单级蜗杆减速器解读

1、攀枝花学院学生课程设计（论文）题 目：设计能够实现一定行程做直线运动的机构学生姓名： 学 号： 201010601049所在院 （ 系）： 机械工程学院专 业： 机械设计制造及其自动化班 级： 2010 级 四班指 导 教 师： 职称：2013年 3 月 1 日目录课题任务计划书1、目地及要求：、设计题目：、分析减速器结构电动机选择、选择电动机类型：、丝杠所需功率：、确定传动装置效率：计算传动装置总传动比和分配各级传动比1、齿轮齿条齿数初选：2 、传动装置总传动比：3 、分配各级传动比：计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速2 、各轴的输入功率：3 、各轴的转矩：传动件的设计计算1、V型传

2、动带的设计计算：1、确定计算功率：2 、选择普通 V 带型号：3 、确定带轮的基准直径 d并验算带速：、确定V带中心距a,并选择V带的基准长度Ld:5、验算小带轮上的包角：6、计算带的根数 Z：7、计算单根 V 带的初拉力的最小值 Fomin8、计算压轴力 Fp:9、设计结果：2、一级标准圆柱斜齿减速器计算：1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2、按齿面接触强度设计3、计算4、按齿根弯曲强度设计5、几何尺寸计算：3、蜗杆传动的设计计算：1、选择蜗杆类型2、材料选择3、按齿面接触强度设计4、蜗轮蜗杆的主要参数与几何尺寸5、校核齿根弯曲疲劳强度6、验算效率7、精度等级公差和表面粗糙度的确定8、蜗

3、杆传动润滑、课题任务计划书一、目地及要求： 机械设计课题的设计主要是培养学生的机械设计的综合能力。通过自己动 手，可以体会和巩固先修课程理论和实际知识， 同时还能学习如何运用标准、 规 范、手册等有关国家标准及技术手册， 更重要的是可以提高学生从机器功能的要 求、尺寸、工艺、经济和安全等诸多方面综合考虑如何设计的能力，从而树立正 确的设计思想。二，设计题目： A，设计一台减速器和 V 带传动装置： 1，减速器齿轮传动用圆柱斜齿齿轮； 2，减速器中要有蜗轮蜗杆（单头蜗轮蜗杆） ； 3，减速器中间轴受到的轴向载荷最小； 4，要求丝杠在 L 行程内做来回直线运动； 5，V 带传动要可靠，打滑不超过允

4、许的限度； B，已知条件： 丝杠行程 L=300 mm 丝杠轴向速度 V=120 mm/s 丝杠受到的推力 F=7500 NC，设计步骤： 1，选择电动机； 2，减速器外部传动零件设计； 3，设计减速器零件； 4，对减速器各轴进行机构设计，按弯扭组合验算轴的强度； 5，按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度； 6，选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命； 7，选择各键，验算输出轴上键连接的强度 ;8, 选择各配合尺寸处的公差与配合； 9，决定润滑方式，选择润滑剂； 10，绘制装配图和部分零件工作图。三，分析减速器结构 1，传动系统的中间作用： 介于原动机与从动机构之间，主要将原动机的运动和动力传给

5、工作机，在此 做减速作用，并协调两者的转速和转矩。2，减速器传动特点： 结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便等。电动机、 V 型带 和减速器并列， 横向和纵向面积偏大， 为了减小占地面积， 可以把电动机和减速 器放在 V型带的一侧。 为了使结构更为紧凑和合理， 高速级齿轮布置在远离转矩 输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形 部分抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。3，电机和工作机位置：电机和减速器安放在 V 型带的一侧，由于采用蜗轮蜗杆减速器，其输出端必 定会有高度位置上的差值，故输出端向右。4，传动系统简图如下：1、电动机； 2、V 带；3、

6、一级斜齿减速器； 4、蜗轮蜗杆减速器； 5、齿轮 齿条二 电动机的选择计算及说明1，选择电动机类型： 根据要求，工作件要连续单向直线运动，我们可以用丝杠的回转运动驱动工 作件的连续直线运动； 载荷平稳。选择 Y系列全封闭自冷式笼型三相异步电动机， 电压 380V/220V。2，丝杠所需功率：V=120mm/s=0.12m/sPm=FV=7500N 0.12mm/s=900W3，确定传动装置效率： 查表机械设计第八版第八章表 2 可得：A 、V带传动效率在 0.920.97 之间因此 V 带传动效率为 N1=0.94B 、单头闭式蜗轮蜗杆传动效率在 0.700.80 之间故效率取为 N2=0.7

7、5C 、一对滚动轴承的效率 N5=0.98共有 4 对滚动轴承 N3= N54D 、一级标准斜齿圆柱齿轮减速器的效率为 N4=0.98 由此：可以估算传动系统的总效率为N=N1N2N3N4=0.940.75 0.9840.98=0.6120285电动机工作时，所需要的功率Pn=Pm/N=900W/0.6120285=1.4705197KW网上查 Y 系列三相异步交流电动机选择：根据所需功率 Pn、考虑超载等工作情况，选择为 Y90S-2 型电动机，它的额 定功率 Pe=1.5KW，满载转速 n1=2840r/min 。三、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1、齿轮齿条齿数初选：V 型带传动比

8、范围 2-4, 一级标准斜齿圆柱齿轮减速器传动比范围 3-6 ，而蜗 轮蜗杆减速器要求用单头，则传动比直接选为 29 由此可得总传动比范围 174-696 齿轮齿条转速 V=120mm/，s 则有公式：2n dv1200 N为齿轮转速， d 为齿轮分度圆直径，则有： 总的传动比 i n1由以上两公式联立，根据总传动比范围来初选齿轮齿N条的齿数。 经核算齿轮齿数初选为 Z=1412、传动装置总传动比：电动机转速 n1=2840r/min i=n1/n=2840/16.26=174.66123、分配各级传动比：传动装置中有 V 型带和蜗轮蜗杆传动和一级标准斜齿圆柱齿轮减速器传动， V 型带传动的传

9、动比一般范围 24，而蜗轮蜗杆传动比范围 i=29 取一级标准斜齿圆柱齿轮减速器传动比 i2=3 蜗轮蜗杆传动比： i3=29 则 V 型带传动比： i1=2.0076 以上所选传动比，相关机构均能够达到。四、计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速V 型带传动比 i1=2.0076 ；蜗轮蜗杆传动比 i2=29 ；电动机转速为 2840r/min ； 由此可计算：小带轮转速 n1 n =2840/2.0076=1414.6244r/mini1一级标准斜齿圆柱齿轮减速器转速： n2 n =2840/3*2.076=471.54r/mini1 i2蜗杆蜗轮减速器转速： n3 n =2840/

10、3*29*2.0076=16.26r/mini1 i2 i32、各轴的输入功率： 按电动机的额定功率 Pe 计算各轴的输入功率：A、齿轮齿条的功率为： Pm=0.9KWB 、涡轮轴的输入功率： P1=Pm/0.982=0.9/0.982KW=0.93710KW C、蜗杆轴的输入功率： P2=Pm/0.75*0.983KW=0.9/（0.75 0.983）KW=1.27498KWD 、斜齿减速器输出轴的输入功率： P3=Pm/0.75*0.985KW=1.32755KWE 、斜齿减速器输入轴的输入功率： P4=Pm/0.75*0.987KW=1.38229KWF 、电动机转轴的输出功率： P5=

11、Pm/0.75*0.94*0.987KW=1.47052KW3、各轴的转矩：A 、涡轮轴的输入转矩：T1=9550 P1/n3=9550*0.93710/16.26=550.39336NMB 、蜗杆轴的输入转矩：T2=9550 P2/n2=9550 1.27498/471.54=25.82188NMC 、斜齿减速器输出轴的输入转矩：T3=9550 P3/n2=9550 1.32755/471.54=26.88659NMD 、斜齿减速器输人轴的输入转矩：T4=9550 P4/n1=9550 1.38229/1414.6244=9.33173NME 、电动机输出转矩：T5=9550 P5/n=95

12、50 1.47052/2840=4.94488NM五、传动件的设计计算V型传动带的设计计算：（1）、确定计算功率： 计算功率是 Pca 是根据传递的功率 P和带的工作条件而确定的 Pc=KaPPc计算功率（） ； Ka_工作情况系数，查机械设计第八版表 87； P所需传递的额定功率（ KW）。设计工作情况为轻载启动、日工作时间 24 小时、载荷变动微小；由此取 Ka=1.3 所选电动机额定功率 1.5KW；可得：Pc=KaP=1.31.5KW=1.95KW（ 2）、选择普通 V 带型号 ：根据计算功率 Pc=1.8KW和电动机连接的带轮转速 n=2840r/min ，查机械设 计第八版图 81

13、1；选择 Z 型普通 V带。（ 3）、确定带轮的基准直径 d 并验算带速：A、初选与电动机连接带轮的基准直径 d1: 根据 V 带的带型，参考机械设计第八版表 8 6 和表 8 8 确定带轮的基准直径 d1;取带轮基准直径 d1=80mm。B、验算带速：根据式子V=( 3.14*d1*n1 )/(60*1000)=(3.14*80*2840)/(60*1000)m/s=11.90m/s因为 5m/sV30m/s，故所选带适合。C、计算小带轮的基准直径 d2:根据式子 d2=d1*i1=80*2mm=160mm根据表圆整 d2=160mm(4)确定 V带中心距 a, 并选择 V带的基准长度 Ld

14、: A、根据带传动总体尺寸的限制条件和要求的中心距，由式子0.7 (d1+d2)a2(d1+d2)初选中心距而：0.7 ( d1+d2) =0.7*240mm=168mm2(d1+d2)=2*240mm=480mm因此，初选中心距为 a=300mmB、计算相应的带长 Ld:由式子： Ld=2a+3.14*(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a =2*300+(3.14*240/2)+(1202)/(4*300)mm =982.13333mm则，有计算结果，根据表 82 选择带的基准长度 Ldo=1000mm.C、计算实际中心距：由式子 , 计算出实际中心距近似值： a1=a+(Ldo-Ld

15、)/2=300+(1000-982.1)/2mm=308.9mm 考虑到带轮的制造误差、 带长误差、 带的弹性以及因带的松弛而产生的补充 张紧的需要，中心距的变动范围：Min=a-0.015Ld=300-0.015*1000mm=285mmMan=a+0.03Ld=300+0.03*1000mm=330mm( 5)、验算小带轮上的包角：小带轮上的包角 b1 小于大带轮上的包角 b2；小带轮上的总摩擦力相应的小 于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能发生在小带轮上，应使b190( 6)、计算带的根数 Z：A、计算单根 V 带的额定功率 Pr:由 d1=80mm和 n1=2840r/min, 查表

16、 8-4a 得： Po=0.56KW.再根据 n1=2840r/min ，i1=2 和 Z型带，查表 8-4b 得：单根普通 V型带额定 功率的增量 Pg=0.04KW查表 8-5 得 Ka=0.96 查表 8-2 得： Kl=1.06则： Pr=(Po+Pg)*Ka*Kl=(0.56+0.04)*0.96*1.06=0.61056KWB、计算 V 带根数：Z=Pc/Pr=1.95/0.61056=3.1937取4根( 7)、计算单根 V 带的初拉力的最小值 Fomin 由表 8-3 得 Z 型带的单位长度质量 q=0.06kg/m，所以：Fomin=300*Pc*(2.5-Ka)/(Ka*Z

17、*V)+qV2=300*1.95*(2.5-0.96)/(0.96*4*11.90)+0.06*11.902=16.62N应使带的实际拉力 FoFomin。（ 8）、计算压轴力 Fp:计算压轴力的最小值为：Fpmin=2*Z*Fomin*sin（b1/2）=2*4*16.62*sin（165.16/2）=131.84N （9）、设计结果：选用 4 根 B-2800GB/T 1154-1997 的 V 带；中心距为 a1=308.9.2mm，带轮 直径分别为 d1=80mm和 d2=160mm，轴上压力 Fp=131.84N带轮选用 H 型孔板式，带轮宽度 B=（Z-1）e+2f=（4-1）*1

18、5+2*10mm=65mm式子中： Z槽轮数 e 槽间距 f 槽边距 槽轮角 r=38 与带轮配合的轴头长度 70mm，周向固定选用普通平键，轴向固定选用轴肩 和轴端挡环。2、一级标准圆柱斜齿减速器计算 （1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1、选用标准圆柱斜齿齿轮传动2、所设计传动为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB/0095 88）3、材料选择，由表 101 选择小齿轮材料 40Cr（调质），硬度为 280HBS， 大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，两者材料硬度差为 40HBS4、选小齿轮齿数 Z1=24，则大齿轮 Z2=725、选取螺旋角，初选为 =

19、14o（2）按齿面接触强度设计 根据式（ 10 21）试算：1 ZhZheh则：1 2 0.78+0.88=1.664计算小齿轮传递的转矩：9550 P 9550 1.382288 39.33 103 N mm1414.62445 由表 10-7 选择齿宽系数d =16 查表 10-6 材料的弹性影响系数1Ze 189MPa H H1 H 27 查图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H min1 600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hmin2 550MPa8 由式子 10-13 ，计算应力循环次数9N1 60n1 jLn 60 1414.6244 1 3 8 300 15

20、9.2 1099N1 9.2 109 9N21 3.07 109339由图 10-19 选取接触寿命系数KHN1 0.90KHN 2 0.9410 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式子 10-12 可得：h 1 K HN1 lim1 0.9 600 540MPaK HN2 lim20.94 550 517MPa11 许用接触应力540 517 528.5MPa3）计算1、试计算小齿轮分度圆直径 d，由计算公式：d1t3 2 1.6 9.30 4 189.8 2.433528.51 1.66 320.89mm2、计算圆周速度：60 100020.89 1414.62

21、44 3.10m/ s600003、计算齿宽 b及模数 Mntb d d1t 1 20.89 20.89mmMntd1t cos20.89 cos14Z1240.844h 2.25M nt 2.25 0.844 1.899b 20.8911.00h 1.8994、计算纵深：0.318 1 24 tan14 1.905、计算载荷系数 Kc已知使用系数 Ka 1 ，根据 V=3.10m/s，7 级精度，由图Kv =1.13 ，由表 10-4 查得 KH ，与查齿轮相同； KH =1.41K f 1.35 ；由表 10-3 查得： KhK f =1.2 故载荷系数：KhK f KKv 1 1.13

22、1.2 1.41 1.916、d1按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有式子20.89 311.961 22.16mm10-8 查得动载荷系数；由图 10-13 查得：10-10a 得：d1t计算模数 MnMn d1 cos 22.16 cos14 0.90mm7、Z124（4）按齿根弯曲强度设计由式子 10-17Mn2KTY1 cos2YFaYSadZ12F1、确定参数1 计算载荷系数K Kf K f K Kv 1 1.13 1.2 1.35 1.830 2 根据纵向重合度1.90从图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y 0.883 计算当量齿数Zv2cos3cos3 14Z272Z1c

23、os324 26.27cos3 1478.824 查取齿形系数 由表 10-5 ，查得：Yfa1 2.65Yfa2 2. 245 查表查取应力校正系数：10-5 查得：Ysa1 1.58Ysa2 1. 756由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFM0.85KFN 0. 887计算弯曲疲劳许用应力S=1.4 由式子 10-12 得：KFN1 FE1 0.85 500F 1 FN1 FE1 303.57MPaF 1 S 1.4KFN 2 FE2 0.88 380F 2 238.86MPaF 2 S 1.48计算大小齿轮 YFaYSa ，并加以比较：F2.65 1.58 0.01329F1303.

24、57YFa 2YSa22.24 1.75F2F2238.860.01641YFa1YSa1结果：大齿轮的大。 9 设计计算：Mn0.484mm3 2 1.83 9.30 0.88 cos14 2 0.0164321 242 1.66对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算法向模数 Mn ，大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的法面模数，故取 Mn =1mm ，满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需接触疲劳算得的分度圆直径 d 1 20.89mm，来计算相应的齿数：Z1d1cos20.89 cos14120.27则： Z1=20 Z2=3Z1=60（5）几何尺寸计算：1、计算中心距Z1 Z2 M N

25、a 2cos20 60 12cos1441.22mm将中心距圆整为 41mm。2、按圆整后的中心距修正螺旋角arc cosZ1 Z2 M N2aarccos802 4112.68值改变不多，故参数 a、K 、ZH 等不必修正。3、计算大小齿轮分度圆直径d1Z1Mn20 120.50mm cos cos12.68d2Z2Mn cos60 1cos12.6861.50mm4、计算齿轮宽度： b d d1 1 20.50 20.50mm 圆整后取为 b1=20mm b2=25mm。5、机构设计：由于大小齿轮齿顶圆直径都小于 160mm，故都采用一般齿轮形式。3、蜗杆传动的设计计算：（1）、选择蜗杆类

26、型根据 GB/T100851988 的推荐，采用渐开线蜗杆。（ 2）、材料选择考虑到蜗杆传递的功率不大，速度中等，故蜗杆采用 45 号钢；而又希望效 率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555HRC；涡轮选用 铸锡磷青铜，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 灰铸铁铸造。（3）、按齿面接触强度设计根据闭式蜗轮蜗杆的设计原则， 先按齿面接触疲劳强度计进行算， 再校核齿 根弯曲疲劳强度。由式子 11-12 ，传动中心距：1、确定作用在涡轮上的转矩 T2按 Z=1 传动效率 =0.75T 95500.9467716.26556.75 NM2、确定载荷系数因工作

27、载荷较为稳定，故取载荷分布不均匀系数 K =1，由表 11-5 ，选取使 用系数 K 1.15，由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数 Kv 1.05 ，则K K v K a K 1.05 1 1.15 1.21 3、确定弹性影响系数因选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配合，故 Ze 160 MPa 24、确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 a 的比值 d1 0.35 ，从图 11-18 中 a可查得： Z 2.95、确定许用接触应力 确定涡轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10 Pl ，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬盈利循环次数度 45HRC可, 从表 11-7 中查得涡轮的基本许用应力

28、H 268MPaN 60jN 2LH 60 1 16.26 3 8 300 15 1.06 108寿命系数 K HN108 8 0.991.06 108则 HK HN6、计算中心距H 0.99 268 265.32 MPaH105.08mma 3 1.21 556750 2.9 160 265.32取中心距为 100mm传, 动比 i=29 ，故从表 11-22 中取模数 M=2m，m蜗杆分度圆直径为 d1 35.5mm，这时 d1 /a 0.355 ，从图 11-18 中可查得接触系数Zp 2.80 ，因为 Zp Zp。因 此，以上计算可用。（4）蜗轮蜗杆的主要参数与几何尺寸1、蜗杆轴向齿距

29、 PaM 3. 1 4 2 6. m2 8m直径系数 q d1 35.5 17.75mmm2齿顶圆直径da1 d1 2ha1 35.5 2 2 39.5mm齿根圆直径d f1 d1 2 ha*m c 35.5 2 2 0.2 31.1mm分度圆导程角 3 13 28m 3.14 2蜗杆轴向齿厚Sam 3.14 2 3.14mm222、蜗轮 蜗轮齿数Z2 29 变位系数 X2 0.125验算传动比 i Z2 29 29 易知，这是传动比误差为 0Z1 1蜗轮分度圆直径d2 m Z2 29 2 58mm蜗轮喉圆直径da2 d2 2ha2 58 2 2 62mm蜗轮齿根圆直径df 2 d2 2hf2 58 2 2.25 53.5mmda2 d2ha2a2 2 2 1 0.125 2.25mm蜗轮咽喉母圆半径da262rg2 a a2 100 69mm g2 2 25）校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2F 2 Yfa2 Y F d1d2m当量齿数Zr2Z233 29 29.05mmr2 cos3cos3 3 1614根据 X2 0.125X2 0. 125从图 11-19 可查出齿形系数 Yfa2 2.4253.27螺旋角系数