涡轮蜗杆减速器课程设计学生版

#/27课程设计说明书课程名称：机械设计课程设计设计题目：设计一台蜗轮蜗杆减速器机械工程基础系机械电子工程专业14-1班设计者学号：8061210134指导教师宜峰2012年6月6日塔里木大学（校名）TOC\o"1-5"\h\z前言 3\o"CurrentDocument"设计题目 5电动机的选择 4传动装置动力和运动参数 8蜗轮蜗杆的设计 9轴的设计 13滚动轴承的确定和验算 21键的选择与校核 22\o"CurrentDocument"联轴器的选择与校核 23十 润滑与密封的设计 24\o"CurrentDocument"十一铸铁减速器结构主要尺寸 25十二感 26\o"CurrentDocument"十三参考文献 27一、课程设计的目的和意义机械设计基础课程设计是相关工科专业第一次较全面的机械设计练习，是机械设计基础课程的最后一个教学环节。其目的是：1、培养学生综合运用所学的机械系统课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。2、学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手册、标准和规。4、机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。二、课程设计的容和份量1、题目拟订一般选择通用机械的传动装置作为设计的课程，传动装置中包括齿轮减速器、带传动、链传动、蜗杆传动与联轴器等零、部件。传动装置是一般机械不可缺少的组成部分，其设计容既包括课程中学过的主要零件，又涉与到机械设计中常遇到的一般问题，能达到课程设计的目的。（具体题目附在任务书的后面）2、容总体设计、主要零件的设计计算、减速器装配图和零件工作图的绘制与设计计算说明书的编写等。3、份量减速器装配图一（AO或A1图纸），零件工作图二（齿轮减速器为输入或输出轴、蜗杆减速器为蜗杆轴一，齿轮或蜗轮一。）设计计算说明书一份。三、课程设计的步骤和进度课程设计的具体步骤为：1、设计准备认真阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、容和步骤；通过阅读有关资料、图纸；参观实物和模型，了解设计对象；准备好设计需要的图书、资料和用具；拟定设计计划等。2、传动装置的总体设计确定传动装置的传动方案；计算电动机的功率、转速，选择电动机的型号；计算传动装置的运动和动力参数（确定总传动比；分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩等）；3、传动零件的设计计算减速器以外的传动零件设计计算（带传动、链传动）；减速器部的传动零件设计计算（如齿轮传动等）。4、减速器装配草图设计绘制减速器装配草图，选择联轴器，初定轴径；选择轴承类型并设计轴承组合的结构；定出轴上受力点的位置和轴承支点间的跨距；校核轴与轮毂联接的强度；校核轴承寿命；箱体和附件的结构设计。5、工作图设计零件工作图设计；装配工作图设计。6、整理编写设计计算说明书整理编写设计计算说明书，总结设计的收获和经验教训二课程设计题目设计一用于带式运输机上的蜗轮蜗杆减速器，运输机连续工作，空载启动，载荷变化不大，单向运转使用期限10年，工作环境清洁，每天工作16小时，每年工作300天。运输链允许速度误差5%原始数据运输带拉力：F=2100N,运输带速度v=1.25m/s卷筒直径D=350m.ill.彳 I~X二选择电动机备注选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y型。选择电动机的容量电动机所需工作功率按设计指导书式（1）为

,PwPd=——kwna由设计指导书公式(2)nFV7Pw= kw1000因此Pd=-F^kw1000na估算由电动机至运输带的传动的总效率为n为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选n=0.99n为蜗杆传动的传动效率0.75n为轴承的传动效率出选n=0.983n为卷筒的传动效率出选n=0.964n=0.992X0.75X0.983X0.96=0.664Pd=Fv/1000n=2100X1.25;(1000X0.664)=3.953kw确定电动机的转速由已知可以计算出卷筒的转速为N=60X1000V；(nD)=60X1000X1.25；n；350=68.21r/min按设计指导书表1推荐的合理围，蜗杆传动选择为闭式(闭式为减速器的结构形式)，且选择采用双头传动，同时可以在此表中查得这样的传动机构的传动比是10—40。n=0.664Pd=3.953n=68.21r/minn=0.664Pd=3.953n=68.21r/minn=(10——40)X68.21=682.1——2728.4d综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格以与传动比，选定电动机的型号是Y-132M1-6。其主要性能如下表型号额定功率满载转速满载电流最大转矩Y1324kw380V2.0N/M1-6960mr/min确定总的传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机的主轴的转速n,可得传动装置的总的传动比是：i=nm/n=960/68.21=14.07选定电动机Y-132M1-6i=14.07i在14—27选定电动机Y-132M1-6i=14.07四计算传动装置运动和动力参数4.1计算各轴的转速〃为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速。〃为蜗轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工作主轴的转速。n1=960r/min n2=68.21r/min4.2计算各轴的输入功率P为电动机的功率P=3.953kwP1为蜗杆轴的功率Pi=PX0.99=3.913kwP2为蜗轮轴的功率P2=3.913X0.98X0.75=2.876kwP3为卷筒的功率P3=2.876X0.98X0.99X0.96=2.679kw4.3计算各轴的转矩T为电动机轴上的转矩T=P/nX9550=3.953/960X9550=39.32N/m1为蜗杆轴上的转矩Ti=Pi/niX9550=38.93N/mT2为蜗轮轴上的转矩P=3.953kwPi=3-913kwP2=2-876kwP3=2.679kwT=39.32N/mTi=38.93N/mT2=402.67N/T2=P2/n2X9550=402.67N/m…五确定蜗轮蜗杆的尺寸选择蜗杆的传动类型滑动速度v=0.0253JPn3=3.74m/s根据GB\T10087-88的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）选择材料根据蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢调制处理，因希望效率高些，采用双头蜗杆。按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根的弯曲疲劳强度。由文献1式（11-12）计算传动中心距计算传动中心距⑴t=414.829N.mm2K=1.1AK=1.1A载荷系数K=1.1。AZ=150Z=150EE配，取Z=150E⑷确定接触系数ZP先假设蜗杆分度圆直径和传动中心比d/a=0.3由文1献1图11-18中可查得Z=2.8

⑸确定许用接触应力b]H蜗轮材料为铸锡磷青铜，砂模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45口也，可以从文献1表11-7中查得蜗轮的许用应力[a]=220MpaHKhKh=0.69Nh=10X300X16X60X66.21心190000000寿命系数Kh=8V10000000/Nh=0.69[a]1=0.69X220=151.8N/mHZ1Z1=2Z产29i=14.5d心0.68a0.875=0.68X151.70.875心80mm1i=14.07查p192表12-2Z1=222=2X14.07^29则i=29/2=14.5m=2a-d1/Z2=7.7经查表取模数m=8,q=10,验证a=m(q+Z2)/2=156mmd=mq=80mmd/a=0.5z=2.4<2.8i i pm=8q=10(Z「m=8q=10a>IkT2[已JJ=136.9mm满足设计条件

计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸⑴蜗杆分度圆直径轴向齿距⑴蜗杆分度圆直径轴向齿距直径系数齿顶圆直径齿根圆直径1P=兀m=8兀=25.12mmaq=10d=d+2h=80+2义8=96mma1 1 a1d=80mm1Pa=25.12mmq=10da1=96mmdf1=60mm分度圆导程角丫d=80mm1Pa=25.12mmq=10da1=96mmdf1=60mm分度圆导程角丫=11.0399°丫=11.0399蜗杆轴向齿厚S—兀m’2=12.56mm=12.56mr⑵蜗轮蜗轮齿数z蜗轮齿数z=29,

2变位系数x=-0.5

2验算传动比i=14.5i=14.5验算传动比i=14.5i=14.5这时传动比误差为Ai=(14.5-14.07)/14.07=3.06%<5%符合要求d2=232mm蜗轮分度圆直径d2=mZAi=(14.5-14.07)/14.07=3.06%<5%符合要求d2=232mm蜗轮分度圆直径d2=mZ2=8X29=232mmda2=240mm蜗轮喉圆直径da2=232+2X8(1-0.5)=240mmdf2=220mm、二248mm、二248mm蜗轮咽喉母圆半径 rg2=240+8=248mmb2=77.92mm蜗轮齿根圆直径df2=232—2X8(1+0.25-0.5)=220mm蜗轮齿宽b2=8mX(m+0.06Z2)=77.92mm校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT〃〃 「] 2YY<t]=30.7ddmFa2PF=30.712选取当量系数Zr=Z2/COS3丫=30.76根据变位系数X=-0.5,z=30.762 V2从图11-8中查得齿形系数为YFa2=2.6Y=2.6a2螺旋角系数_y 11.31°螺旋角系数Y=1-^—=1—一=0.9192P140° 140°许用弯曲应力t]=t]•K许用弯曲应力FNFFNZCuSn10Pl铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为t]‘=60MpaoF寿命系数为Kh=0.69tFNpa]=41,4Mt]=t]•K=60X0.69=41.4MpaFNFFNU3K.YY<t]=12MpaddmFa2pF12由此可见弯曲强度是可以满足的。验算效率nn=（0.95--0.97）tan丫/tan（丫+p,）L86%Vs=nDn2/60X1000XCOS丫=3.98>3.74m/sL86%符合要求查表12-7得p,=1.35°n=0.96tan丫/tan（丫+p,）786%蜗杆传动的热平衡核算蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能与时散逸，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。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的围。A>0.62-0.5在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为3m3取at=15/=60-70℃ A>1000P(1-n)/at/=0.62—0.53山3、六减速器轴的设计计算蜗杆轴的设计由于蜗杆直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，Ft1=3576N即做成蜗杆轴。5.1.1蜗杆上的转矩T1=38.93N•mFa2=973.3N求作用在蜗杆与蜗轮上的力圆周力Ft1=Fa2=2T1//d1=3576N轴向力Fa2=Ft1=2T2/d2=973.3N径向力F=F二Ftana=3576tan20。=1301.5Nr1 r2 12圆周力径向力以与轴向力的作用方向如图所示初步确定轴的最小直径先按文献1中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径，dmin=17.6mm选取的材料为45#钢，调质处理，根据文献1中的表15-3,取C=110，

则d>r田11ay,3.913盘2C3i =110x31 =17.6mmmin nn V9601 117.6X1.07=18.8mm取d=20mm已知选取电动机为Y132M1——6其输出轴直径38川山，为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号.。联轴器的计算转矩T-KaT考虑到转矩变化很小，ca d故取Ka=1.5,则有：T=KaT=1.3x38930=50.609N•mmca d按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB\T5014-1985,选用TLZ6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250n•m。联轴器的尺寸为d=38mm,L=82mm。5.1.4 蜗杆轴的结构设计⑴拟定蜗杆上零件的装配方案蜗杆是直接和轴做成一体的，⑵根据轴向和周向定位要求，确定各段直径和长度，第一段d=32mm,L=82mm,第二段d=44mmL=50mm,第三段d=45选用圆锥滚子轴承30209,d=45mmD=85mmB=19mm,L=3+19=22mm,第四段d=45mm,L=10+30=40mmX2,第五段d=80查表，蜗杆齿宽B=77.92,L计算选为120mm。第六段1=19四田。第七段，与减速器Tca=50.609N/m选用TLZ6型弹性套柱销联轴

连接部分21mm.5川硼口脚fflWllfclllin5.1.5轴的校核（1）垂直面的支承反力（图b）（2）水平面的支承反力（图c）=486.7N2（3）绘垂直面的弯矩图（图b）-^12R连接部分21mm.5川硼口脚fflWllfclllin5.1.5轴的校核（1）垂直面的支承反力（图b）（2）水平面的支承反力（图c）=486.7N2（3）绘垂直面的弯矩图（图b）-^12Rva=1273.2NF97303RVbd, „d _， ― M=R•l+F•一=1237.2x224+973.3x40=279.854N•mmRvb=64.3NL蜗杆=394mmRha=486.7NvcvaFr=tan20°Fa=1301.5N L=244mmIII11IIIII,..Ia2R=RHaHbR=F—F=1237.2NVarVaFxl-F•d/2c一—r 2 a 1 =64.3.NL蓟M'=R•l=64.3x126=8101.8N•mmvcvb2(4)绘水平面的弯矩图(图c)M=R•l=486.7义244=118754.8N-mmHcHa1(5)求合成弯矩(图d)M-M2+M2=J2798542+118754.82:304N-mc'VC HCT=38932N.mmM'=七M'2+M2=v8101.82+118754.82=119030.84N-mmc VC HCT=38932N.mm(6)该轴所受扭矩为 T=38932N.mm(7)按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式(15-5)与以上数据，并取a=0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理[o]=60MPa-1Me=197.276N/md=15.6mm因此安全M2+(aT)2 .43040082十(0.6xMe=197.276N/md=15.6mm因此安全Me=七_c__-__2—=* -=305N/md>3JMe/0.1[o]=17.2mm<80mm因此安全。(8)由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴疲劳强度不必校核。蜗轮轴的设计和计算5.2.1计算最小轴径：按文献1中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#钢，调质处理，根据文献1中的表15-3,取C=110,C=110,则d 【p 八/2.876 u盘2C312—110x31 —38.5mmmm nn 666.21考虑到键槽dminX1.3=50.05mmd取55mm选联轴器：联轴器的计算转矩Tca=Ka.T3,考虑到转矩变化很小，故取Ka=1.3则有：T—kT—1.3x414.8N•m—539.278N•mc A1按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查文献3表8-7,选用LTZ8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710N./m半联轴器的轴径d1取55mm半联轴器的长度L取121mm L2=84mm所以选轴伸直径为55mm。初选圆锥滚子轴承：据轴径初选圆锥滚子轴承30213,查表6-7得B=23mm,D=120mm,d=65mm,T=24.25mm,a=23.8确定轴的结构尺寸如下：第一段d=55mm,L=112mm,第二段d=60mm,L=30mm。第三段d=65mm,L=50mm第四段d=70mm,L=86mm。第五段，d=80mm,L=10mm,第六段d=65mm,L=40mm。所以轴的长度为L蜗轮=328mm。dmin=38.5mmd取55mmTc=539.278N/m选用LTZ8型弹性套柱销联轴器L2=84mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位：半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是用过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。蜗轮与轴采用过盈配合H7/r6。取轴端倒角为2X45°,各轴肩处的圆角半径为R1.6。确定轴上的载荷如下图按弯扭合成应力效核轴的强度L=160（1）垂直面的支承反力（图b）nFXl/2-F-d/23567x232/2-130L5x80R=-r2__2 a__2—= =309.652NTOC\o"1-5"\h\zVb L 160R=F—F=1301.5—309.652=991.98NVar2Vb（2）水平面的支承反力（图c）F 973.3R=R=y=- =486.7NHaHb2 2（3）绘垂直面的弯矩图（图b）d 232M=R•l+F•-2=991.98x160+3576x一=573532.8N•mmRvb=309.652NRva=991.98Rvb=309.652NRva=991.98NRha=486.7NM'=R•l=309.652x160=49523.2N•mmvcvb2（4）绘水平面的弯矩图（图c）M=R•l=486.7x160=77872N-mmHcHa1（5）求合成弯矩（图d）M=MM2+M2:<5735322+778722:578794.4N-mmcfVC HCM'=、:'M'2+M2=J49523.22+778722=92285.4N-mmcVVCHC（6）该轴所受扭矩为 T=414.8N.mMvc=49523.（7）按弯扭合成应力校核轴的强度2N根据文献1式（15-5）与以上数据，并取a=0.6,轴的 计 算 应 力

Me二叫2十叫2二379794.42+(0.664148垩-630953.88MPad>3JMe/0.1q]=21.9mm<70mm前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得Q]=60MPa。因此o<[o]，故安全。—1 ca —1(8)由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。七滚动轴承的选择与其计算7.1蜗杆轴上轴承的选择和计算本设计中有两处使用到了轴承，一处是在蜗杆轴，已知此处轴径d=45mm，所以选径为45mm的轴承，选择圆锥滚子轴承，选择型号为30209的轴承，D=85mm,B=19mm,a=18.6第五部分计算出的作用在蜗轮轴和蜗杆轴上的外力与支反力。F=f=973.3N Fr=Fr2/4=325.4N11a2由p280表16-11得e=1.5tana=0.504Fa/Fr=2.99>e则X=0.4Y=1.10已知 P=(XFr+YFa)X=0.4Y=1.10P=0.4X325.4+1.10X973.3=1201NT=414.8N.mMe=630953Mpad=21.9mm故安全选择型号为30209的轴承，Fr,=Fr2T=414.8N.mMe=630953Mpad=21.9mm故安全选择型号为30209的轴承，计算轴承寿命l=n106(C

60n[P已知为滚子轴承£=10/3Ln=10200000h>48000h远远满足要求7.2蜗轮轴上轴承的选择和计算蜗轮轴；已知次此处轴径为d=55mm，所以选径为55mm的轴承，选择圆锥滚子轴承；选择型号为30213的轴承，D=120mm,B=23mm,a=23.8,基本额定动载荷C=120kw,极限转速3200r/min.Fae=650.8NFr=1301NFd1=0.66Fr1=858.7NFd2=0.66Fr2=858.7NFai=1509.46NFa2=858.7NFa1/Fr1=L16>0.66则X1=0.4Y1=0.91 Fa2/Fr2=0.661>0.66则X2=0.4Y2=0.91已知P=fe(XFr+YFa)

e轴承有中等冲击载荷，fe=1.5P1=2841NP2=1952.7N P1>P2 取P2106(C60n[PLn=4800000h>48000h满足要求八键联接的选择与验算8.1选择键联接的类型和尺寸本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入F二F=973.311 a2Fr=325.4NX=0.4Y=1.10Ln=10200000h满足要求选择型号为30213的轴Fai=1509.46Fa2=858.7Nfe=1.5轴（蜗杆）的联轴器处。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）Ln=4800000的联轴器处。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接。一般8级以Ln=4800000上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴故选用圆头普通平键（A）型。而键于只是联接的是两根轴故选用圆头普通平键（A）型。而键3的蜗轮在轴的中间所以也选择圆头普通平键（A）型。满足要求8.2校核键联接的强度蜗杆上的键，轴径d蜗杆上的键，轴径d1=32mm，L=82mm且属于静联接由P156的表10-9查得许用挤压应力为［op］=100T20MPa,取其平均值，［op］=110MPa。键的L=70mm,b=10mmh=8mm4键的L=70mm,b=10mmh=8mm47X103(]p klh。==8.78Mpa<[。]可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。蜗轮上键键、轴和蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文查得许用挤压应力为［op］=100-120MPa,取其平均值，［。p]=110MPa。键的L=80mm,b=20mm,h=12mm4747X103(]p klhp]=110MPa。。==24.2Mpa<[。]可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。可以正常工蜗轮上另一处键，L=70mm,b=16mm,h=10mm

可以正常工[op]=110MPaO=4^103«g_lp klh pop==43.1Mpa<[op]该键可以正常工作九联轴器的选择与校核电动机选取，132M1-6,输出轴d=38mm,查P291表17TKA取1.5。Tca=KAT则Tca=1.5X39.32=58.98N/m选用LTZ6弹性套柱销联轴器。公称转矩T=250N/m>Tca许用转速n=3300r/min>960r/min合格蜗轮轴上联轴器，已知d=55mm,选用LTZ8弹性套柱销联轴器。Tca=1.5X414.8=622.2N/m<710N/m,许用转速n=2400r/min>66.2r/min,合格十密封和润滑[op]=110MPaop=24.2Mpa<[op[op]=110MPaop=24.2Mpa<[op1该键可以正常工作。op==43.1Mpa<[op]该键可以正常工作Tca=58.98N/m选用LTZ6弹性套柱销联轴器选用LTZ8弹性套柱销联轴器选择轴器选择L-AN32

型号全损耗系统用油.对于轴承的润滑，蜗杆轴承采用浸油润滑。同时蜗轮轴承润滑采用刮油板刮蜗轮