蜗轮减速器设计说明书

1、二、传动方案的拟定与分析由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆减速器。先通过粗略计算确定方案为蜗杆下置式，它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V4-5 m/s,这正符合本课题的要求。三、电动机的选择1、电动机类型的选择按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380，型号选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择1）传动装置的总效率：通过指导书查表得知各传动件的传动效率；1（弹性联轴器）0.9942（刚性联轴器）0.993（滚动轴承） 0.994（蜗轮蜗杆） 0.82所以得知总传动效率；总1×2×3×40.

2、798注：由指导书知，蜗杆传动效率4中已经包括了蜗杆轴上一对轴承的效率，所以蜗杆上轴承效率损失不再计算）2）电动机所需功率：P（电机功率）P（工作机功率）总1.44Kw3、电动机转速的确定；由任务书要求知n（输出轴）=30.5 r/min。按机械设计教材推荐的传动比合理范围，取一级蜗杆减速器传动比范围i（减速器）=1040，则总传动比合理范围为i总=1040。故电动机转速的可选范围为： n(输入轴)= i总×n（输出轴）=（1040）×30.5=3051220符合这一范围的同步转速有750、1000 r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四

3、种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。4、确定电动机型号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Y100L-6。其主要性能：额定功率1.5Kw；满载转速940r/min；额定转矩2.0。总=0.7987P（电机动轴）=1.44Kwn（输出轴）=30.5 r/minn(输入轴) =3051220 r/min电动机型号Y100L-6四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比由于采用一级减速，所以总传动比为i总=n（输入轴）n（输出轴）=94030.5=30.8五、动力学参数计

4、算1、计算各轴转速 n（输入轴）=940 r/min； n（输出轴）=30.5 r/min；2、计算各轴的功率P（电机轴）=1.44KwP（输入轴）=Pd×1=1.44×0.994=1.43Kw；P（输出轴）=P(输入轴) ×4=1.43×0.82=1.17Kw；P (工作机轴)=P（输出轴）×3×2=1.17×0.99×0.99=1.15Kw3、计算各轴扭矩T(电机轴)= 9.55×106 P（电机轴） n（电机轴）=9.55×1061.44940=14.5 N·m；T(输入轴)=

5、9.55×106 P（输入轴） n（输入轴）=9.55×1061.43940=14.4 N·m；T(输出轴)= 9.55×106P（输出轴） n（输出轴）=9.55×1061.1730.5=360 N·m；T(工作机轴)= 9.55×106P（工作机轴） n（工作机轴）=9.55×1061.1530.5=350 N·m；i总=30.8n（输入轴）=940 r/minn（输出轴）=30.5 r/minP（电机轴）=1.44KwP（输入轴）=1.43KwP（输出轴）=1.17KwP (工作机轴) =1.15K

6、wT(电机轴) =14.5 N·mT(输入轴) =14.4 N·mT(输出轴) 360 N·mT(工作机轴) =350 N·m 六、 传动零件的设计计算1、选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用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。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,而轮芯用灰铸铁HT100制造。3、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

7、齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由公式（11-10） m2d1KT2(480Z2H)2(1)确定作用在蜗杆上的转矩T2（输出轴）按Z1=2，估取效率=0.82,则T(输出轴)= 9.55×106P（输出轴） n（输出轴）=9.55×1061.1730.5=360 N·m；(2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数K=1;由教材P253表115选取使用系数KA=1.0由于转速不高,冲击不大,可取动载系数Kv=1.08;则由教材P252 K=KA×K×Kv=1.08(3)确定弹性影响系数ZE因选用

8、的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故ZE=160。(4)确定蜗轮齿数Z2Z2=Z1×i总=2×30.8=61(5)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,可从从教材P254表117查得蜗轮的基本许用应力=268MPa。由教材P254应力循环次数N=60jn2Lh=60×1×30.5×360×16×5=5.23×107所以寿命系数KHN=8107N=0.81则有=KHN×=217MP(6)计算m2d1KT2(480Z2H)2=1.08

9、15;3.6×105×（48061×217）2=511.2mm3因Z1=2,故从表11-2中取模数m=4，蜗杆分度圆直经d1=40mm,=11。186“ 取变位系数X2=-0.54、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 中心距a=(d1+d2+2X2m)/2=140mm(2) 蜗杆轴向齿距 Pa=m=12.56mm直经系数q=d1/m=10齿顶圆直经da1=d1+2ha1=40+2×4=48mm分度圆导程角=11。186”蜗杆轴向齿厚Sa=0.5m=6.28mm齿根圆直经df1=d1-2hf1=40-2(1+0.25)4=30mm(3) 蜗轮蜗轮分度圆直

10、径d2=mZ2=244mm蜗轮吼圆直经da2=d2+2ha2=248mm蜗轮齿根圆直经df2=d2-2hf2=230mm蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-0.5 da2=16mm 5、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数ZV2=Z2/cos3=64.69根据X2=-0.5,ZV2=64.69从教材P255图1119中可查得齿形系数YFa2=2.51螺旋角系数Y=1- 140=0.9192从教材P255知许用弯曲应力从教材P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56。由教材P255寿命系数KFN=91065.2×107=0.644F=56×0.644=36.0

11、86MPa F=(1.53×1.08×3.6×105×0.9192×2.54)/(244×40×4) =34.7F 可见弯曲强度是满足的6、验算效率已知=11.31°与相对滑动速度有关。VS=d1n160*1000*cos=2.01m/s从教材P264表1118中用插值法查得=0.034,V=1.94代入式中得=0.83,大于原估计值,因此不用重算。7、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/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择9级精度,侧隙种类为f,标注

12、为8f GB/T100891988。然后由参考文献5P187查得蜗杆的齿厚公差为 =71m, 蜗轮的齿厚公差为 =130m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6m, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6m和3.2m。8.热平衡核算(1) 估算散热面积 A=0.33（a/100）1.75=0.609（2）验算油的工作温度ti 室温t0通常取20° 散热系数Ks=17W/（m2×）ti=1000（1-）P1KSA+t0=37.9°85°所以合格七、轴的设计计算Ø 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据教

13、材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=100 dA0(P2/n2)1/3=100(1.5/940)1/3=11.68mm考虑到有键槽，将计算值加大5% 故d12.27mm取d=25mm2、联轴器的选择（1）、类型选择为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱销连轴器。（2）、载荷计算计算转矩为TC=KTK工作机为带式运输机，所以K=1.5T=9550×1.5/940=15.24 N·m所以TC=1.5×15.24=22.86 N·m综合TC和电动机轴的轴径，选取联轴器型号为LH23、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部

14、分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。（2）确定轴的各段直径和长度I段：直径d1=25mm 根据联轴器型号，取L1=60mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.08×25=2mm直径d2=d1+2h=25+2×2=29mm,长度取L2=50 mmIII段：由于第三段是用于安装轴承，所以查表，最接近29的轴承内径为35.故定直径d3= 35mm 初选用7007C型角接触球轴承，其内径为35mm，宽度为14mm，并且采用套筒定位；故III段长：L3=20mm段：由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×35=2.8mm

15、d4=d3+2h=35+2×2.8=41mm长度取L4=4mm段：直径d5=30mm 长度L5=80mm段：由于第六段是蜗杆，所以直径d6=48 长度L6=140mm段：由于对称性所以 d7=d5=30mm,L7=L5=80mm段：同理d8=41mm，L8=4mm段：d9=35mm,L9=20mmT2（输出轴）=360 N·mK=1.08Z2=61=217MPa=140mmPa=12.56mmq=10da1=48mm=11。186”Sa=6.28mmdf1=30mmd2=244mmda2=248mmdf2=230mmrg2=16mmZV2=64.69YFa2=2.51F =

16、36.086MPaVS=2.01m/sti=37.9°85°d=25mmTC=22.86 N·md1=25mmd2=29mmd3= 35mmd4=41mmd5=30mmd6=48mmd7=30mmd8=41mmd9=35mmØ 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=100 dA0(P2/n2)1/3=100(1.15/30.5)1/3=33.98mm取d=58mm 考虑到有键槽，将计算值加大5% 故d35.68取d=40mm2、联轴器的选择（1）、类型选择根据

17、任务书要求选取刚性联轴器（2）、载荷计算计算转矩为TC=KTK工作机为带式运输机，所以K=1.5T=9550×1.15/30.5=360 N·m所以TC=1.5×360=540 N·m综合TC，选取联轴器型号为ML7。3、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，左轴承以轴承端盖和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，右轴承采用轴承端盖和轴承挡圈定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合。轴呈阶梯状，右轴承和轴承挡圈从右面装入，蜗

18、轮套筒，左轴承和链轮依次从左面装入。（2）确定轴的各段直径和长度I段：直径d1=40mm 长度取L1=90mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.09×40=3.2mm直径d2=d1+2h=406.447mm,长度取L2=50 mmIII段：直径d3=55mm 由GB/T297-1994初选用7011C型圆锥滚子轴承，其内径为55mm，宽度为18mm。故III段长：L3=40mm段： d4=62mm长度取L4=60mm段：直径d5=68mm L5=10mm段：直径d6=55mm L6=30mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=102mmTC=540 N·md

19、1=40mmd2=47mmd3=55mmd4=62mmd5=68mmd6=55mm（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=244mm求转矩：已知T2= TII=360N·m求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=2950 N求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=·tan=2950×tan200=1095N求轴向力Fa=×tan=590N受力图如下则通过材料力学知识有Fy1×102=Ft×50 得Fy1=1504NFy2×102=Ft×52 得Fy2=1446NFr

20、5;50+Fa×122=Fx2×102 得Fx2=1242.4NFx1×102+Fa×122=Fr×52 得Fx1=-147N做出弯矩,扭矩图如下=2950 NFr=1095NFa=590NFy1=1504NFy2=1446NFx2=1242.4NFx1=-147N分析可得合成力矩M=64.52+75=99 N·m由教材P373式（15-5）经判断取=0.6, ca=M2+(T)2W=9.9MPa前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。此轴强度足够ca=9.9MPa七、 输出轴滚动轴承的

21、选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：16×360×5=28800小时。角接触球轴承7001C型查轴承手册可知其基本额定动载荷=37.2KN基本额定静载荷=30.5KN。1、求两轴承受到的径向载荷和由上知Fr1=Fx12+Fy12=1511N Fr2=Fx22+Fy22=1906N2、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2以及轴承当量动载荷和对于7008C型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数,其值由的大小来确定,但现轴承轴向力未知,故先取e=0.4,因此估算Fd1=0.4×Fr1=604 N Fd2=0.4×Fr

22、2=762.4N Fa=590N因为Fd1FaFd2 故轴承2被压紧。则得Fa2=Fd1Fa=1194N Fa1= Fd1=604NFa1/Cor=0.019 Fa2/Cor=0.039查表的e1=0.3914 e2=0.415再计算Fd1=0.3914×Fr1=591.4 N Fd2=0.415×Fr2=790.4N Fa=590NFa2=Fd1Fa=1181N Fa1= Fd1=591.4N所以Fa1/Cor=0.0.193 Fa2/Cor=0.0387因为前后两次计算值相差不大，所以e1=0.3914 e2=0.415又因为Fa1/Fr1=0.3914=e1 Fa2/

23、Fr2=0.61e2所以由表13-5得 X1=1 Y1=0 X2=0.44 Y2=1.37 又因为轴承有轻微冲击，所以由表13-6查的fd=1.1则 P1= fd（X1Fr1+Y1Fa1）=1662.1N P2= fd（X2Fr2+Y2Fa2）=2702NP1P2，所以按轴承2的受力大小验算(3)验算轴承寿命 Lh=10660n2(cp)3=1.4×106h2.8×104h所以轴承合格，满足要求Fr1=1511NFr21906Ne1=0.3914e2=0.415X1=1 Y1=0 X2=0.44 Y2=1.37P2=2702NLh=1.4×106h十、键连接的选择

24、及校核计算1、连轴器与输入轴连接采用平键连接轴径d1=25mm，L电机=60mm查参考文献5P119选用A型平键，得：b=8 h=7 L=50即：键A8×50 GB/T1096-2003 l=L -b=50-8=42mm T=14400N·mm根据教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4×14400/25×4×42=13.7Mpa<p(110Mpa)合格2、输出轴与蜗轮连接采用平键连接轴径d2=62mm L1=60mm 查手册P51 选A型平键，得：b=18 h=11 L=50即：键A18×50 GB/T1096-2003l=L1-b=50-18=32mm T=360000N·mmp=4T/dhl=4×360000/62