精品毕业论文新型减速器设计

现代机械装置变速减速的特点分析一般来讲，能变速减速的机械装置主要是指减速器和减速机，但是二者的区别很小。主要的区别是减速器是不带电机的，减速器的结构也和减速机不一样，作为减速器来说，它只是一个独立的减速装置。也就说，它的附属装置是不存在的，同样，还有一种机器叫做减速箱，减速箱的作用就是减少动力源的转速，它的作用与减速器和减速机是非常相似的。同样，减速箱中也没有电机，这点与减速器是相同的，而且这两者之间还有一个共同点就是都是只有一个减速装置，减速箱的减速装置是被装置于箱中的。 减速器由于结构紧凑、效率高效、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机器中广泛运用。新型减速器的特点及发展趋势新型减速器产生的原因：理论知识的日趋完善，更接近实际（如齿轮强度计算方法、修形技术、变形计算、优化设计方法、齿根圆滑过渡、新结构等）。采用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平提高。结构设计更合理。加工精度提高到ISO56级。轴承质量和寿命提高。润滑油质量提高。新型减速器的特点和发展趋势如下：当今世界各国减速器和齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率;二低即低噪声、低成本;二化即标准化、多样化。减速器和齿轮的设计与制造技术的发展,在一定程度上标志着一个国家的工业水平,因此,我们要大力开拓和发展减速器和齿轮技术。其具体的发展趋势表现在以下几个方面：高水平、高性能。圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高4倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。积木式组合设计。基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。型式多样化，变型设计多。摆脱了传统的单一的底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。新型减速器的设计计算准则分析第一章 减速器概述第一节 减速器的主要型式及其特性减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动布置方式不同主要分为：展开式、同轴式、分流式；按传递功率的大小不同可分为：小型、中型、大型；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。 以下对几种减速器进行对比： 一、圆柱齿轮减速器当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=840)和二级以上(i40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：（1）轴的刚度宜取大些；（2）转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；（3）采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的齿轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。 圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至 40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s70m/s，甚至高达150 m/s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。 圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸是渐开线齿轮减速器约30。 二、圆锥齿轮减速器 它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥圆柱齿轮减速器。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面崧，作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。 三、蜗杆减速器 主要用于传动比较大(j10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于4m/s 时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚、发生过多，最好采用蜗杆在上式。 四、齿轮-蜗杆减速器 它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。 在传动装置领域, 蜗杆传动减速器一直以其大速比、高紧凑、低噪声著称, 在一定的体积限制下, 单级蜗杆传动通常可以领先于各种传动方式, 做到最大的速比, 最大时可达100甚至更高。在一定的速比条件下, 蜗杆传动可以做到体积最小, 由于其输入轴与输出轴呈空间异面垂直型式,蜗杆副的外包轮廓是各种主流传动副中最小的,其高紧凑的优势非常显著。因此, 蜗杆传动大量应用于各种高精度测量仪器或设备、低速直线传动装置(如丝杠升降机)、纺织机械、搅拌装置、缆车等等。硬齿面减速器是近10年来逐步兴起的新型传动装置, 由于齿轮材料的渗碳淬火工艺与磨齿工艺问题的解决, 以及装配工艺的同步升级,逐渐发展成为当前的主流减速器之一。相对于早期的软齿面或中硬齿面减速器, 硬齿面减速器主要采用低碳合金钢作为齿轮材料, 经渗碳淬火后,使齿轮达到齿面硬、心部韧的硬度分布, 在高强度与抗冲击方面获得较好的综合性能, 尤其适用于重载传动。综合蜗杆传动和硬齿面减速器,提出一种新型的传动组合方式, 可充分发挥圆弧蜗杆传动与渐开线硬齿面圆柱齿轮传动的优势,在实现双级减速器中间速比区间的同时, 使蜗杆传动的功率范围得到较大幅度延伸, 同时采用模块化设计思想, 即参数与结构两方面同时实现模块化组合, 设计出系列化产品。通过比较，我选定齿轮蜗杆减速器。第二节 减速器结构近年来，减速器的结构有些新的变化。其中传统型减速器结构和新型减速器结构介绍如下： 一、传统型减速器结构 绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面平整。箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出扳手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有23个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示等均可从有关的设计手册和图册中查出。在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。 二、新型减速器结构 齿轮蜗杆二级减速器 、圆柱齿轮圆锥齿轮圆柱齿轮三级减速器。 这些减速器都具有以下结构特点：（1）在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了便于传动零件的安装，在适当部位有较大的开孔。（2）在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。 （3）输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构，减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。三、新型减速器润滑圆周速度v12m/s一15 m/s的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。为了减少齿轮运动的阻力和油的温升，浸入油中的齿轮深度以12个齿高为宜。速度高的还应该浅些，建议在0.7倍齿高左右，但至少为10mm。速度低的(0.5 m/s一0.8 m/s)也允许浸入深些，可达到16的齿轮半径；更低速时，甚至可到13的齿轮半径。润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮齿的整个宽度。对于油面有波动的减速器(如船用减速器)，浸入宜深些。在多级减速器中应尽量使各级传动浸入油中深度近予相等。如果发生低速级齿轮浸油太深的情况，则为了降低其探度可以采取下列措施：将高速级齿轮采用惰轮蘸油润滑；或将减速器箱盖和箱座的剖分面做成倾斜的，从而使高速级和低速级传动的浸油深度大致相等。减速器油池的容积平均可按1kW约需0.35L一0.7L润滑油计算(大值用于粘度较高的油)，同时应保持齿轮顶圆距离箱底不低于30mm一50mm左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。减速器的工作平衡温度超过90时，需采用循环油润滑，或其他冷却措施，如油池润滑加风扇，油池内装冷却盘管等。循环润滑的油量一般不少于05L/kW。圆周速度v12m/s的齿轮减速器不宜采用油池润滑，因为：1)由齿轮带上的油会被离心力甩出去而送不到啮合处；2)由于搅油会使减速器的温升增加；3)会搅起箱底油泥，从而加速齿轮和轴承的磨损；4)加速润滑油的氧化和降低润滑性能等等。这时，最好采用喷油润滑。润滑油从自备油泵或中心供油站送来，借助管子上的喷嘴将油喷人轮齿啮合区。速度高时，对着啮出区喷油有利于迅速带出热量，降低啮合区温度，提高抗点蚀能力。速度v20m/s的齿轮传动常在油管上开一排直径为4mm的喷油孔，速度更高时财应开多排喷油孔。喷油孔的位置还应注意沿齿轮宽度均匀分布。喷油润滑也常用于速度并不很高而工作条件相当繁重的重型减速器中和需要用大量润滑油进行冷却的减速器中。喷油润滑需要专门的管路装置、油的过滤和冷却装置以及油量调节装置等，所以费用较贵。此外，还应注意，箱座上的排油孔宜开大些，以便热油迅速排出。蜗杆圆周速度在10m/s以下的蜗杆减速器可以采用油池润滑。当蜗杆在下时，油面高度应低于蜗杆螺纹的根部，并且不应超过蜗杆轴上滚动轴承的最低滚珠(柱)的中心，以免增加功率损失。但如满足了后一条件而蜗杆未能浸入油中时，则可在蜗杆轴上装一甩油环，将油甩到蜗轮上以进行润滑。当蜗杆在上时，则蜗轮浸入油中的深度也以超过齿高不多为限。蜗杆圆周速度在10ms以上的减速器应采用喷油润滑。喷油方向应顺着蜗杆转入啮合区的方向，但有时为了加速热的散失，油也可从蜗杆两侧送人啮合区。齿轮减速器和蜗轮减速器的润滑油粘度可分别参考表选取。若工作温度低于0，则使用时需先将油加热到0以上。蜗杆上置的，粘度应适当增大。第二章 传动方案的拟定第一节 传动方案的拟定机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置是将原动机的运动和动力传给工作机的中间装置。它常具备减速（或是增速）、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。传递装置是机械的重要组成部分。传递装置的质量和成本在整部机器中占有很大的比重，整部机器的性能、成本费用以及整体尺寸在很大程度上取决于传动装置的设计状况，因此，合理的拟定传动方案是机械设计中一个重要的组成部分。合理的传动方案首先应满足工作机的性能（例如传动功率、转速以及运动方式）的要求，另外还要与工作条件（工作环境、工作场地、工作时间）相适应。同时还要求工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传递效率高，使用维护方便，工艺性和经济性好。由于单级传动的传动比一般较小，而二级传动的传动比较大，所以设计的新型减减速器选用二级传动。所设计的减速器的方案有：1、 蜗杆在涡轮之上的齿轮蜗杆二级减速器2、 蜗杆在涡轮之下的齿轮蜗杆二级减速器3、 蜗杆在涡轮之上的蜗杆齿轮二级减速器4、 蜗杆在涡轮之下的蜗杆齿轮二级减速器常见的齿轮与蜗杆组合的二级减速器是蜗杆传动在低速级，齿轮传动在高速级，所以新型减速器我选择与之相反的传动方式，即蜗杆传动在高速级，齿轮传动在低速级，具体的设计功能原理设计中说明。第二节 新型减速器的功能原理设计1、蜗轮齿轮二级级减速器传动原理蜗轮齿轮双级减速器高速级采用圆环面包络圆柱蜗杆传动, 低速级采用硬齿面渐开线圆柱齿轮传动, 其传动简图如图1所示。图1中低速级齿轮轴与蜗轮同轴, 减速器转矩由蜗杆输入, 经蜗杆副传递给低速级圆柱齿轮副, 由输出轴输出。减速器高速级采用的蜗杆传动齿形为型, 又称为尼曼齿制, 是德国尼曼教授( GustavNiemann)发明的一种新型高承载蜗杆传动齿制。蜗杆采用磨削工艺, 其创成螺旋面为砂轮法截面圆弧刃廓, 砂轮上的圆弧段刃廓在蜗杆旋转的同时, 沿蜗杆轴向按照设计导程移动, 包络形成 齿廓。其齿廓成形原理如图2所示。图2为蜗杆法向截面内的齿廓形状示意图,表示蜗杆齿廓成形圆弧半径, 由砂轮经修整器修整后形成, 其取值一般按下式计算。= (56) m (1)式中, m 为蜗杆轴截面模数值, mm。图3为砂轮安装位置图, 在蜗杆齿廓实际磨削中存在三个基本运动, 蜗杆沿自身轴线低速旋转(蜗杆进给运动) 、砂轮沿自身轴线高速旋转(产生切削运动) 、砂轮沿蜗杆轴线方向平移(螺旋线运动) , 砂轮刃廓在蜗杆工件齿廓部位磨削形成圆弧包络。从 圆环面包络圆柱蜗杆齿廓成形过程可以看出, 蜗杆传动在啮合过程中比普通蜗杆传动具有更长的接触线, 同时由于分度圆压力角取(普通蜗杆传动取) , 蜗杆传动的承载能力有较大幅度提高。多年的实践证明, 在基本条件相同的情况下, 蜗杆传动与普通蜗杆传动相比, 其承载能力提高50%150%, 传动效率提高8%15%, 传动比越小、速度越高。减速器低速级采用的渐开线圆柱齿轮传动,是目前应用最为广泛的传动形式。渐开线由于具有可分特性, 对中心距变化不敏感, 在传动副中心距有微小变化时, 可以保持传动比稳定, 容易实现中心距配凑, 因此在实际应用中具有很强的适应能力, 尤其适用于系列化减速器的中心距型谱设计。渐开线齿轮的加工方法极为丰富(滚齿、插齿、磨齿、剃齿等等) , 相关的加工设备也得到极大程度的发展。在本产品中, 采用进口数控成形磨齿机, 使齿轮副精度稳定在6级(GB/T 1009511/2-2001 ) , 并采用齿廓修形技术, 根据齿轮的受力情况进行齿廓及齿向修形,减小内部冲击, 使齿轮副的啮合平稳性得到保证, 最大程度地发挥其承载能力。3传动组合的优势传动效率是决定传动装置承载能力的主要参数, 因此, 增大转矩体积比(承载能力的特征量)最有效的方法就是提高传动效率。蜗杆传动是一种传动效率较低的传动方式(相对于齿轮传动) , 尤其是速比较大时。蜗杆传动效率计算公式如下。 （2）(2)式中, 为蜗杆传动效率;为螺旋升角, =; 其中为当量摩擦角, = arctan , 为当量摩擦系数, 与相对滑动速度成非线性反比关系, 如图4所示。蜗杆采用低碳合金钢,经渗碳淬火后磨齿, 蜗轮采用锡青铜。在式(2)中, 螺旋升角一般远大于当量摩擦角, 而与蜗杆头数成线性正比, 因此在其他条件确定的情况下, 蜗杆头数是决定蜗杆传动承载能力的关键参数, 蜗杆头数与传动效率概略值关系如图5所示。式( 3)中当量摩擦角减小时, 蜗杆传动效率随之增大; 当趋近于0时, 蜗杆传动效率趋近于1。因此当量摩擦角成为决定蜗杆传动效率的另一重要因素。由图4可以看出, 当从0.01 m/s增大至0.25 m/s时, 从急剧减小至, 减小近一倍。表明啮合表面在较低相对滑动速度时,并没有形成动压油膜, 而是处于滑动摩擦与边界摩擦的混合摩擦状态。当达到0.25 m/s时,动压油膜逐渐形成, 油膜的摩擦隔离作用逐渐显现, 使得在低速段0.25区间内急剧减小一半。当达到1.0 m/s时, 降至, 减小值明显增大, 说明动压油膜初步形成, 混合摩逐渐过渡到液体内摩擦。当达到5.0m/s时, 的减小趋于平稳, 说明动压油膜已经完全形成, 并趋于稳定, 此时啮合表面不再相互接触, 啮合过程转变为完全的液体内摩擦。通过以上分析, 相对滑动速度在5 m/s附近或大于此值时, 当量摩擦角趋近于一个极小值,蜗杆传动效率趋近于一个极大值, 当继续增大至24 m/s时, 蜗杆传动效率趋近于最大值。因此, 将蜗杆传动布置于高速级, 有利于保证其较高的相对滑动速度, 形成稳定的动压油膜, 从而最大程度地提高蜗杆传动的效率。较高相对滑动速度有利于形成动压油膜。由于动压油膜固有的弹性、动态变化性与吸振性, 当油膜进入相对稳定状态时, 如果受到外界载荷作用, 会产生低滞后的微小退让, 从而缓减冲击载荷对减速器的冲击, 提高传动平稳性, 降低噪声。如果将蜗杆布置于低速级, 经过高速级齿轮副减速后, 较低的相对滑动速度不利于形成稳定的动压油膜, 从而降低减速器整机的承载能力与传动质量。减速器低速级采用硬齿面渐开线圆柱齿轮传动, 齿轮副采用低碳合金钢材料, 经渗碳淬火后磨齿, 使硬化层沿齿面呈仿形分布, 齿面硬度5862 HRC, 在齿根部位, 采用喷丸工艺, 使齿轮弯曲强度极大强化。齿面硬度沿径向呈梯度缓降分布, 确保心部硬度30 40HRC, 从而使轮齿成为表面硬而心部韧的悬臂梁。采用大螺旋角的斜齿轮, 以进一步增强了轮齿的弯曲强度。因此, 与工作机联接的低速级采用硬齿面齿轮副, 在具有高的耐磨性的同时, 依靠稳定的高精度与轮齿心部韧性, 具备较高的抗冲断性能, 在面对工作机的各种恶劣工况(如强冲击、频繁正反转、频繁起停等)时, 具有较强的适应能力, 使减速器的应用范围得到最大可能的扩展。3 新型减速器的结构与外观设计减速器的结构由总体传动布局决定(图1) ,将蜗杆传动布置于底部, 使蜗杆副啮合部位完全浸油, 以利于形成动压油膜; 将齿轮传动布置于上部, 以保证合理的中心高, 提高箱体的空间利用率。减速器采用方形箱体、分体结构、多面安装。分箱面设置于齿轮传动平面, 以便于装拆与维修。所有轴系采用简支梁结构, 以减小轴变形对传动副啮合质量的影响。箱体采用常用的长方体结构, 灰铸铁铸造而成。箱体刚性是决定轴承寿命、保证传动副正确啮合的重要因素。因此, 我们在进行箱体设计时, 以提高箱体刚性为最高目标, 选用合适的壁厚、轴承座宽度、肋板形状与合理的布置, 同时对外观采用工业设计方法, 对散热片的形状、尺寸、间距、方向与分布, 以及实现多面安装底脚的安装面、紧固型腔的形状尺寸与布置, 油标、透气塞、放油塞的布置, 进行综合考虑, 多方案筛选, 力求在箱体刚度、安装易用、外观美化方面得到高度统一。箱体的外观如图6所示。4 结论蜗轮齿轮双级减速器将蜗杆传动布置于高速级, 齿轮传动布置于低速级, 使蜗杆副啮合面之间易于形成动压油膜, 有利于提高蜗杆传动承载能力与传动平稳性; 低速级采用硬齿面齿轮传动, 使减速器增强对高冲击等恶劣工况的适应能力。新型减速器设计计算说明书设计题目：设计铸工车间的砂型运输设备。该传送设备的传动系统由电动机、减速器、和输送带组成。每日两班制工作，工作期限为10年，每年按300个工作日计算。已知条件：输送带直径d=400mm,传送带运行速度v=0.6m/s,输送带轴所需拉力F=10000N。新型减速器概述CWG蜗杆出轴型双级蜗轮齿轮减速器是由圆弧圆柱蜗杆传动与硬齿面圆柱齿轮传动组合而成的。该系列减速器主要用于冶金、矿山、化工、建筑、纺织、轻工等行业。具有如下特点：1 中心距、中心高、传动比采用优先数系的优先数；2 蜗轮蜗杆参数、齿轮参数及结构均经过计算机优化设计；3 蜗杆、齿轮采用优质高强度低碳合金钢，经渗碳、淬火、磨销，齿面硬度高，精度高；4 传动效率高、噪声低，与双级齿轮蜗轮减速器相比传动效率可提高10左右，结构先进性能可靠。减速器工作条件应符合下列要求：1 减速器均适用于正、反向运转，输入轴最高转速不大于1500r/min。2 双轴型减速机工作环境温度-40+40，当工作环境温度低于0时，启动前润滑油必须加温到0以上，当环境温度高于40时，必须采取冷却措施。3 减速器润滑采用蜗轮蜗杆油进行润滑根据以上条件进行减速器蜗杆齿轮的传动设计第一章 传动装置的总体设计第一节 传动方案的确定众所周知，减速器的核心是其传动装置，而减速器的外形以及其他各个部分的大小形状以及尺寸都是根据传动装置的大小和位置而确定的，因此对减速器的改进首先应把重点放在传动装置上。通常情况下，传动装置主要是齿轮（直齿圆柱齿轮，斜齿圆柱齿轮，主齿轮，人字齿等等），涡轮蜗杆传动。虽然大的方向没有改变，但是随着技术的不断进步，越来越多的新型齿形被开发出来并应用于实际的生产生活当中。通过查阅大量的资料，我得知近些年来新型蜗杆的齿形技术有了很大的发展，与此同时，对新材料的开发和研制也取得了重大的突破。我对自己所设计的新型减速器有了大致的思路，那就是设计新型的蜗杆齿轮二级减速器。对其改进主要放在蜗杆的齿形以及齿轮和涡轮蜗杆的材料上。通过进一步的计算和验证，以及考虑到方方面面的因素，我决定选用蜗杆在涡轮之下的齿轮蜗杆二级减速器。即高速级用蜗杆涡轮传动，低速级用齿轮传动。电动机主轴经联轴器与输入轴蜗杆轴直接相连，输出轴经联轴器与输送带带轮相连。其传动装置方案如下图1所示第二节 电动机的选择1选择电动机的类型根据用途选择Y系列一般用途的的全封闭自冷式三相异步电动机。2选择电动机功率输送带所需功率为=kW=6.0 kW查表知，取一对轴承效率=0.99，蜗杆涡轮传动效率=0.9（四头蜗杆），斜齿圆柱齿轮传动效率=0.97，去联轴器效率=0.99，得电动机到工作几机间的总效率为=0.90.97=0.8219电动机所需工作功率为6.0/0.8219=7.3 kW查表知，选取电动机的额定功率为=7.5 kW3确定电动机转速输送带轮的工作转速为=1000600.6/400=28.65 r/min查表知，单级蜗杆传动传动比=1040，圆柱齿轮传动传动比=36，则总传动比范围为=（1040）（36）=30240 r/min电动机的转速范围为=28.65（30240）=859.446875.49r/min查表知，符合这一要求的电动机同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和价格，选取1500r/min的电动机比较合适，其满载转速为1420 r/min，型号为Y132M-4。即=1420 r/min.第二节 传动比的计算及分配1.总传动比 =/=1420/28.65=49.562.分配传动比低速级传动比为（0.030.06）=1.53.0，=16.5233.04，为使结构紧凑且大齿轮不致过大，取=2.5，所以=19.82第四节 传动装置运动、动力参数的计算1.各轴转速=1420 r/min=1420 r/min=/=71.645 r/min=/=28.66 r/min=28.66 r/min2.各轴功率=7.30.99=7.227 kW=7.2270.90.99=6.439 kW=6.4390.970.99=6.184 kW=6.1840.990.99=6.061 kW3各轴转矩=9550=95507.3/1420=49.095=9550=95507.227/1420=48.604=9550=95506.439/71.645=858.294=9550=95506.184/28.66=2060.614=9550=95506.061/28.66=2019.628第二章 传动件的设计计算第一节 高速级涡轮蜗杆传动的设计计算1. 选择材料、热处理方式和公差等级考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度不太高且有相对滑动速度，蜗杆采用低碳合金钢材料20Cr或20CrMnTi，齿面经渗碳淬火硬度为HRC5863，, 齿面粗糙度Ra=0.8。为了保证质量,蜗杆的加工工艺流程为：毛坯粗车正火精车一车蜗杆齿形渗碳淬火研磨中心孔铣键槽磨外圆磨齿形。涡轮采用离心铸造的锡青铜ZCuSn101，选用6级精度。2. 确定蜗杆头数和涡轮齿数由上图可知:在其他条件相同的情况下，蜗杆的头数与传动效率成正比，所以头数越多越好。在综合考虑到保证传动效率、制造难度和成本的前提下，取=4，则=19.824=79.28，取=79。3.初步计算传动的主要尺寸 因为是闭式软齿面传动，传动尺寸主要取决于齿面的接触疲劳强度以以防止齿面的点蚀和胶合，但须校核轮齿的弯曲疲劳强度。则有1）涡轮传递转矩=858.294=8582942）载荷系数,查表106知工作情况系数=1.15；设涡轮圆周速度3m/s取动载系数=1.0,；因工作载荷平稳，故取齿向载荷载荷分配系数=1.0，则=1.153）许用接触应力=,其中转速系数=0.75寿命系数0.8971.6接触疲劳极限,查表可知=425Mpa接触疲劳最小安全系数自定为=1.3将数据代入其中，计算得=0.750.897425/1.3=219.94 Mpa4) 弹性系数=147，则模数m和分度圆的直径=91.15858294=635.84查表知选取m=4mm, q=10,=40mm,则=6404.计算传动尺寸（1）涡轮分度圆直径为=m=479=316mm(2)传动中心距a=(+)/2=178mm5.验算涡轮圆周速度、相对滑动速度以及传动总效率1）涡轮圆周速度3m/s与初选相符合，取取动载系数=1.0合适2）导程角由=44/40=0.4,得3）相对滑动速度26 m/s与初选值相符，选用材料合适4）传动总效率=查表知，当量摩擦角=，又已知所以传动啮合效率=（0.4/0.44）=90.87油的搅动和飞溅损耗时的效率 =0.99轴承效率 =0.99所以传动总效率=89.06与初选值相差很小，选用材料合适1. 验算蜗杆抗弯强度蜗杆齿根抗弯强度验算公式为式中=1.15, =858294,m=4mm, =316mm现在求涡轮齿宽=2=24（0.5+）=30.53mm 取=32mm许用弯曲疲劳应力=，自取=1.4，查表知齿根弯曲疲劳极限=190Mpa, 所以=135.714 Mpa又=（21.15858294）/(432316)=48.8 Mpa9） 许用弯曲应力安全系数由表查得1.25工作寿命两班制，10年，每年工作300天小齿轮应力循环次数60nk6071.645110300282.0634大齿轮应力循环次数/2.0634/2.5158.204查图得寿命系数=0.96, =0.99;实验齿轮的应力修正系数=2.0,查图取尺寸系数=1 许用弯曲应力 =768Mpa =792 Mpa=0.00516 =0.00486比较 与，取较大者即取=0.0051610) 计算模数=3.02mm 按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取=4mm11) 初算主要尺寸初算中心距=246.89,取a=250mm修正螺旋角 分度圆直径=142.241mm =357.759mm 齿宽,取=96mm, =88mm齿宽系数=0.61912) 验算载荷系数K圆周速度，查得=1.01按=0.619，=88mm，查表得A+B+=1.05+0.260.38316+0.01408=1.164，又因9.78查图得=1.16，1.25，1.1则载荷系数K=1.611，又0.833修正后1.88-3.21.883.2（1/331/83）0.9281.619，0.25+0.75/0.7133，大于1取=1。从而得 =2.96mm1,取=1所以=0.786螺旋角系数,计算得得=0.96333） 许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限1500MPa寿命系数查图得=0.96, =0.99；工作硬化系数=1；安全系数查表得=1.05；尺寸系数查表得=1，则许用接触应力为： = ()/=1371.43 MPa= ()/=1414.29 MPa取= =1371.43 MPa4） 校核齿面接触强度=779.64 MPa =1371.43 MPa满足齿面接触疲劳强度的要求。4.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 =4.25671mm齿顶高 =14=4mm齿根高 =()=1.254=5mm齿全高 =+=9顶隙 =0.254=1mm齿顶圆直径为 =142.241+8=150.241mm =357.759+8=365.759mm 齿根圆直径为 =142.241-10=132.241mm=357.759-10=347.759现对初步计算得结果进行修正1.各轴转速=1420 r/min=1420 r/min=/=1420/(79/4) =71.899r/min=/=71.899/(83/33)=28.59 r/min=28.586r/min2.各轴功率=7.30.99=7.227 kW=7.2270.90.99=6.439 kW=6.4390.970.99=6.184 kW=6.1840.990.99=6.061 kW3各轴转矩=9550=95507.3/1420=49.095=9550=95507.227/1420=48.604=9550=95506.439/71.899=855.262=9550=95506.184/28.586=2065.948=9550=95506.061/28.586=2024.857第三章 齿轮上作用力的计算第一节 蜗杆副上作用力的计算1. 已知条件高速轴传递的转矩=48604，转速=1420r/min，蜗杆分度圆直径=40mm，低速轴传递的转矩=855262，涡轮分度圆直径=316mm。2. 蜗杆上的作用力1）圆周力 =（248604）/40=2430.2N其方向与力作用点圆周速度相反2）轴向力 =（2855262）/316=5413.05N其方向与涡轮转动方向相反3）径向力 = 涡轮蜗杆的分度圆压力角取=普通涡轮蜗杆取=，所以=2297.70N3. 涡轮上的作用力涡轮上的作用轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等，方向相反，即= = =第二节 齿轮副上作用力的计算1. 已知条件中间轴传递的转矩=855262，=71.899r/min,斜齿圆柱齿轮的螺旋角=，为使斜齿轮3的轴向力与涡轮的轴向力抵消一部分，高速级的蜗杆右旋（通常情况下为右旋），涡轮与蜗杆的旋向相同，也是右旋，低速级小齿轮右旋，低速级大齿轮左旋；大小齿轮分度圆直径分别为=142.241mm =357.759mm2）齿轮3的作用力圆周力 =（2855262）/142.241=12110.676N其方向与力作用点圆周速度相反径向力 =12110.667=4690.813N其方向为力的作用点指向轮3的转动中心轴向力 =12110.667=4407.926N其方向可用右手定则确定，即右手握住轮3 的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时大拇指的所指的方向就是轴向力的方向法向力 =12110.676/()=13715.03N3） 齿轮4的作用力从动齿轮4上各个力与主动轮3上相应的力大小相等，作用力的方向相反第四章 轴的设计计算第一节 高速轴的设计与计算1 已知条件高速轴传递的功率=7.227 kW，转矩=48604，转速=1420 r/min，涡轮分度圆直径为40mm,=30.4mm,齿宽=100mm2. 轴的材料和热处理因传递的功率不是很大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查表知，选用常用的材料45号钢，考虑到蜗杆、涡轮有相对滑动，因此蜗杆采用表面淬火处理。3. 初算轴径初步确定轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故轴径可按下式求得，查表知，可取C=120，则=120=20.64mm轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径，则（1.051.07）=21.6722.085mm,圆整后，暂定外伸直径=24mm4. 结构设计1） 轴承部件结构设计蜗杆的速度 2.973 m/s,减速器采用涡轮在上蜗杆在下结构。为方便涡轮轴安装及调整，采用沿蜗杆轴线的水平面剖分箱体结构，蜗杆轴不长，故采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序，从除开始设计轴的结构假想图如下图所示图中轴总共分成了七段，如图所示，分别编号1,2,3,4,5,6,72） 轴段1的设计轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查表837知，取=2，则计算转矩=248604=97208由表838查得GB/T50142003中的LX2型联轴器符合要求；公称转矩560Nm，许用转速6300r/min,轴孔范围2035mm。结合伸出段直径，取联轴器毂孔直径为24mm，轴孔长度38mm，J型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX2 2438 GB/T50142003，相应的轴段1的直径=24mm,其长度略小于毂孔宽度=36mm3） 轴段2的直径考虑到联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴间固定，轴肩高度为 轴肩2的直径=+2h=24+(3.364.8)=27.3628.8mm,其最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查表827选取毡圈30 JB/ZQ46061997，则=30mm,由于轴段2的长度涉及的因素较多稍后再确定。4） 轴段3和轴段7的设计轴段3和轴段7上安装轴承，考虑蜗杆受径向力、切向力和较大轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为30207.由表99查得轴承的内径=35mm,，外径D=72mm,宽度B=17mm,T=18.25mm,内圈定位轴肩直径=42mm, 外圈定位轴肩直径=6265mm，a=15.3mm, 故=35=mm，蜗杆轴承采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离=5mm，通常一根轴上的两个轴承型号相同，则=35mm为了蜗杆上轴承很好的润滑，通常油面高度应达到最低滚动中心，在此油面高度高出轴承座孔底边12mm,.而蜗杆浸油深度应为（0.751）=（0.751）8.8mm=6.68.8mm79mm,蜗杆齿顶圆到轴承孔底座的距离为（）/2=(7248)/2=12mm,油面浸入蜗杆约0.75个齿，因此不需要甩油环润滑齿轮，则轴段3和7的长度可取为17mm5) 轴段2的长度设计轴段2的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件尺寸有关。取轴承座与涡轮外圆之间的距离=12mm，这样可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。有前面的计算得知下箱座壁厚取=10mm；由中心距尺寸178mm200mm，可以确定轴承旁连接直螺栓径M12、箱体凸缘连接螺栓直径M10、地角螺栓直径M16，轴承端盖连接直径M8，由表830,可计算轴承端盖厚度=1.2=9.6mm，取=10mm，端盖与轴承座间的调整垫片厚度为=2mm。为方便不拆卸联轴器的条件下，可以拆装轴承端盖连接螺栓，并使轮毂外径与端盖螺栓的拆装不干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为=15mm。轴承座外伸凸台高=2mm，测出轴承座长度为=