一个蜗轮蜗杆减速器设计说明书

1、.机械基础设计实践 设计说明书设计题目： 一级蜗轮蜗杆减速器姓名：王松 指导老师：荣辉 学号：20092061 班号：092209012011/9/8目 录前言-（4）1、 机械设计课程设计任务书 - （4）2、 系统运动方案的设计-（5）3电动机的选择及传动比-（6） 3.1、电动机类型的选择-（6） 3.2、电动机功率选择-（6） 3.3、确定电动机转速-（6） 3.4、总传动比-（7）4、运动学与动力学计算 -（8） 4.1、蜗杆蜗轮的转速-（8） 4.2、功率-（8） 4.3、 转矩-（8）5、 传动零件设计计算-（9） 5.1、选择蜗杆传动类型-（9） 5.2、选择材料-（9） 5.

2、3、按齿面接触疲劳强度进行设计-（9） 5.4 校验蜗轮弯曲强度5.5、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸-（9）6、轴的设计计算及校核-（10） 6.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算-（10）6.1.2 联轴器的选择-（10） 6.1.3 输入轴的结构设计 -（11）6.1.4由弯扭合成法校核轴的强度 -（11）6.2 输出轴的设计计算 -（ 13）6.2.1轴上的零件定位，固定和装配 -（13）6.2.2确定轴的各段直径和长度 -（14）6.2.3按弯扭复合强度计算 147、滚动轴承的选择及校核计算-（16） 7.1、计算输入轴轴承 -（16） 7.2、计算输出轴轴承 -（18）8、联轴器及键等

3、相关标准的选择-（19） 8.1、连轴器与电机连接采用平键连接-（19） 8.2、输入轴与联轴器连接采用平键连接-（20） 8.3、输出轴与蜗轮连接用平键连接-（20）9、减速器结构与润滑的概要说明-（20） 9.1、箱体的结构形式和材料-（20） 9.2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系-（21） 9.3、齿轮的润滑-（22） 9.4、滚动轴承的润滑-（22） 9.5、密封-（22）9.6、注意事项-（22）9.7减速器附件简要说明-（22）10、设计小结-（22）11、参考资料-（23）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。 本设计是蜗

4、轮蜗杆减速器的设计，在荣辉老师的指导下，由本人独立完成设计任务。根据所给数据选择第二组参数，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。一，课程设计任务书1，题目：设计用于带式运输机上的减速器。2，基本要求：运输机每天单班制工作，每班工作8小时，每年按300天计算，轴承寿命为齿轮寿命的1/31/4。设计参数：运输带拉力 F/kN运输带速度 V/(m/s)滚筒直径(mm)使用年限/年2.31.2300

5、83，技术条件：（1）工作机上的载荷性质比较平稳，启动过载不大于5%，单向回转。（2）电动机的电源为三相交流电，电压为380V。（3）允许鼓轮的速度误差为5%4，工作环境：室内5，设计要求：（1）减速器装配图一张（2）零件图2张（低速段轴及与轴配合的蜗轮）（3）设计说明书一份，按指导书的要求写二，系统运动方案的设计采用一级蜗轮蜗杆减速器，优点是传动比较大，结构紧凑，传动平稳，噪音小，适合于繁重及恶劣条件下长期工作。缺点是效率低，发热量较大，不适合于传递大功率。传动路线为：电机连轴器减速器连轴器带式运输机。电动机与蜗杆之间采用弹性联轴器，低速轴与工作机之间使用齿式联轴器。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴

6、向固定。蜗杆一端采用一对圆锥滚子构成固定端，一端实用深沟球轴承构成游动端。蜗轮和蜗杆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。 传动装置简图如右图：三、电动机的选择及传动比3.1、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。3.2、电动机功率选择 稳定运转下工件机主轴所需功率： 工作机主轴转速为： 工作机主轴上的转矩：如传动简图所示，各联轴器及传动

7、零件的效率如下。弹性柱销联轴器： 齿式联轴器： 圆锥滚子轴承： 闭式蜗轮蜗杆的传动效率： （四头闭式）所以，电动机至工件机主轴之间的总效率为： = 0.99 * 0.99* 0.98* 0.98 * 0.85 = 0.80所以电动机所需功率为： 3.3、确定电动机转速选取电动机的转速为 n = ，查机械设计手册，取电动机型号为Y132M1-6，则所选取电动机部分性能如下：额定功率 满载转速 对Y系列电动机，通常选用同步转速为1000rpm或1500rpm的电动机，如无特殊需要，不选用低于750rpm的电动机配合计算出的容量，由表查出有两种适用的电动机型号，其技术参数比较情况见下表：方 案电动机

8、型号额定 功率kw 电动机转速 r/min同步转速满载转速 1Y132M1-6 4 1000 960 2Y112M-4 4 15001440 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可知方案1比较适合。因此选定电动机型号为Y132M1-6,所选电动机的额定功率P = 4kw，满载转速n= 960r/min 。 3.4、总传动比 1， 计算总传动比和各级传动比的分配 （为蜗杆转速，为蜗轮转速） 2， 各级传动比的分配 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。 四、运动学与动力学计算4.1、蜗杆蜗轮的转速： 蜗杆转速和电动机的额定转速相同 蜗轮转速：则在5%内 滚筒的

9、转速和蜗轮的转速相同 4.2、功率： 蜗杆的功率：p=3.45*0.99=3.4155kW 蜗轮的功率：p=3.4155*0. 98*0.85=2.845kW 4.3、 转矩： 电动机转 蜗杆转矩 蜗轮转矩 表格统计如下：参数电动机蜗杆蜗轮转速r/min96096080功率P/kw3.555 3.5193.136转矩N.m34.3234.00355.635五、传动零件的设计计算5.1、选择蜗杆传动类型 根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。5.2、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

10、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HT200制造。5.3、按齿面接触疲劳强度进行设计m3q9000kT2ZEZ2H22=1080.34mm3由教材表7-1取标准值：模数：m=4， 分度圆直径 d1=71，蜗杆系数 q=17.755.4校验蜗轮弯曲强度蜗杆导程角：=arctanz1q=124205蜗轮弯曲许用应力（教材表7-6）F2=75MPa蜗轮当量齿轮zv zv=z2cos3=53.86蜗轮齿形系数 YF2(教材表7-5) YF2=1.45+1.40-1.4560-50x53.86-50=1.4307根据蜗

11、轮齿根弯曲强度校核公示（教材7-13） F2=1530KT2cosm3qz2YF2=21.39 F2F2 校核安全5.5、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 蜗杆蜗杆齿顶圆直径:da1=d1+2ha*m=71+2x1x4=79mm齿根圆直径:df1=d1-2ha*m+c=61.4mm螺旋部分长度： b1=2mz2+1=58mm分度圆导程角;(2)蜗轮 蜗轮蜗轮齿数50;演算传动比mm,这时传动误差比为, 是允许的。蜗轮分度圆直径d2=mz2=200mm蜗轮齿顶圆直径=208mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=190蜗轮咽喉母圆半径df2=d2-2ha*+cm=32蜗轮咽喉母圆半径蜗轮

12、宽度：b22m0.5+q+1=40mm 蜗轮外径：de2=+m=212蜗轮宽度： B0.67da1=52mm蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用齿圈式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/f9配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选6个六，轴的设计计算6.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算高速轴用45Cr，表面淬火处理。=3040MPa p=3.42kW C=118107 取C=1156.1.1 先按扭转计算轴的最小直径:=16.55mm即轴的最小直径dmin=20mm。根据电动机的选择，电动机的输入轴的直径D1=38mm，用弹性联轴器将高速轴与电动机连接起来。根据设计手册表15-6，初定高速轴与联轴器相连轴径D

13、1=40mm，度取L1=80mm（连联轴器）。6.1.2 联轴器的选择如前所述，高速段LX3弹性联轴器，低速端采用GICL2齿式联轴器型号公称转矩Tn允许转速n轴孔直径dY型长度LX31250N.m475040mm和3880mmGICL21400N.m63042mm85mm输入轴1.5*34.32=51.48N.m1250N.m满足要求；输出轴1.5*355.625=533.44N.mB16段：直径d6= d4=48mm 长度L6=52mm7段：直径d7=d3=58mm 长度L7=L3=10mm8段：直径d8=55mm，长度L8=40mm。确定其他细节尺寸：轴两端倒角尺寸为1.5x45，轴肩处

14、过渡圆角半径取为1.5mm，与蜗轮配合轴与其两边轴段之间的过渡原件半径可取为10mm。轴1段为过盈配合（n6，且采用A型平键连接实现周向固定。该轴段上键槽宽度b=12mm，槽深t=5mm，键槽长度L=70mm）6.1.4由弯扭合成法校核轴的强度:建立力学模型：高速端轴上的功率，转速，转矩：P2=3.4155kWn2=960T2=34.0N.m由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*轴环长=203mm=200mm。为提高刚度，尽量缩小支承跨距L=（0.9-1.1）da2=（187.2-228.8）mm,则200mm满足要求。齿顶圆直径：da1=79mm 求蜗杆受力

15、：根据教材P125（7-5）式有，蜗杆圆周力：=2T1/d1=2*34/0.071=957.746N蜗杆轴向力：=2T2/d2=2*355.625/0.2N=3556.25N蜗杆径向力：Fr1=tan=3556.25tan200=1294.37NL=200mm ，左右基本对称，两边轴承距蜗杆受力点均为100mm。求出蜗杆的受力简图（1）垂直面的支承反力 由两边基本对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为： MC2=FrhL=478.873100=47.9Nm（2）水平面的支承反力：截面C在水平面上弯矩为：MC1=d*Ft/2=957.746*71*/2=34.0Nm（3）绘制合弯矩图M

16、C=(MC12+MC22)1/2=58.74 Nm （4）绘制扭矩图转矩：T= TI=34.0Nm校核危险截面C的强度由教材P220式（12-3）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表12-2查得,因此,故安全。该轴强度足够。6.2 输出轴的设计计算 6.2.1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，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒， 右轴承从右面装

17、入。6.2.2确定轴的各段直径和长度 1 2 3 4 5 6 71、段：直径d1=42mm 2、段： h=0.07 d1=3mm直径d2=d1+2h=42+23=48mm,该直径处安装密封毡圈3，段：直径d3=50mm ，由GB/T297-1994初选用30210型单列圆锥滚子轴承，其内径为50mm，T为21.75mm，B=20mm。4、段： d4=d3+6=50+6=56mm，长为15mm。5、段: d5=d4+2*1=58mm，长为90mm6、段：起定位作用 d6=58+4*2=66mm，长为15mm。7，段：直径d7=50mm ，由GB/T297-1994初选用30210型单列圆锥滚子轴

18、承，其内径为50mm，T为21.75mm，B=20mm。由上述轴各段长度及正装T=21.75mm，a=20.0可由L=（L5+2）+L6+（套筒长）+2(T-a)算得轴支承受力跨距L=125.5mm取126计算。6.2.3按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=200mm求转矩：已知T2= TII=355.625Nm求圆周力Ft： =2T2/d2=3556.25N.m =957.746N.m求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=tan=3556.25tan200=1294.37N两轴承对称则LA=LB=63mm 1、求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ2、由两边对称，截面C的

19、弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为 MC2=FrhL=1778.163=112.0Nm3、截面C在水平面弯矩为MC1=d*Ft/2=*200*/2=355.625Nm4、计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（1122+355.6252）1/2=372.84Nm5、校核危险截面C的强度由式由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材1查得,因此,故安全。此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：83008=19200小时。7.1、计算输入轴轴承初选两轴承30208型单列圆锥滚子轴承查参

20、考文献【3】可知蜗杆承轴30208两个，蜗轮轴承30213两个，(GB/T297-1994)表：轴承代号基本尺寸/mm 计算系数基本额定/kNdDTa受力点 e Y动载荷Cr静载荷Cor30210509021.7520.00.41.573.292183.5180 (1)求两轴承受到的径向载荷和平面力系。其中图中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知: N （2）求两轴承的计算轴向力对于30210型轴承,按教材有,其中,系数e=0.37,因此估算按教材P322式(13-11a) =711.6N(3)求轴承当量动载荷和因为e由教材查表或插值计算

21、得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =0.4, =1.5对轴承2 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P245表14-3,4, ,取。则由教(14-3)将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个(4)验算轴承寿命=1.0*(0.40*+1.5*)=6231.65N67.9KN=1.0*1*2134=2134N19200h故所选轴承满足寿命要求。7.2、计算输出轴轴承123.5120 初选两轴承为30210型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=73.2KN(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个

22、平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知: （2）求两轴承的计算轴向力 对于30210型轴承,按教材, =711.6N（3） 求轴承当量动载荷和 e对轴承1 =0.4, =1.5对轴承2 =1 =0因轴承运转中有轻微冲击,取。=1.1*(0.40*1781.68+1.5*1672.346)=3543.3N73.2KN=1.1*1*2143.8=12358.18N19200h故所选轴承满足寿命要求8，键及联轴器连接的选择及校核计算8.1、连轴器与电机连接采用平键连接查机械设计实践得Y132M轴径d1=38mm，E=80m

23、m取L电机=50mm 基本额定转矩为2000N.mm选用A型平键，得：b=12 h=8 L=70根据教材表11-13得平键在轻微冲击下的许用挤压应力 p= 110Mpa根据教材P203式11-20得p=4T2/dhl=42000/（38870）=0.376Mpap(110Mpa)8.2、输入轴与联轴器连接采用平键连接轴径d2=40mm L1=80mm T=35.0Nm查手册选A型平键，得：b=12 h=8， L=,80 轴槽深t=5mmp=4T2/dhl=434.321000/（40870）=6.13Mpap(110Mpa) 8.3输出轴与涡轮连接用平键连接轴径d4=58mm L2=90mm

24、T=355.625N.m选用A型平键，得：b=16 h=10 L=70 轴槽深t=6mm，轮毂槽深=4.3mmp=4T/dhl=4355625/（581070）=35.04Mpap (110Mpa)9，减速器结构及密封润滑的概要说明9.1减速器的结构形式与材料本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照机械基础设计实践图18-10装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座

25、在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。具体结构详见装配图采用下置剖分式蜗杆减速器（由于V=1m/s4m/s）铸造箱体，材料HT150。 9.2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系名 称符 号 尺 寸 关 系 计 算 结 果机座壁厚0.04a+3810机盖壁厚0.85810机座凸缘厚度 b1.514机盖凸缘厚度 12机座底凸缘厚度 p2.525地脚螺钉直径 0.036a+1217.76取 M20地脚螺钉数目 n44轴承旁连接螺栓直径 11.9 M12机盖与机座连接螺栓直径 9.35 M10轴承端盖螺钉直径 7.65 M8窥视孔盖螺钉直径5.95 M6Df，d1，d2至外壁距离 C1见表26,18,16df，d1,d2至凸边缘距离C2见表24,16,14轴承端盖外径D2轴承座直径+（5-5.5）