单级蜗杆减速器设计说明书

1 单级蜗杆减速器设计说明书 1 设计题目：带式运输机的传动装置的设计 式运输机的工作原理 带式运输机的传动示意图如图 1、电动机 2、带传动 3、齿轮减速 4、轴承 5、联轴器、 6、鼓轮 7、运输带 作情况： 已知条件 1) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度 35 ； 2) 使用折旧期； 8年； 3) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4) 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V； 5) 运输带速度容许误差： 5% ； 6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 计 数据 运输带工作接力 F/N 运输带工作速度 /（ m/s） 卷筒直径 D/300 00 2 动方案 本课程设计采用的是单级蜗杆减速器传动。 程设计内容及内容 1) 电动机的选择与运动参数计算； 2) 斜齿轮传动设计计算 ； 3) 轴的设计 ； 4) 滚动轴承的选择 ； 5) 键和连轴器的选择与校核； 6) 装配图、零件图的绘制 ； 7) 设计计算说明书的编写 ； 8) 减速器总装配图一张 ； 9) 齿轮、轴零件图各一张 ； 10)设计说明书一份 。 2 总体传动方案的选择与分析 动方案的选择 该传动方案在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆减速器传动装置传动，如下图所 示： 传动方案的分析 该工作机采用的是原动机为 Y 系列三相笼型异步电动机，三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，电压 380 V，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便；另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内使用比较环保。传动装置采用单级蜗杆减速器组成的封闭式减速器，采用蜗杆传动能实现较大的传动比，结构紧凑 ,传动平稳，但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但采用圆锥滚子轴承可以减小这缺点带 3 来的影响，但它常用于高速重载荷传动，所以将它安放在高速级上。并且 在电动机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷筒轴之间采用弹性联轴器联接，因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。 总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。 7 电动机的选择 电动机功率的确定 1) 工作机各传动部件的传动效率及总效率： 查机械设计课程设计指导书表 的传动比为： 4010i 蜗杆 ； 又根据机械设计基础表 4 ，由表 4 蜗杆 查机械设计课程设计指导书表 知各传动部件的效率分别为： 9 联轴器 ； )(对轴承 ； 卷筒 工作机的 总效率为： 卷筒轴承蜗轮蜗杆联轴器总 2) 电动机的功率： w 所以电动机所需工作效率为： 4 a x 总确定电动机的转速 1) 传动装置的传动比的确定： 查机械设计课程设计指导书书中表 各级齿轮传动比如下： 4010蜗杆 4010 蜗杆总 2) 电动机的转速： 卷筒轴的工作转速： m i n/rD 滚筒 所以电动机转速的可选范围为： m i n/2 2 9 25 7 010(. d 总滚筒 根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，符合这一范围的同步转速有750 r/1000 r/ 1500 r/种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000 r/电动机。其主要功能表如下： 电动机型号 额定功率 载转速 /r/动转矩 /额定转矩 最大转矩 /额定转矩 60 传动装置运动及动力参数计算 各轴的转速计算 1) 实际总传动比及各级传动比的他配： 由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。 则总传动比 i : 5 所以取 17i 总2) 各轴的转速： 第一轴转速： r/ 第二轴转速： r / m 2 各轴的输入功率 第一轴功率： 联轴器第二轴功率： 蜗杆第三轴功率： 联轴器轴承 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩： 6第一轴转矩： 661161 第二轴转矩： 62262 第三轴转矩： 6将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表： 轴 名 功率 P/矩/T N 速n/(r/传动比i 效率 电机轴 0 960 / 第一轴 0 960 / 二轴 0 6 卷筒轴 0 蜗轮蜗杆的设计及其参数计算 传动参数 蜗 杆 输 入 功 率 P=5.3 蜗 杆 转 速 ，蜗轮转速 ，理论传动比 i=际传动比 i=17，蜗杆头数 2 ，蜗轮齿数为 34217 2 ，蜗轮转速 m in/2 蜗轮蜗杆材料及强度计算 减速器的为闭式传动，蜗杆选用材料 45 钢经表面淬火，齿面硬度 45 轮缘选用材料 型铸造。 蜗轮材料的许用接触应力，由机械设计基础表 4知 , H=180估取啮合效率： 1 蜗轮轴转矩： 6 6 511225 . 2 5 0 . 89 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 7 . 1 1 0 m 6 . 5 载荷系数：载荷平稳，蜗轮转速不高，取 K=计算 21 22122480 = 2534801 . 1 7 . 1 1 0 m 1 8 0 = 34804模数及蜗杆分度圆直径由机械设计基础表 4别为： 模数 m=8 杆分度圆直径 1d 80 计算相对滑动速度与传动效率 蜗杆导程角 7 112= a r c t a n a r c t a n 1 1 . 3 1d 8 0 蜗杆分度圆的圆周速度 111 0 9 6 0 m / s 4 . 0 2 m / 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 相对活动速度 1s 4 . 0 2 4 . 0 9 8 m / sc o s c o s 1 1 . 3 1 当量摩擦角 取v 2 3 0 2 验算啮合效率 1 vt a n t a n 1 1 . 3 1 081t a n t a n 1 1 . 3 1 2 . 5 （与初取值相近）。 传动总效率 10 . 9 6 0 . 9 6 0 . 8 1 0 . 7 8 总（在表 4 确定主要集合尺寸 蜗轮分度圆直径： 12d m z 8 3 4 2 7 2 m m 中心距 12 0 2 7 2 1 7 6 m 热平衡计算 环境温度 取0t 20 C工作温度 取 t 70 C 传热系数 取 2 3 / 需要的散热面积 1 22 0 0 1 1 0 0 0 5 . 3 1 0 . 7 8 m 1 7 . 9 4 mk t t 1 3 7 0 2 0 蜗杆传动的几何尺寸计算 名 称 公式说明及结果 8 齿 距 齿 顶 高 顶 隙 齿 根 高 齿 高 蜗杆分度圆直径 蜗杆齿顶圆直径 蜗杆齿根圆直径 蜗 杆 导 程 角 蜗 杆 齿 宽 蜗轮分度圆直径 蜗轮 喉圆 直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮 外圆 直径 蜗轮咽喉母圆半径 蜗 轮 螺 旋 角 蜗 轮 齿 宽 中 心 距 名 称 1 80d 1 1 12 2 8 0 2 8 9 6d h d m m m 1 1 1 12 2 . 4 8 0 2 . 4 8 6 0 . 8d h d m m m 1182t a n 0 . 280mz 所以 121 1 . 5 0 . 0 8 1 1 . 5 0 . 0 8 3 4 8 1 1 3 . 7 6b z m m m 22 8 3 4 2 7 2d m z m m 2 2 22 2 8 3 4 2 2 8 8d h m z m m 2 2 22 2 . 4 8 3 4 2 . 4 2 5 2 . 8d h m z m m 22 1 . 5 2 7 2 1 . 5 8 2 8 4d m m m 22 2881 7 6 3 222ag dr a m m 1 1 ， 与蜗杆螺旋线方向相同 210 . 7 0 . 7 9 6 6 7 . 2ab d m m 1 2 1 2 8 0 8 3 4 1762 2 2d d d m za m m 公式说明及结果 9 7 轴的设计计算及校核 出轴的设计 择轴的材料及热处理 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，其 传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求， 故选择常用的 45 钢，调质处理。 算轴的最小直径 已知轴的输入功率为 速为 960 r/根据机械设计基础表 7知， C 值在 106118 间。 所以输出轴的最小直径： 331 5 . 2 51 1 8 2 0 . 8960 m 但是，由于轴上有 1个键槽，计入键槽的影响： 1 m i n 2 0 . 8 1 3 % 2 1 . 4D m m 已知输出轴的输入功率为 速为 10 输出轴的最小直径： 332 4 . 21 1 8 4 9 . 65 6 . 5 m 由于轴上由 2 个键槽，故 2 m i n 4 9 . 6 1 7 % 5 3 . 1D m m 已知卷筒轴的输入功率为 速为 卷筒轴的最小直径为 33 4 . 0 31 1 8 4 8 . 95 6 . 5 m 轴器的选择 1) 载荷计算 已知蜗杆轴名义转矩为 45 1 0 N m m 由于蜗杆减速器的载荷较平稳，按转矩变化小考虑，取工作情况系数 k= 蜗杆轴计算转矩： 4411 1 . 3 5 . 2 2 1 0 6 . 8 1 0cT k T N m m 已知蜗轮轴名义转矩为 57 0 N m m; 卷筒轴计算转矩为 56 1 0 N m m所以蜗轮轴计算转矩： 5522 1 . 3 7 . 1 1 0 9 . 2 3 1 0cT k T N m m 卷筒轴计算转矩： 5533 1 . 3 6 . 8 2 1 0 8 . 8 7 1 0cT k T N m m 2) 选择联轴器的型号 查机械设计课程设计指导书表 知，电动机轴的直径 38D ，轴长 80E ； 蜗杆轴直径 。 查机械设计课程设计指导书表 知，蜗杆轴的输入端选用 弹性柱销联轴器。 联轴器标记 11 轴器138 8230 60J 5014 公称转矩 630 m许用转速 5 0 0 0 / m 查机械设计课程设计指导书表 轮轴的输出端选用 弹性柱销联轴 器。 联轴器标记 轴器155 11250 84J 5014 公称转矩 1250 m 许用转速 4 0 0 0 / m 承的选择及校核 1) 初选输入轴的轴承型号 据已知工作条件和输入轴的轴颈，由机械设计基础附表 80208（一对），其尺寸： D=80mm,d=40=18 据已知工作条件和输出轴的轴颈，由机 械设计基础附表 80214（一对），其尺寸： D=125mm,d=70=24 基本额定动载荷 C=63000N 计算系数 e=向载荷系数 Y=) 计算蜗杆轴的受力 蜗杆轴的切向力向力 12 411212 2 5 . 2 2 1 0 130580 蜗轮轴： 522122 2 7 . 1 1 0 5221272 2 2 1t a n 5 2 2 1 t a n 2 0 1 9 0 0r t N F 3) 计算轴承内部轴向力 轴承的内部轴向力： 1121900 5942 2 1 . 6 4) 计算轴承的轴向载荷 轴承 2的轴向载荷 由已知得，1和为 1 1 25 9 4 1 9 0 0 2 4 9 4s x N N F （轴承 2 为“压紧”端），所以 2 1 1 2494A s F N 轴承 1 的轴向载荷 11594 N（轴承 1 为“放松”端） 5) 计算当量动载荷 轴承 1的载荷系数 根据11594 0 . 3 1 31900 ， 由表 8知 111, 0 轴承 2 的载荷系数 根据222494 1 . 3 1 31900 由表 8知 220 1 轴承 1的当量动载荷 1 1 1 1 1 1 1900P r A F Y F F N 轴承 2的当量动载荷 2 2 2 2 2 0 . 4 1 3 0 5 1 . 6 2 4 9 4 4 5 1 2 . 4P r F Y F N 13 所以轴承的当量动载荷取1以 p 4 5 1 2 ) 计算轴承实际寿命 温度系数 由机械设计基础表 8知 载荷系数 由机械设计基础表 8知 寿命指数 滚子轴承 103轴承实际寿命f F 106 31 0 1 6 3 0 0 06 0 9 6 0 1 . 5 4 5 1 2 . 4 h 29448h 轴承预期寿命 0 2 3 6 0 1 6 1 1 5 2 0hL h h 结论 由于0承 30208 满足要求 的结构设计 杆轴的结构造型如下： 14 杆轴的径向尺寸的确定 从联轴段1 30d 始逐渐选取轴段直径，2位轴肩高度 10 . 0 7 0 . 1 1 2a d m m，故 2 1 12 3 0 2 0 . 0 7 1 3 6 . 2d d a d m m 。 该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取2 38d 3便与轴承的安装，取3 40d 选定轴承型号为 30208，4蜗杆的齿根圆直径416 0 . 8fd d m m， 按标准直径系列，取4 63d 63取6340d d m m；5定位轴肩高度 60 . 0 7 0 . 1 1 2a d m m故 5 6 62 4 0 2 0 . 0 7 1 4 6 . 2d d a d m m ， 取5 48d 杆轴的 轴向尺寸的确定 联轴段取1 60L 轴肩段取2 14L 与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为 18轴承到蜗杆齿宽3 50L 蜗杆齿宽41 21 1 即 4 1 1 . 5 0 . 0 8 3 4 8 1 1 3 . 7 6L m m ，取4 120L 蜗杆齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取5350L L m m； 与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为 18的总长为 320 轮 轴的结构造型如下： 15 16 输出轴的弯矩和 转矩 轮轴的 轴上零件的定位、固定和装配 单级减速器中，可将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴固定，轴向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别一轴肩和套筒定位，轴向则采用过渡配合或过盈配合固定。联轴器以轴肩轴向定位，右面用轴端挡圈轴向固定，键联接作轴向固定。轴做成阶梯形，左轴承从左面装入，蜗轮、套筒、右轴承和联轴器依次从右面装到轴上。 轮轴的 径向尺寸的确定 从左轴承段 与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装取1 70d 选定轴承型号为 30214 开始逐渐选取轴段直径，2位轴肩高度 10 . 0 7 0 . 1 1 2a d m m，该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取 2 75d ；3蜗轮的内径3 70d 按标准直径系列，取3 70d 53取5365d d m m；联轴段6 55d 4定位轴肩高度 故取5 60d 轮轴的 轴向尺寸的确定 左面 与轴承配合的轴段长度1L，查轴承宽度 为1 24L 左轴承到蜗轮齿宽间的套筒取2 33L 蜗轮齿宽3 故取3 70L 蜗轮齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取4 33L 与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为 24轴肩段5 14L 联轴段6 84L 故 轴的总长为 280 轮的强度校核 已知蜗轮的切向力 17 215221 N 蜗轮的径向力 211900 N 蜗轮轴向力 2 1305水平面支反力： 2 5221 2 6 1 0 . 522 B H N 水平面弯矩： 3 2 6 1 0 . 5 8 0 2 0 8 8 4 0C H A L N m m 垂直面支反力，由 0,即 2 2 2 02r x B F F L ，得 2 2 2 2721 9 0 0 8 0 1 3 5 022 2059160 在铅垂方向上，由 0F，即2 0B V r A F ,得 2 2 0 5 9 1 9 0 0 1 5 9A V B V F N 垂直面弯矩 2 1 5 9 8 0 1 2 7 2 0C V A L N m m 1 2 0 5 9 8 0 1 6 4 7 2 0C V B L N m m 根据合成弯矩 22 M得 22C C H C M 222 0 8 8 4 0 1 2 7 2 0 2 0 9 2 2 7 N m m 2 2C C H C M 18 222 0 8 8 4 0 1 6 4 7 2 0 2 6 5 8 9 5 N m m 转矩 T 2 2725 2 2 1 7 1 0 0 5 622t N m m 当量弯矩处都有可能是危险截面，应分别计算其当量弯矩，此处可将轴的钮切应力视为脉动循环，取 ，则 量弯矩 22C e a T 222 0 9 2 2 7 0 . 6 7 1 0 0 5 6 1 5 0 3 3 3 N m m 265895C e N m m 所以 265895 m m 3 2 6 1 0 . 5 4 5 1 1 7 4 7 3D H A L N m m 3 1 5 9 4 5 7 1 5 5D V A L N m m 22D D H D M221 1 7 4 7 3 7 1 5 5 1 1 7 6 9 1 N m m 22D e a T 221 1 7 6 9 1 7 1 0 0 5 6 7 1 9 6 5 3 N m m 求危险截面处轴的计算直径 许用应力，轴的材料用 45钢，由机械设计基础表 7 1 60W M P a 径计算 19 33 1 265895 3 5 . 40 . 1 0 . 1 6 0Md m m 33 1 719653 4 9 . 30 . 1 0 . 1 6 0Md m m 经与结构设计图比较， 截面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径，故轴的强度足够。 7 键连接设计计算 杆联接键 键的选择和参数 选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 得 d=30选用键 8 40A 1096 转 矩 45 1 0 N m m 键长 01 接触长度 11 4 0 8l L b 1 32l 用挤压应力 P 校 核 查机械设计基础表 2连接钢的许用挤压应力为 120P M 44 4 5 . 2 2 1 03 0 7 3 2 P 故满足要求 轮键的选择与校核 键的选择和参数 选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 得 d=55时。应选用键 16 112A 1096 20 转 矩 56 1 0 N m m 键长 121 接触长度 11 1 1 2 1 6l L b 1 96l 用挤压应力 P 校 核 查机械设计基础表 2连接钢的许用挤压应力为 120P M 54 4 7 . 1 1 01 1 2 1 0 9 6 P 故满足要求 轮轴键的选择与校核 键的选择和参数 选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书 表 得 d=55时。应选用键 16 112A 1096 转 矩 57 0 N m m 键长 41 接触长度 11 8 4 1 6l L b 1 68l 用挤压应力 P 校 核 查机械设计基础表 2连接钢的许用挤压应力为 120P M 54 4 7 . 1 1 01 1 2 1 0 6 8 37 29 P 故满足要求 8 箱体的设计计算 21 体的构形式和材料 采用下置剖分式蜗杆减速器（由于 V=5m/s） 铸造箱体，材料 体主要结构尺寸和关系 名称 减速器型式及尺寸关系 箱座壁厚 =11盖壁厚 1 1=10座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 b， 箱座底凸缘厚度 b2 b=16 =15mm 28脚螺钉直径及数目 9 n=6 轴承旁联接螺栓直径 4盖，箱座联接螺栓 直径 0 螺栓间距 150承端盖螺钉直径 螺钉数目 4 检查孔盖螺钉直径 f， 距离 边缘距离 6,20,16 4,14 轴承端盖外径 0 25承旁联接螺栓距离 S=140承旁凸台半径 6承旁凸台高度 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定 22 箱盖，箱座筋厚 轮外圆与箱 内壁间距离 12轮轮毂端面 与箱内壁距离 10 螺栓等相关标准的选择 本部分含螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下： 栓，螺母，螺钉的选择 考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其 他因素的影响选用 螺栓 5 数量为 3 个 00 数量为 6 个 螺母 数量为 2 个 数量为 6 个 螺钉 0 数量为 2 个 5 数量为 24 个 6 数量为 12 个 *（参考装配图） 5 00 12 0 5 6 ，垫圈垫片的选择 选用销 0， 数量为 2 个 选用垫圈 数量为 8 个 选用止动垫片 1个 选用石棉橡胶垫片 2个 选用 08 4个 8*30 动垫片 石棉橡胶垫片 23 *（ 参考装配图） 08有关其他的标准件，常用件，专 用件，详见后续装配图 10 减速器结构与润滑的概要说明 在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。 速器的结构 本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照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 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