一级蜗杆减速器

目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"前言2\o"CurrentDocument"一、初定传动方案3\o"CurrentDocument"二、电动机的选择4\o"CurrentDocument"2.1选择电动机的类型4\o"CurrentDocument"2.2选择电动机的容量4\o"CurrentDocument"2.3确定电动机的转速5三、绘制各轴运动和动力参数63.1传分配动比6\o"CurrentDocument"3.2运动和动力参数计算6\o"CurrentDocument"四、设计蜗轮蜗杆8\o"CurrentDocument"4.1蜗杆蜗轮参数设计84.2校核蜗轮蜗杆弯曲疲劳强度4.3蜗杆的刚度计算94.4蜗杆传动热平衡计算\o"CurrentDocument"4.5绘制蜗轮蜗杆基本尺寸表8\o"CurrentDocument"五、轴的设计计算111\o"CurrentDocument"5.1高速轴（蜗杆轴）的设计计算111\o"CurrentDocument"5.2低速轴的设计计算13\o"CurrentDocument"六、键联接的选择及校核计算16\o"CurrentDocument"6.1蜗杆轴定固联轴器键16\o"CurrentDocument"6.2蜗轮定固联轴器键166.3定固蜗轮键16\o"CurrentDocument"七、轴承的选择及计算17\o"CurrentDocument"7.1高速轴上轴承的选择及校核17\o"CurrentDocument"7.2高速轴上轴承的选择及校核17八、联轴器的选择19\o"CurrentDocument"61、电动机与高速轴之间的联轴器19\o"CurrentDocument"62、低速轴与卷筒之间的联轴器19九、减速器箱体尺寸及结构的确定200\o"CurrentDocument"9.1箱体尺寸的设计200\o"CurrentDocument"9.2箱体各部件结构的设计221\o"CurrentDocument"十、参考文献243

前言课程设计能培养学生综合运用所学的理论知识与实践技能，树立正确的设计思想，掌握设计的基本方法。本人此次设计的是一级蜗杆减速器装置，适用于带式运输机。在袁逸萍老师的指导下，由本人独立完成设计任务：根据所给数据，任意选择一组参数,从而由所选参数设计整个传动装置，其中包括电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮蜗杆轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，最后完成减速器装配图一长，零件工作图两张，设计说明书一份。此次设计所选参数；运输滚筒直径：D=420mm运输带有效拉力：F=2400N运输带工作速度：V=l.lm/s工作条件：三相交流电源，两班制工作，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%使用期限：工作期限为十年，检修期间隔为三年。生产批量及加工条件：小批量生产。传动装置简图如右图：电动机联瞬W减速器巻薔带式运输机一、初定传动方案根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机一一连轴器一一减速器一—连轴器一一带式运输机。当蜗杆的圆周速度V>4m/s时蜗杆选择上置式，选择上置式需要给箱体增加整体润滑装置，箱体底部蜗轮需要安装刮油板，及时除去蜗轮轮缘的污垢，有利于装置传动，散热增加，蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用,为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。整体构造如下图：3311。11。、电动机的选择2・1、选择电动机的类型根据工作要求选用Y系列封闭扇冷式三相异步电动机，电源电压为380V。三相异步电动机具有结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。2.2、选择电动机的容量电动机所需工作功率为：Pp_P=w工作机所需功率：d耳Fv2400x1.1P===2.64kWW10001000传动装置的总效率为P=P2zn3/n•耳1234联轴器效率“1=0.99,滚动轴承效率（一对）n2=0.98，闭式蜗轮蜗杆传动效率“3=0.85,传动滚动效率“4=0.96为代入得：耳=0.992x0.983x0.85x0.96=0.75电动机所需功率为：P=L_=/邑=3.52KWTOC\o"1-5"\h\zd=0.776因载荷平稳，电动机额定功率P略大于P即可。由Y系列电动机技术数据,edd选电动机的额定功率ped为4kW。2.3、确定电动机的转速滚筒轴工作转速n=60X1°°°U=50.02r/minw兀D一般一级蜗轮蜗杆减速器传动比1为10~40，故电动机的转速可选范围为:i'n=(101w40)x50.02r/mini'n=(101w符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，现将这量种方案进行比较。有相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表表2-1额定功率为4KW时电动机选择对总体方案的影响万案电动机型号同步转速/满载转速(r/min)电动机质量(kg)价格/元传动比i1Y160M1-8750/720899812.8i2Y132S-61000/9607814400.5i3Y112M-41500/1440769801.5i方案3电动机质量较小,价格相对便宜，传动比适中，所以选择Y112-M4.三、计算传动装置以及动力参数3.1、分配传动比：总传动比：错误!未找到引用源。二错误!未找到引用源。二错误!未找到引用源。28.78减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i：i=错误!未找到引用源。=28.783.2、运动和动力参数计算3.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩P=P=3.42kw0・1错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。=1440r/minT=9550错误!未找到引用源。=22.68N.m13.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩P=P・nn=2.85kW123n二错误!未找到引用源。=50.03r/min2PT=95502=555.48N・mTOC\o"1-5"\h\zn23.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P=P・n・n=2.77kW221错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。=50.03r/minPT=9550亠=538.30N・m3n3运动和动力参数计算结果整理于下表3-1：表3-1各轴运动和动力参数

轴名功率P/kW转矩T(N・m)转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴3.5223.3414400.97蜗杆轴3.423.3922.6822.45144010.833蜗轮轴2.852.82555.48549.9350.0328.780.97传动滚筒轴2.772.74538.30532.9250.031四、设计蜗轮蜗杆4.1蜗杆蜗轮参数设计（1）选择材料并确定其许用应力蜗杆用40钢，表面淬火，硬度为45~55HRC;蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1砂轮铸造许用接触应力，查表12-2得J］=200MPaH许用弯曲应力，查表12-6得：］=50MPaF（2）选择蜗杆头数Z,并估计传动效率由i=27查表12-2，取Z=2,则Z=iZ=58;121由Z1=2查表12-8，估计耳=0.8;（3）确定蜗杆转矩T=9.55x106学=435218.87N•mmn2z（4）确定使用系数k，综合弹性系数EAkz取A=1.2，取E=150（钢配锡青铜）（5）确定接触系数zP假定d4=0.45,由图12-11得zP=2.65a（6）计算中心距aa>JkT（zz］）2=127.30mm'aEpH（7）确定模数m,蜗轮齿数z2，蜗杆直径系数q,蜗杆导程角t,中心距a等参数由式12-10得d=0.68a0.875=47.23mmi2a-d

m=i=3.58mmz2

现取m二5mm,q=10,d=50mm，d=5x58=290mm则12a二0.5x5x(10+58)二170>127.30mm导程角r=arctanz/q=arctan2/10=11.3099。14・2校核蜗轮蜗杆弯曲强度蜗轮齿形系数由当量齿数zV=Z2/(cosr)3=58/(cos11.3099)3=61.5~62查图11-8得，Y=2.3Fa2二1.53二1.53KaxTxYF]=50MpaFF_22585Mpa<[&FT=25.85ddmcosr12弯曲强度足够4.3蜗杆的刚度校核TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"圆周力f二f=2T/d=2x22.68/0.05=907.2Nt1a211蜗杆轴向力F=F=2T2/d=3830.89.4Na1122蜗杆径向力F=F=Ftana°=1394.33Nr1r2a1蜗杆材料弹性模量E=2.06xl05MPa

蜗杆危险截面惯性矩1=错误!未找到引用源。=306787.11mm蜗杆支点跨距l=0-9d2=261mm许用挠度[Y]=d]/l°°°=°.°5mm由切向力f和径向力F产生的挠度分别为t1r1Y=FL3=5.32x10-3mmt148EIr1FL3r1FL3r148EI6.4x10-3mm合成总挠度为y-7門2错误味找到引用源。10-3mm<[Y]刚度足够。4.4蜗杆热平衡的计算在闭式传动中，热量通过箱壳散逸，要求箱内油温和周围空气温度之差不超过温差许用值[At]:△t=1000P1(1—h)/atA[△t]=60〜70°C所代入数据：P1=3.42KW,h=0.85,at=16W/(^C)散热面积A=0.47264△t=1000X3.42X0.15/(16X0.47245)=67.86C>[△t]温差高于许用值，需采用冷却措施，为箱体增加循环油冷却装置。4.5绘制蜗轮蜗杆基本尺寸表圆柱蜗杆传动的几何尺寸名称计算公式蜗杆蜗轮分度圆直径d1=mq=50d2=mz2=290齿顶咼ha=m=5ha=m=5齿根高hf=1.2m=6hf=1.2m=6齿顶圆直径da1=m(q+2)=60da2=m(z2+2)=300齿根圆直径df1=m(q-2.4)=38df2=m(z2-2.4)=278径向间隙c=0.20m=1中心距a=0.5m(q+z2)=170五、轴的设计计算5.1高速轴（蜗杆轴）的设计计算高速轴用45Cr，表面淬火处理。[T]=30・40MPap=3.42kWC=118107取C=1151.1先按扭转计算轴的最小直径d>C-3P=15.34mmn即轴的最小直径dmin=20mm。2再由当量弯矩校核轴的直径。蜗杆作用在轴上的力为：圆周力：F=907.2N径向力：F=3830.89Nr轴向力：F=1394.33Na求轴上各力大小：L=304mm,K=83mm1屮SA?.11111「门11111.丿IIIN寸匕.IlliMr--11111.垂直面的支承反力厂L厂dF1Va=382.12NF•——F•F1Va=382.12NLF-F=1394.33—382.12=1012.21Nr1V水平面的支承反力F=F=F=453.6N1H2H2F力在支点产生的反力F=FxK/L=442.30N1FF=F+F=1620+442.30=2062.30NTOC\o"1-5"\h\z2F1F绘垂直面的弯矩图M=F-—=153.86N-maV2V2M'=F-L=58.08N-maV1V2绘水平面的弯矩图M二F--二68.95N-maH1H2F力产生的弯矩图：M二FxK=1620x83二134.46N•m2Fa-a截面产生的弯矩：M二FxK二1620x83二134.46N•m2F(6)求合成弯矩Ma二<153.862+68.95二<153.862+68.952+67.23二235.83N•mM二；'MaM'=\.：M'2+M2+m=*'58.082+68.952+68.23二157.68N•matavahaFM=M2（7）2+M2+MavahaFav=134.46N•maF求轴传递的转矩T=F-仝=131.544N-mt28)求危险截面的当量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：=\；M2+CT》取a=0.6,M=v(9)计算危险截面处轴的直径；M2+(aT》=\.；235.832+(0.6x131.544》=248.68NM=v(9)计算危险截面处轴的直径a、轴的材料为45#钢，调质处理，查表得b=650MPa，许用弯曲应力BL]=60MPa，则-1b二34.61mm,I二34.61mmd--1b所取高速轴蜗杆所在轴径齿根圆直径为35mm>34.61,强度符合。

5.2低速轴的设计计算下图中L=172mm,K=181mm,d=290mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。蜗轮作用在轴上的力为：圆周力：Ft=3830.89N径向力：Fr=1394.33N轴向力：Fa=907.2N垂直面的支承反力F1VdF1VdF-2-a2LFr-2一67.6F二F-F二1394.33-(-67.6)二1461.91N2Vr1V水平面的支承反力FF二F二一二1915.45N1H2H2F力支点产生的反力：F二F•K/L二8985.69X181/172二9455.87N1FF=F+F=8985.69+9455.87=18441.56NTOC\o"1-5"\h\z2F1F绘垂直面的弯矩图M=F--=1461.96X172/2=125.73N-maV2V2M'=F-L=-5.8136N-maV1V2绘水平面的弯矩图M=F--=1915.45X172/2=164.73N-maH1H2求F产生的弯矩M=FxK=8985.69x181=1626.41N•m2Fa-a截面弯矩：M=FxL/2=9455.87x172/2=813.2N•maF1F(6)求合成弯矩：；M2+M2+M=J125.732+164.732+813.2=1020.43N•mavahaFM'=f'M'2+M2+M^,.'(-5.8136)2+164.732+813.2=978.03N•matavahaFM=M=1626.4N•m2aF求轴传递的转矩T=F-da=3830.89x290=555.47N-mt2求危险截面的当量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：M=\.''M2+CT》取a=0.6,eaM=XM2+(xT)2=y；1020.432+(0.6x555.47》=1073.48N-me、a计算危险截面处轴的直径轴的材料为45钢，正火处理，查表得b=650MPa，许用弯曲应力BL]=60MPa，贝V-1b==56.34mm考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故d=1.05x56.34mm=59.165<60mm经校核得知该轴的设计是合理的。

六、键联接的选择及校核计算键均采用45钢，查得键的许用挤压应力为L125〜150MPa。6.1蜗杆定固联轴器键选择键的宽度b=8mm，高度h=7mm，长度L=56mm。已知轴的直径d=28mm，传递的转矩T=22.68N・m。[o]=140Mpa校核:4T4x校核:4T4x22.68x103c==—Pdhl28x7x56=8.265MPa<140，安全。6.2蜗轮定固联轴器键选择键的宽度b=14mm，高度h=9mm，长度L=100mm。已知轴的直径d=45mm，传递的转矩T=555.48N・m。[o]=140Mpa6.3定固蜗轮键校核：c=竺=4x555.48x10‘=54.86MPa<140Mpa，安全。pdhl45x9x6.3定固蜗轮键选择键的宽度b=18mm，高度h=11mm，长度L=63mm。已知轴的直径d=60mm，传递的转矩T=555.48N・m。[o]=140Mpa校核:4T4x555.48x校核:4T4x555.48x103c==—Pdhl60x9x63=65.32MPa<140安全。七、滚动轴承的选择及计算7.1高速轴上轴承的选择及校核因轴的直径为90mm，故选用圆锥滚子球轴承30210,其中Cr=73.2KN,(1)轴承上的轴向力和径向力以及外加轴力：F=3830.89NAa=15F=F/2Ysir1F=382.124Nr1e=1.5tanaF/F=3830.89/382.124=10.025>eTOC\o"1-5"\h\zAr1=0.4cotaF=F/2Y=382.124/2.9856=127.99Ns1r1F=F/2Ys2r2F=1012.21NF/F=3830.89/1012.21=3.7846>eAr2=0.4cotaF=F/2Y=1012.21/2.9856=339.03Ns2r2轴承压紧端:F=F+F=3958.88N轴承压紧端:轴承放松端:F=F=127.99轴承放松端:F=F=127.99Na1s1查表得:F/F=127.99/382.124=0.334<ea1r1X=1Y=011F/F=3958.88/1012.21=3.911>0.4TOC\o"1-5"\h\za2r2X=0.4Y=1.4922P=XF+YF=1x383.1241r11a1p=XF+YF=0.4x1012.21+1.49x3958.88=6303.6152N2r22a1计算所需的径向基本额定动载荷

C=C=”P2r13/10二89.5077kN<99KN查表得32307轴承的径向基本额定动载荷，故所选30210轴承适用。7.2高速轴上轴承的选择及校核因轴的直径为55mm，预先选择轴承30211轴承上的轴向力和径向力以及外加轴力：F=907.2NAe=1.5tanaF=67.6Nr1F=1461.96NF/F=907.2/67.6=13.4>eAr1Y=0.4cotaF/F=907.6/1461.96=0.067<eAr1F=F/2Y=67.6/1.231=27.45NTOC\o"1-5"\h\zs1r1F=F/2Y=1461.96/2.464=593.8Ns2r2F=F=F+F=907.2+593.8=1510Na1as2F=F=593.8Nas2F=F=593.8Nas2F/F=1501/67.6=22.2