单机蜗杆减速器课程设计

年4月19日单机蜗杆减速器课程设计文档仅供参考，不当之处，请联系改正。课程设计报告课程设计名称：单级蜗杆减速器学生姓名：学院：机电工程学院专业及班级：材料成型及控制工程学号：指导教师： 年5摘要减速器是在当代社会中应用范围极其广泛，其结构的设计能够很好的培养大学生的动手能力。减速器设计的质量高低，能够体现出当代大学生对书本所学的知识的掌握情况，同时也是对社会环境的适应及挑战。减速器的形式有多种，在本设计中，采用涡轮蜗杆一级减速器。该减速器，结构相对简单，传动比大，冲击载荷小，传动平稳，噪音低。设计该减速器的基本目的在于巩固，加深和拓宽机械设计和机械原理的知识，熟悉机械设计的一般规律，提高运用标准，规范，手册进行设计计算与绘图的技能，经过实践，增强创新意思和竞争意识，培养分析问题和解决问题的能力。目录一、机械传动装置总体设计······························P41、拟定传动方案2、电动机的选择3、计算运动和动力参数二、传动零件的设计······································P71、减速器传动设计计算2、验算效率3、精度等级公差和表面粗糙度的确定三、轴及轴承装置设计···································P101、输出轴上的功率、转速和转矩2、蜗杆轴的设计3、涡轮轴的设计四、机座箱体结构尺寸及附件···························P221、箱体的结构尺寸2、减速器的附件五、蜗杆减速器的润滑···································P241、蜗杆的润滑2、滚动轴承的润滑六、蜗杆传动的热平衡计算······························P251、热平衡的验算七、设计体会··············································P26附录：参考文献一、传动装置总体设计1、拟定传动方案根据任务书要求，设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均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、以及其它标准件等。传送方案示意图如下：总传动比：i=26Z1=2为了确定传动方案先初选卷筒直径：D=450mm运输带速度：V=1m/s卷筒转速=60×1000v/(D)=60×1000×1/(×450)r/min=42.46r/min而i=26，而且=，因此有=i=26×42.46=1103.96r/min选择同步转速为1500r，满载转速为1440r/min的电动机。===55.38r/min因此，校验滚筒直径有：=60×1000v/(D)可得D≈345mm2、选择电动机1，选择电动机容量工作机要求的电动机输出功率为：其中则由电动机至运输带的传动总效率为：减速器中有两个联轴器，两对滚子轴承)式中，查机械设计手册可得联轴器效率=0.99滚动轴承效率=0.98双头蜗杆效率=0.8转油润滑效率=0.96卷筒效率=0.96先不予考虑，定为1则=71.5.0%初选运输带有效拉力：F=5000N从而可得：=7.0kw＜7.5kw按已知工作要求和条件选用Y系列（IP44）封闭式笼型三相异步电动机可供选择的电动机列表如下：方案电动机型号额定功率Pedkw电动机转速r/min额定转矩同步转速满载转速1Y132S2-27.5300029002.02Y132S2-47.5150014402.23Y1607.510009602.04Y160L7.57507202.0由前面可知电机的满载转速为1440r/min，从而能够选取Y132S2-4以下是其详细参数Y132S2-4的主要性能参数额定功率/kw同步转速n/(r)满载转速n/(r)电动机总重/N启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩7.5150014406802.22.33、计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速蜗杆轴n1=1440r/min齿轮轴n2=1440/26=55.38r/min卷筒轴n3=n2=55.38r/min（2）各轴的输入功率蜗杆轴p1==6.78kw齿轮轴p2=p1=5.2kw卷筒轴p3=p2=5.05kw(3)各轴的转矩电机输出转矩=9550=9550×7.0/1440Nm=46.42Nm蜗杆输入转矩==46.42×0.99×0.98Nm=45.04Nm蜗轮输入转矩=i=45.04×27×0.98×0.8×0.96Nm=915.2Nm卷筒输入转矩==×0.99×0.98Nm=887.9Nm将以上算得的运动和动力参数列于下表表2-2类型功率P（kw）转速n（r/min）转矩T（N·m）传动比i效率η电动机轴7144046.42蜗杆轴6.78144045.040.715蜗轮轴5.255.38915.226传动滚筒轴5.0555.38887.9二、传动零件的设计1、减速器传动设计计算（1）选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。（2）选择材料考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用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45~55HRC。因而蜗轮用铸锡磷青铜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HT200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，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由手册知传动中心距≥①确定作用在涡轮上的转距由前面可知=915.2Nm②确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数=1;由机械设计手册取使用系数=1.15由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数=1.2;K==1.38③确定弹性影响系数因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160④确定接触系数假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a=0.30,从而可查得=3.1⑤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,可从手册中查得蜗轮的基本许用应力=268应力循环次数N=60j=60×1×1440×50000/26=1.6×108寿命系数==0.707则==0.707×268=189.5⑥计算中心距≥mm=196.5mm取中心距a=250mm,i=26,查表选取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=80mm。这时d1/a=0.32，因此Zp<3.1因此以上计算结果可用。⑷蜗杆与蜗轮主要几何参数①蜗杆轴向齿距pa=πm=25.13mm 直径系数q=d1/m=10齿顶圆直径da1=d1+2m=80+2×1×8mm=96mm齿根圆直径df1=d1-=d1-2m(+)=80-2×8×(1+0.2)mm=60.8mm导程角γ=18’31’’蜗杆轴向齿厚Sa=0.5m=0.5×3.14×8mm=12.56mm②蜗轮蜗轮齿数查表可得=52变位系数取为+0.25传动比i=/=52/2=26传动比误差0%分度圆直径=m=8×52mm=416mm齿顶圆直径da2=+2ha2=416+2×8×1.25mm=436mm齿根圆直径df2=-=416-2×8×1mm=400mm蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-0.5da2=250-218mm=32mm⑸校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数=55.15由=+0.25，=55.15，查机械设计手册可得齿形系数=2.2螺旋角系数=1-=1-=0.9192许用弯曲应力=从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56寿命系数=0.590==0.590×56=33.0<因此满足弯曲强度。2、验算效率已知γ=18’31’’=，；与相对滑动速度有关==6.15m/s查表可得=0.025，代入式中可得90.1%大于原估计值，因此不用重算。3、精度等级工查核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/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8经济精度，侧隙种类为f，标注为8f,GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。三、轴及轴承装置的设计图4-11、求输出轴上的功率P,转速和转矩由前面可知：（1）蜗杆轴的输入功率、转速与转矩P1=Pr=6.78kwn1=1440r/minT1=45.04N.m（2）蜗轮轴的输入功率、转速与转矩P2=5.2kwn2=55.38r/minT2=915.2N·m（3）传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P3=5.05kwn3=53.33r/minT3=887.9N·m2、蜗杆轴的设计（1）选择轴的材料及热处理选用45钢调质（2）蜗杆轴结构初步设计1，先初步估算轴的最小直径。由于轴的材料为45号钢，调制处理，查表初取=112,于是有：18.30mm蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径,轴经过联轴器是与电动机轴相连的。因此减速器高速端外伸段径颈与电动机的轴径应该相当，由于前面已经确定了电动机为Y132S2-4，直径dm=38k5。即电动机直径为38mm，因此dmin取38mm为了避免初步设计蜗杆结构后进行强度校核，能够先进行弯扭合成进行设计。初取轴承宽度分别为n1=n2=30mm。如上图所示为提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按L1=(0.9~1.1)da2公式计算L1=(0.9~1.1)416=（392.4~479.6）mm取L1=400mm蜗杆两端滚动轴承对称布置，取s1=k1=200mm2，轴的受力分析根据经验公式，蜗杆螺旋部分(11+0.06)m=(11+0.06×52)×8mm=121.96mm取=180mm=80mm则Ft===1126N轴的受力分析图 X-Y平面受力分析X-Z平面受力图：其中Ma=水平面弯矩 垂直面弯矩合成弯矩当量弯矩T/N·mm根据第三强度理论为了考虑不同环境的影响，引入折合系数α，则计算应力为：对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:扭转切应力：从而可得：由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处理，查表可得:=60Mpa因此有：式中：——轴的计算应力，MPa;M——轴所受的弯矩，N·mm;T——轴所受的扭矩，N·mm;W——轴的抗弯曲截面系数，——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa查表得圆轴W的计算式为：联立以上两式可得：代入数值可得d≧34.3mm,由上面所的数据，蜗杆齿顶圆直径为96mm，即最大直径为96mm，故取轴的坯料直径为100mm3，联轴器的选择。根据前面已算好的数据，扭矩为45.04Nm，减速器高速端外伸段径颈与电动机的轴径应该相当，因此选择联轴器的孔径为38mm，又由于该联轴器是连接电动机与减速器的，故轴的转速较高，为了减少启动载荷，缓和冲击，应该选择较小转动惯量和具有缓冲，吸振的弹性联轴器，综上考虑，选择型号为LT6的弹性套柱销联轴器。查表可得联轴器孔长度为62mm，定位轴肩高度h=（0.07~0.1）×38,由于此处要安装密封圈，因此取h为4mm，即定位轴肩的直径φ246mm。计算转矩Tca=KAT=1.5×45.04=67.56Nm,（其中K4，滚动轴承的选择。按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距大于300mm，故采用一端固定一一段游动的轴承支撑结构。由于同时受到径向和轴向力，因此轴承类型选为角接触球轴承，轴承预期寿命取为5000h。由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=2089N，Fa=56309N，轴承工作转速n=1440r/min。初选滚动轴承为角接触球轴承7309BGB/T279-1994，基本额定动载荷Cr=59.5kN,基本额定静载荷Co=39.8KN。Fa/Fr=5630/12089=2.69>e=1.14X=0.35,Y=0.57pr=XFr＋YFa=0.35×2089＋0.57×5630N＝3940.25N由于是轻微冲击，取载荷系数fp=1.2=fp（XFr＋YFa）=1.2×3940.25=4728.3N验算轴承的使用寿命：式中：ε——指数，对于球轴承ε为3；代入数值有23000﹥5000h故7310B轴承满足要求。7309B轴承：d=45mmD=100mmB=25mmdamin=54mm5,键联接选择。选择键联接的类型和尺寸选择A型普通平键。按资料所显示，初选键10×8GB1096-1990，b=10mm，h=8mm，L=校核键联接强度。键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=120~150MPa，取=145MPa。键的工作长度l=L-0.5b=80-0.5×10mm=51mm，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。从而：<145MPa满足强度计算，故选用键合适。综合以上数据，蜗杆轴结构采用车制式。其机构如下：图4.103、蜗轮轴的设计（1）选择轴的材料及热处理选用45钢调质（2）轴的结构初步设计1，先初步估算轴的最小直径。由于轴的材料为45号钢，调制处理，查表初取=112,于是有：蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径,该处要安装键，因此最小直径增大4%为最小53.6mm,轴经过联轴器是与卷筒相连的，因此直径大小与联轴器选择有关，初选为55mm.为了避免初步设计蜗杆结构后进行强度校核，能够先进行弯扭合成进行设计。图4.11初取轴承宽度分别为n3=n4=15mm。如上图所示为提高蜗轮轴的刚度，应尽量缩小支承跨距,蜗轮轴（2轴）跨距:S2=k2=da1+（25~35）=96+（25~35）mm=（121~131）mm取中间值126mm式中da1是蜗杆的齿顶圆。因此L2=252mm蜗杆两端滚动轴承对称布置，从而有s2=k2=126mm2，轴的受力分析轴的受力简图如图所示：图4.12X-Y平面受力分析图4.13X-Z平面受力图：图4.14其中水平面弯矩 图4.15垂直面弯矩图4.16合成弯矩图4.17扭矩T/N·mm图4.18根据第三强度理论为了考虑不同环境的影响，引入折合系数α，则计算应力为：对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:扭转切应力：从而可得：由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处理，查表可得:=60Mpa因此有：式中：——轴的计算应力，MPa;M——轴所受的弯矩，N·mm;T——轴所受的扭矩，N·mm;W——轴的抗弯曲截面系数，——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa查表得圆轴W的计算式为：联立以上两式可得：代入数值可得d≧43.73mm,由于要开键槽，因此需要将直径增大4%，从而d≧45.48mm取轴的直径为3，联轴器的选择。输出轴与工作机的周线偏移量不是很大，为了隔离振动与冲击，故，能够考虑选择弹性柱销联轴器，由于dmin53.6mm,T3=887.9N，工作转速为53.33r/min因此型号选择为LH4，孔径为55mm,轴孔长度为112mm，定位轴肩高度为（0.07~0.1），取为4mm。计算转矩Tca=KAT=1.5×887.9=1331.9Nm,（其中K4，滚动轴承的选择。按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。由于同时受到径向和轴向力，因此轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命取为1000000h。由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=2387.5N,轴向力Fa=880N，轴承工作转速n=55.38r/min。由于联轴器的定位轴肩高为5mm则初选滚动轴承32913GB/T279-1994，基本额定动载荷Cr=45.5kN,基本额定静载荷Cor=73.2kN。Fa/Fr=0.37>e=0.35X=0.4Y=1.7pr=XFr＋YFa＝2451kN由于是轻微冲击，取载荷系数fp=1.2=fp×Fr=1.2×2451kN=2941.2N验算轴承的使用寿命：式中：ε——指数，对于滚子轴承为；代入数值有﹥106h故32913轴承满足要求。32913轴承：d=65mmD=90mmT=5,键的选择。在该轴上有两个键传递扭矩，其中T2=915.2Nm，T3=887.9Nm，因此选择扭矩大的T2=915.2Nm来考虑。选择A型普通平键参考键的长度系列，取键长L21=70mm。按机械设计手册，初选键20×70GB/T1096-79，b=20mm，h=12mm，L=70mm。校核键联接强度：键、轴和轮毂的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=100~120MPa，取=110MPa。键的工作长度l=L-b=70-20mm=50mm，键与轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5×12mm=6mm。从而：＜110MPa故选用键合适。再考虑最小端的键选择，查机械手册，初选18×11，b=18mm,h=11mm,L=100mm。校核键的连接强度：键、轴和轮毂的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=100~120MPa，取=110MPa。键的工作长度l=L-b=100-20=80mm,接触高度k=0.5h=5.5mm,从而，<110MPa满足强度。涡轮轴如下所示：图4.19四、机座箱体结构尺寸及其附件1、箱体的结构尺寸⑴箱体结构形式的选择蜗杆减速器的箱体形式为剖分式.由于蜗杆圆周速度=6.15<10m/s,故采用蜗杆下置式。⑵箱体材料的选择与毛坯种类的确定根据蜗杆减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200.由于铸造箱体刚性好,易得到美观的外形,灰铸铁铸造的箱体还易于切削、吸收振动和消除噪音等优点,可采用铸造工艺获得毛坯.⑶箱体主要结构尺寸计算1.箱座壁厚δ≈0.004a+3=0.004×250+3mm=13mm取2.箱盖壁厚δ1≈0.85δ=0.85×13mm=11.05mm3.箱座分箱面凸缘厚b≈1.5δ1=1.5×10mm=15mm取b=4箱盖分箱面凸缘厚b1=1.5δ1=1.5×10=15mm5.平凸缘底座厚b2≈2.5δ=2.5×13=32.5mm6.地脚螺栓df≈0.036a+12=0.036×250+12mm≈22mm7.轴承螺栓d1≈0.7df=0.7×22mm≈8.联接分箱面的螺栓d2≈(0.5～0.6)df≈12mm9.轴承端盖螺钉直径d3≈(0.4～0.5)df≈1010.窥视孔螺栓直径d4=（0.3～0.4)df≈811.吊环螺钉直接用铸造吊钩，因此此项不需要。12.各螺栓至外机壁和凸缘边缘距离，以及沉头座直径螺栓直径M8M10M12M16M18M20M22M3014161822242630401214162022242635沉头座直径182226333640436113机座机盖肋厚m1≈0.85δ1=0.85×13mm≈11mmm≈0.85δ=0.85×10mm≈9mmr1≈0.2C2=0.2×14=314.轴承螺栓凸台高h=50mm15.轴承端盖外径蜗轮轴端盖=135mm蜗杆轴端盖=160mm16.轴承端盖凸缘厚度t=12mm2、减速器的附件⑴检查孔与检查孔盖为检查传动件的啮合情况、接触斑点、侧隙和向箱体内倾注润滑油,在传动啮合区上方的箱盖上开设检查孔⑵通气器减速器工作时,箱体温度升高,气体膨胀,压力增大,对减速器各接缝面的密封很不利,故常在箱盖顶或检查孔盖上装有通气器根据箱体的情况选取材料为Q235的通气塞，其尺寸如下表所示：mmdDD1SLlaA1M20×1.53025.422281546⑶油塞为了换油及清洗箱体时排出油污,在箱体底部最低位置设有排油孔,一般设置一个排油孔,平时用油塞及封油圈堵住，根据箱体的情况选取材料为Q235的油塞，其尺寸如下表所示：mmdD0LLaDSD1D1HM20×1.5302815425.42221222⑷定位销为了保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度,需在想替分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销⑸观察孔及观察孔盖为了方便维修和观察减速箱内部的结构，在箱体顶端设置了观察孔及孔盖。根据箱体的情况选取材料为HT200，其尺寸如下表所示：mmAA1A2BB1B2d4Rh200160140150190170866⑹起吊装置为了方便、经济，起吊装置采用箱盖吊钩，选取材料为HT200，其尺寸如下表所示：mmc3c4bRrr1456022601012五、蜗杆减速器的润滑1、蜗杆的润滑虽然本蜗杆的想多滑动速度为6.15m/s,同时考虑本传动装置寿命较长，滑移速度较大，故采用油池润滑，选择润滑剂为L-AN全损耗系统用油。2、滚动轴承的润滑下置式蜗杆的轴承，由于轴承位置较低，能够利用箱内油池中的润滑油直接浸浴轴承进行润滑，即滚动轴承采用油浴润滑六、蜗杆传动的热平衡计算1.热平衡的