根据i 齿 =3.25杆取两头，则传动比在 1532范 围 内 。 可 取 i蜗=20，i齿i总 / i蜗65.05 / 203.25三运动和动力参数的计算设电机轴为 0 轴，蜗杆为 1 轴，蜗轮轴为 2 轴，齿轮轴为 3 轴 , 卷筒轴为 4 轴。1. 各轴转速n0=n1=nm =940 r / minn2=nm / i1= 940/20= 47 r / mi

6、nn3=n4=n2 / i2= 47/3.25= 14.45r / minn1 =940r / minn2 =47r/ min n3 =14.45 r/ min2. 各轴输入功率：P0=1.0108KwP1=P01=1.0108×0.99 =1.00KwP2=P12 4=1.00 ×0.99 ×0.80=0.79 KwP3=P22 3=0.79 ×0.99 ×0.97=0.76 KwP4=P31 2=0.76 ×0.99 ×0.99=0.75 Kw3. 各轴输入转距：T0=9550×P0/n m=9550×

7、;1.0108/940=10.27 N ·m T1=9550×P1/n 1 = 9550×1.00/940=10.1 7 N· m T2=9550×P2/n 2=9550×0.79/47=161.04 N · mT =9550×P/n3=9550 × 0.76/14.45=502.99 N ·m33T4=9550×P4/n 4 = 9550×0.74/14.45=492.99 N· m表 2运动及动力参数轴号功率 P（Kw ） 转矩 T(N ·m)转速 n

8、传动比 i（ r/min)电机轴1.010810.27940-1 轴1.0010.17940202 轴0.79161.04473.253 轴0.76502.9914.45卷筒轴0.75492.9914.45-P1 =1.00KwP2 =0.79KwP3 = 0.76KwP4 = 0.75KwT0 =10.27N· mT1 =10.17N· mT2 =161.04N· mT3 =502.99N· mT4 =492.99N· m蜗轮计算公式和有关数据皆引自机四传动零件的设计计算械设计第1蜗杆蜗轮的选择计算102页 113页（ 1）选择蜗轮蜗杆类型、

9、材料、精度等级考虑到蜗杆传递功率不大，速度不高，故蜗杆选45 号钢，调质蜗杆材料用处理， HB=240，选用普通的阿基米德蜗杆。初步估计蜗杆相对滑动45 钢，蜗轮速度选用铸造锡v 5.2 104 n 3T青铜s12ZCuSn10Pl 蜗5.2 10 43 161.04 2.66m / s940m / s杆传动精度 8故蜗轮齿冠选用铸造锡青铜ZCuSn10Pl，砂型铸造 b=220MPa，级 s=140MPa。蜗轮轮心选用 Q235，砂模铸造。Z1 =2选用 8 级精度。Z2 =40（ 2）确定蜗杆头数和蜗杆齿数根据蜗轮蜗杆传动比i 1=20，选取蜗杆头数Z1=2，则蜗轮齿数Z2=i 1

10、3; Z1=2×20=40（ 3）按齿面接触疲劳强度进行计算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。计算公式m3q 9.47cos kT (ZE)2K=1.052 Z2HKA=1载荷系数 K=KA· K· KV =1 x1.05 x1=1.05K =1.05Kv =1查机械设计课本表 7-6得载荷平稳 KA =1，设载荷为变载荷，则K=1，设蜗轮圆周速度v23m/s， KV =1.05查机械设计课本表 7-7得 9.47cos =9.26ZE=155弹性系数 Z E= 155MPaMPa由表 7-9 得应力循环次数H

11、147.23N=60nt=60 ×47×300×8×5=4.17×10 7MPa1070.8 220 8107147.23MPaH 0.8 b 8107N4.17将数据代入上式可得3mq=1084.633，mm， m=5d1 =40mm，q=81552m3q 9.26 1.05 161.0391084.63mm340147.23查机械设计课本表7-4 ，取33mq=1000mm，m=5， d1 =40mm，q=8(4).计算蜗轮圆周速度、相对滑动速度、传动效率蜗轮圆周速度n2mZ 2475 40v21000600.492m / s601000相

12、对滑动速度v20.4922.028m / svssin14.04sin其中Z1214.04arctanqarctan8啮合效率=0.82tantan14.040.8383tan(v)tan(14.042.57 )其中当量摩擦角v 由 Vs 查机械设计课本表7-10 得搅油效率 2取为 0.99 ，滚动轴承效率3 取为 0.99/对。总效率 = 1 2 3=0.8383 × 0.99 × 0.99=0.82(5) 复核 m3q3( Z2ZE2m q9.47coskT2H)0.8215529.47cos14.041.05161.039400.8147.23d 2 =200mm1

13、112.43mm31000mm3（ 6）计算中心距a1 =120mm蜗轮分度圆直径d 2mZ2540200mm传动中心距140200a1(d1 d 2 )120mm22（ 7）校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度蜗轮齿根抗弯校核公式F1.64KT2 YF YF d1 d2 mK、 T2、 m、和 d1、 d2 同前，当量齿数Zv=Z 2/cos 3=41.52查机械设计课本表7-8得齿形系数 YF1.76螺旋角系数Y1140=114.04=0.8997140许用弯曲应力计算公式(0.25s0.08b )9 106FN 2其中 s140MPab220MPaN 260 n2 t260478300 5 12.3

14、5 107将数据代入许用弯曲应力计算公式得(0.25s 0.089106Fb )N 2(0.251400.08220)910612.3510 730.80MPa齿根弯曲应力F 1.64 1.05 161.04 1.76 0.899740 200 510.98MPa<30.80MPaYF =1.76Y0.8997F30.80MPa蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度。(8) 热平衡核算减速器润滑油工作油温1000 P (1)1tt0K d A其中室温t 0=20， =0.82 ，P1=1.0Kw，考虑到减速器用于室外取 Kd=15W/（ m2·）箱体散热面积a1.75

15、1201.75A0.330.330.45m2100100则工作油温为t1000(10.82)1.046 C80 C20150.45油温满足温度要求。（ 9）计算蜗杆传动其他尺寸齿顶高ha1ha m155mm全齿高h1 2ha mc m2150.2511mm1）、蜗杆齿顶圆直径da1d12ha m402 1550mmdd12ham2c m齿根圆直径f 14021520.2528mm蜗杆螺旋部分b12mZ212 5401 64.03mm取 b1=64mm蜗杆轴向齿距PxPm3.14515.7mm蜗杆螺旋线导程Z P215.731.4mma1x2）、蜗轮喉圆直径dd22mh20025 1 210mm

16、a 2a齿根圆直径df 2 d12m(hac )200251.2188mm蜗轮外径de 2da2m2105215mm喉圆母圆半径rg 2 ada 21202102215mm油温满足温度要求ha 15mmh111mmda150mmd28mmf 1b164mmPx15.7mmPa31.4mmda 2210mmdf 1188mmde 2215mmrg 215mmb235mmb22m(0.5q 1) 2 5 (0.5 8 1)齿轮计算公齿宽式和有关数35.3mm据皆引自机取 b235mm械设计第2斜齿轮传动选择计算75 页 100 页（ 1）选择材料、热处理方式及精度等级对于一般动力传递， 选用 8

17、级精度斜齿轮， 小齿轮材料为45 钢， Z3 =30调质处理，齿面硬度为HB3=240，大齿轮材料为 45 钢，正火处理，Z4 =98齿面硬度为 HB=200， HB-HB =40，热处理方式合适。434（ 2）初步确定大小齿轮齿数根据小齿轮齿数推荐范围2040，取 Z3=30，则大齿轮齿数为Z 4 i 2 Z3 3.2530 97.5 取 Z4=98，则实际传动比为Z 498u3.27Z 330传动比误差u i 23.27 3.25100%0.51%i 23.25在允许的范围内。(3) 初算传动主要尺 寸对于闭式软齿面齿轮，按接触疲劳强度设计3122KT 2 uZHZEZ Zd3udH1)

18、确定载荷系数查机械设计课本表 6-4 ，考虑微振工况取 K A=1查机械设计课本图 6-11b 取 K V=1.01初步取螺旋角 =15 , 端面重合度1.88 3.2 11cosz3z411cos15 1.681.88 3.29830u3.27KA=1KV=1.011.682.05轴向重合度b sind Z 31 30mntantan15 2.05其中d 查机械设计课本表6-7 取 d 0.8总重合度3.73查机械设计课本图6-13 取K1.45查机械设计课本图6-17 取 K1.12 则K KAKVK K 1 1.01 1.45 1.12 1.642) 材料的弹性系数查机械设计课本表 6-

19、5 得 Z E=189.8 MPa3) 节点区域系数由 =15 ，查机械设计课本表 6-19 取 Z H=2.42 4）重合度系数4Z(1)3其中>1，取=1，则1Z0.771.685）螺旋角系数Zcoscos150.9836）接触疲劳强度极限查机械设计课本图 6-27(c) 取 Hlim3=590MPa 查图 6-27 （ b）取 Hlim4=470MPa7）计算应力循环次数N 360n3 jL h60471 830053.381073.73K1.45K1.12K1.64ZE=189.8MPaZH=2.42Z0.77Z0.983Hlim3590MPaHlim4470MPa7N3 =3.

20、38 × 107N4 =1.04 × 10K HN31.25K HN41.3N 33.384107H 3737.57MPaN 43.251.0410u查机械设计课本图6-25 得接触疲劳寿命系数KHN3=1.25 ，H611KHN4 =1.3MPa8）计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1(失效概率为1%)H 3KHN 3H lim31.25590737.5MPaH 4KHN 4H lim41.3470611MPa取611HMPa9) 试算小齿轮分度圆直径d13221.64161.0393.251189.82.420.770.98d10.83.2561167.143mm（ 4

21、）确定传动尺寸1）校核圆周速度vd3n267.14470.165m / s6010006010002）修正载荷系数vZ30.16530100100=0.0495m / s查机械设计课本图6-11b 得 K 'V1.03）校正分度圆直径33'Kv '67.141.066.92mmd3d31.01Kv4）确定模数计算法向模数m nd3 'cos66.92cos15Z3302.15mm取标准值mn2.5mm5）计算中心距K 'V1.0d'3 66.92 mmm n2.5mma=165mmmn Z3Z42.5(3098)165.64 mma2cos152

22、cos15.45o圆整取 a=165mm6）按圆整后的中心距修正螺旋角mnZ3Z 42.530 9815.45arccos2aarccos2165值改变不大，故不必对相关参数进行修正d1 =77.81mm7）确定传动尺寸d1mnZ32.53077.81mmd2 =254.18mmcoscos15.45omn Z42.598b3 =70mmd2254.18mmb4 =63mmcoscos15.45o8) 计算齿宽bdd30.877.8162.25mm43圆整取 b =63mm， b =70mm（ 5）校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度校核公式F 32KT2YFa3YSa3Y YF 3bd3mn

23、F 3YFa 4YSa4F 4F 2YFa 3YSa31）计算重合度系数Y=0.696Y0.750.750.6960.250.251.682）计算螺旋角系数Y=0.736Y1120o1 2.0515.45o0.736120o3) 计算当量齿数zV3=33.50zV 3z33033.50cos3cos3 15.45zV 4z498109.44cos3cos3 15.454) 查取齿形系数查机械设计课本图6-21 得 YFa3=2.55， YFa4=2.185）查取应力集中系数查机械设计课本图6-22 得 YSa3=1.62， YSa4=1.826）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数查机械设计课本图6

24、-28b 。 6-28c得 Flim3=450MPa， Flim4=390MPa查机械设计课本图6-26 得寿命系数KFN1=KFN2=17）计算弯曲疲劳许用应力 F=KFN· Flim/S取安全系数S=1 (取失效概率为1%) 则F31 450450MPa F4 1 390 390MPa8）计算弯曲应力F 321.64161.042.551.620.6960.7367077.812.575.62MPaF 375.622.181.82F 42.551.6272.63MPaF 4齿根弯曲疲劳强度满足条件。（ 6）计算齿轮传动其他尺寸端面模数mtmn2.5cos2.59 mmcos15.

25、45齿顶高hh m12.52.5mmaan齿根高hf(hac )m1.25 2.53.125mmnzV4=109.44YFa3=2.55YFa4=2.18YSa3=1.62YSa4=1.82Flim3450MPaFlim4390MPaKFN1=KFN2=1S=1F3 450MPa F4 390MPa齿根弯曲疲劳强度满足条件mt 2.59mm ha 2.5mmhf3.125mmc0.625mmda 382.81mmda 4259.18mm齿顶隙cc mn0.252.50.625mm齿顶圆直径da 3dd32ha77.8122.582.81mmd42h254.1822.5 259.18mma 4a

26、齿根圆直径dd2h77.8123.12571.56mmf 33f3.125247.93mmdd42hf254.18 2f 4五轴的设计和计算1. 初步确定轴的结构及尺寸（ 1）蜗杆轴设计及计算下图是蜗杆轴与蜗杆材料一致选择45 号钢调质处理，HB=240，考虑到蜗杆为下置，有轴向力，所以选用一对角接触轴承，一个深沟球轴承，一端固定，一段游动，稀油润滑，橡胶密封。轴的结构设计如下图图 2 蜗杆轴的结构设计1）初算轴头按需用切应力初算d1df 371.56mmdf 4247.93mm轴的计算公式和有关数据皆引自机械设计第137 页 第157 页轴的材料选用常用的 45 钢，调质处理d1 =18mm

27、l 1 =42mmpdcnd2 =20mmd1 段直接与电机相连，不受弯矩，查机械设计课本表10-2 （l 2 =40mm）取 c=112 则3d11121.0011.43mm940轴颈上有单键，轴颈虚增大3%， d1=11.4 ×1.03=11.74考虑到蜗杆轴刚度较小，需增大轴径，取d =18mm1查机械设计指导手册 126 页选取 LT2 型联轴器l 1=42mm2）计算 d 、l22该段轴与联轴器想连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取d2=20mm， l 2 需伸出端盖 1520mm，由作图决定，作图后的l 2=40mm。3）计算 d 、l33

28、该段与圆螺母配合，考虑圆螺母的标准值。所以取 d3=25mm， l 3=17.4）计算 d 、l44该段与轴承配合，所以选取d4=30mm，选取 7206C 轴承，长度 l 4 为两个轴承宽度 16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，故 l 4=53mm5 ）计算 d5、l 5该段主要是固定溅油板所以取d5=36，其厚度为10，所以取l 5=56）计算 d 、l66该段为轴向固定溅油板，所以取d6=41mm，长度取 5mm。7）计算 d7、l 7该段为过渡段，取 d =34mm， l7由作图决定，取40mm。78）计算 d8、l 8该段与轴承配合，所以选取d8=30mm，选取 6206 轴承，长

29、度l8为轴承宽度 16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，故 l =32mm.8（ 2） 2 轴设计计算d3 =25mml 3 =17mmd4 =30mml 4 =53mmd5 =36mml 5 =5mmd6 =41mml 6 =5mmd7 =34mml 7 =40mmd8 =30mml 8 =32mm选用 45 号钢调质处理，HB=240，轴的结构设计如图3 所示。d2 =35mml 2 =40mmd1 =30mml 1 =55mmd3 =40mm图 3 轴 2结构设计1）初算轴头按需用切应力初算d2d4 =35mmdcpl 4=67mmnd段与蜗轮配合，受弯矩，查机械设计课本表10-2 取d

30、 =30mm25c=112 则l 5=42mm30.79d211228.69mm47考虑到轴上有单键， 需增大轴径 3%， d 2考虑到轴承内径为标准值，取 d2=35mml2 取决于蜗轮轮毂宽度，蜗轮轮毂宽度取L=1.2d2=1.2x35=42mm取 L=42mm，考虑到轴肩定位，所以取l 2=42-2=40mm2）计算 d1、l 1该段轴与轴承配合，所以取d1=30mm，选取轴承6206 ，考虑到脂润滑，轴承内侧断面距箱体内壁为812mm，取 10mm，齿轮断面距离箱体内壁取25mm，在考虑轴肩定位2mm，所以l 1=16+10+27+2=55mm。3）计算d3、l3d3 与 d2 的 过

31、 渡 轴 肩 为 定 位 轴 肩 承 受 轴 向 力 ， 所 以 取d3=d2+5=40mm， l 3 的长度影响到蜗杆轴承座与大齿轮是否干涉，由作图决定。4）计算 d 、l44d到 d过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d =344d3-5=35mm，长度由小齿轮宽度减去13mm的定位距离来确定，l 4=675) 计算 d5， l 5该段与轴承配合，取d5=30mm， l 5=42mm（ 3） 3 轴设计计算d1=45mm轴的材料选用常用的45 钢，调质处理 HB=240l 1=82mm轴的结构设计如下图d2=48mml 2=51mmd3=50mml 3=29mmd4=55mml 4=9

32、0mmd5=60mml 5=10mmd6=55mml 6=60mm图 4轴 3 的结构设计d7=50mm1）初算轴头l 7=45mm按需用切应力初算 d1pd cnd1 段直接与联轴器相连，不受弯矩，查机械设计课本表10-2 Ft=4139.31N取 c=112 则Fa =1563.07N3d11120.76F =1144.04N41.96mmr14.45考虑到轴上有键槽，需增大轴径， 取 d1=41.96 × 1.03=43.22mmd1 段轴不受弯矩，且考虑到与联轴器配合取d1=45mm查机械设计指导手册126 页选取 LT7 型联轴器取 l 1=82mm2 ）计算 d2、l 2该段轴与联轴器相连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取d2=48mm， l 2 需伸出端盖RA=1801.91520mm，由作图决定，作图后的l 2=51mm。N3）计算 d3、l 3d3 段与轴承配合，所以选