机械设计课程设计-蜗轮蜗杆减速器.docx

哈尔滨工业大学机械设计课程设计1080810xxx xxx目录一 传动装置的总体设计11. 传动方案的确定12. 电动机的选择13. 传动比的计算2二 传动件的设计计算21. 蜗杆副设计计算22. 蜗杆副上作用力的计算5三 减速器装配草图的设计6四 轴的设计计算61. 蜗杆轴的设计与计算62. 低速轴的设计与计算73. 减速器箱体的结构尺寸12五 润滑油的选择与计算13六 热平衡的计算14七 减速器附件设计141. 窥视孔及窥视孔盖142. 油面指示装置143. 通气器144. 放油孔及螺塞145. 起吊装置156. 启盖螺钉157. 定位销15八 绘制装配图和零件图15九 参考资料15一传动装置的总体设计1传动方案的确定考虑到工作拉力和传动速度都较小，所设计蜗杆速度估计小于10m/s，因此采用蜗杆下置式，单级蜗杆减速器传动装置方案如图（1）所示。图（一）2电动机的选择（1）选择电动机的类型根据用途选用y系列三相笼型异步电动机（2）选择电动机功率输送链所需功率pw=kw=1.49kw查【1】表9.1得，轴承效率轴承=0.98，蜗轮蜗杆传动效率蜗=0.8，联轴器效率联=0.99，卷筒效率卷=0.96，得电动机所需工作功率为根据【1】表15.1，选取电动机的额定功率ped=2.2kw（3）电动机转速的确定由带轮线速度，得卷筒的转速为由【1】表9.2可知单级蜗轮蜗杆传动比范围，所用电机转速范围符合这一要求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min等。从成本和结构尺寸考虑，选用同步转速为1000r/min的电动机较合理，其满载转速为940r/min,型号为y112m-6。3传动比的计算 传动比4传动装置的运动、动力参数计算（1）各轴转速（2）各轴功率（3）各轴转矩二传动件的设计计算由传动简图可知蜗杆减速器外部是通过联轴器与电动机相连接，所以只对内部传动件蜗轮蜗杆进行设计计算。1蜗杆副设计计算（1）选择材料、热处理方式考虑到蜗杆传动传递的功率不大、速度不太高有相对滑动速度，蜗杆选用45钢，表面淬火处理，hbc=4555，相对滑动速度故蜗轮接触齿面选用铸造铝青铜zcual10fe3，考虑到是大批量生产，故制造工艺选用金属模铸造。（2）确定蜗杆头数和蜗杆齿数查【2】表7.2，初选。（3）初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。则有式中各参数定义及数值如下：1） 蜗轮传递转矩2） 载荷系数。由【2】表7.4查得使用系数。设蜗轮圆周速度v23m/s，取动载荷系数=1.0。由于工作载荷有冲击，齿向载荷分布系数可取1.11.3，取=1.1.，则3） 许用接触应力蜗轮材料为铝铁青铜，查【2】表7.6，利用线性插值得到。4） 弹性系数青铜蜗轮与钢质蜗杆配对，则模数m和蜗杆分度圆直径d1由【2】表7.1选取，则m=6.3，d1=80mm。（4）计算传动尺寸1）蜗轮分度圆直径为2）传动中心距（5）验算蜗轮圆周速度、相对滑动速度及传动总效率1）蜗轮圆周速度与初选相符，取=1.0合理。2）导程角3）相对滑动速度与初选值相符，选用材料合理。4） 传动总效率查【2】表7.7得当量摩擦角，则传动总效率为与预估效率相近。5） 强度校核一般校核蜗轮齿面接触疲劳强度，由公式得由【2】表7.6，因为，由线性插值有，即，强度校核通过。（6）配凑中心距由于中心距不为整数，故需配凑中心距为整数，采用蜗轮变位方法。取变位系数x=0.08，则圆整后中心距为135mm。（7）计算蜗杆传动其他几何尺寸表（1）蜗杆做成蜗杆轴。蜗杆螺旋齿的加工采用车制。蜗轮由于尺寸大小的原因，采用齿圈压配式结构，齿圈材料为铸造铝青铜zcual10fe3，轮芯材料为铸铁ht200。齿圈与轮芯用过盈配合h7/s6，并沿配合面圆周加装6个骑缝螺钉，以增加连接的可靠性。为便于钻孔，将螺纹孔中心线向材料较硬的轮芯一边偏移23mm。2蜗杆副上作用力的计算（1）已知条件高速轴传递的转矩，转速，蜗杆分度圆直径，低速轴传递转矩，蜗轮分度圆直径。（2）蜗杆上的作用力1）圆周力 ，其方向与作用点圆周速度方向相反。2）轴向力 ，与蜗轮的转动方向相反。3）径向力 ，其方向由力的作用点指向转动中心。（3）蜗轮上的作用力蜗轮上的轴向力、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。三减速器装配草图的设计见减速器装配草图四轴的设计计算轴的设计计算与轴上轮毂孔内内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。1蜗杆轴的设计与计算（1）已知条件蜗杆轴传递功率，转速，传递转矩，蜗杆分度圆直径为80.000mm，。（2）轴的材料和热处理因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，选用常用的材料45钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此蜗杆采用表面淬火处理。（3）初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故轴径按下式求得，由【2】表9.4，可取c=112,则轴与联轴器相连，有一个键槽，应增大轴径5%，则，元整并考虑与选用联轴器内孔直径一致，暂定外伸直径。（4）结构设计1）轴承部件结构设计计算得蜗杆圆周速度，故减速器选用蜗杆下置式。为方便蜗轮轴安装及调整，采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结构，蜗杆轴不长，故轴承采用两段固定方式。可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。轴的结构构想如图（2）所示。图（2）2）各轴段的设计 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。联轴器选用lx型弹性柱销联轴器，由【1】表13.1，选择gb/t 5014-2003 lx2，y型。该联轴器符合工作要求：公称转矩为，许用转速为，轴孔范围为2035mm。结合伸出段直径，取联轴器从动端代号为 gb/t 5014-2003，相应的轴端1直径为，其长度略小于毂孔宽度，取。 轴段2的设计轴段2 的设计应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，并作为轴段1与轴段3的过渡。直径应满足联轴器轴肩定位的要求。待轴段3确定后设计该轴段直径为42mm，查【1】表14.5，与之相配的橡胶唇形密封圈为gb/t1387.1-1992 （f）b 42 62 8，主要对内封油、对外封尘。该段长度应考虑伸出箱体段应足够弹性柱销的安装，约1015mm，由草图确定后最终将该段长度定为60mm。 轴段3与9的设计轴段3与7上安装轴承，考虑受径向力、切向力和较大的轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装轴承，其直径既应便于安装轴承，又符合轴承内径系列。而又考虑到轴承外径即机座轴承孔直径应大于蜗杆齿顶圆直径，暂选用轴承为30211，查【1】表12.4，其外径d为100mm，大于蜗杆齿顶圆直径92mm，故蜗杆能够从轴承座孔安装进箱体。已知轴承30211内径为55mm，内圈宽度为21mm，配有厚度为2mm的挡油板，故轴段3与轴段7的直径为55mm，长度为23mm。 轴段4与8的设计轴段4与8作为轴承定位的轴肩段，查【1】表12.4可知，该段直径最小为64mm，轴段长约为轴肩高的1.4倍。暂定轴段4与6直径为66mm，长度为6mm。轴段5与7的设计轴段5与7应根据蜗杆结构设计，蜗杆轴选用车制，故轴段5与7的直径应小于蜗杆齿根圆直径65mm。暂定该段直径为55mm。为使蜗杆螺旋部分位于两轴承支承点中间，故轴段5与7长度最好应相等，草图完成后测量得该两段轴长度均为40mm。轴段6的设计轴段6为蜗杆螺旋部分，其长度表（1）已经求出，为82mm。加上轴段6到轴段5与7的过渡部分长度，取轴段长度为94mm。（5）键连接的设计联轴器与轴段间采用a型普通平键连接，查【1】表11.28，选键型号为键 gb/t1096-20032低速轴的设计与计算（1）已知条件低速轴传递的功率p2=1.63kw，转速n2=62.68r/min，传递转矩t2=248.35n.m，蜗轮分度圆直径d2=189.000mm，蜗轮宽度b2=60mm。（2）选择轴的材料和热处理因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，表面淬火处理。（3）初算轴径初步确定低速轴外伸段直径。因低速轴外伸段上安装联轴器，故轴径按下式求得，由【2】表9.4，可取c=112,则轴与联轴器相连，有一个键槽，应增大轴径5%，则，元整并考虑与选用联轴器内孔直径一致，暂定外伸直径。联轴器选用lx型弹性柱销联轴器，由【1】表13.1，选择lx3，y型。（4）结构设计1）低速轴的轴结构构想如图（3）所示。图（3）2）各轴段的设计轴段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。联轴器选用lx型弹性柱销联轴器。由【1】表13.1，选择gb/t 5014-2003 lx3，y型。该联轴器符合工作要求：公称转矩为，许用转速为，轴孔范围为3048mm。结合伸出段直径，取联轴器从动端代号为 gb/t 5014-2003，相应的轴端1直径为，其长度略小于毂孔宽度，取。轴段2的设计轴段2 的设计应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，并作为轴段1与轴段3的过渡。直径应满足联轴器轴肩定位的要求。待轴段3确定后设计该轴段直径为45mm，查【1】表14.5，与之相配的橡胶唇形密封圈为gb/t1387.1-1992 b 45 70 8，主要对外封尘。该段长度应考虑伸出箱体段应足够弹性柱销的安装，约1015mm，由草图确定后最终将该段长度定为50mm。轴段3与6的设计轴段3与7上安装轴承，考虑受径向力、切向力和较大的轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装轴承，其直径既应便于安装轴承，又符合轴承内径系列。该段轴承暂选为30210，查【1】表12.4，其外径d为90mm，内径为50mm，内圈宽度为20mm。（5）键连接设计联轴器与轴端间采用a型普通平键连接，查【1】表11.28，选键型号分别为键gb/t1096-2003和键 gb/t1096-2003。（6）轴的受力分析1）画出轴的受力简图，轴的受力简图如图（4）所示。2）求支承反力在水平平面上为在垂直平面上为轴承a的总支反力为轴承b的总支反力为3）画出弯矩扭矩图，弯矩扭矩图如图（5）所示。在水平平面上，蜗轮受力点截面在垂直平面上，蜗轮受力点截面左侧为蜗轮受力点截面右侧为合成弯矩蜗轮所在轴剖面左侧为蜗轮所在轴剖面右侧为4）转矩图如图（5）所示，。（7）校核轴的强度由弯矩图可知，蜗轮处轴剖面弯矩最大，且作用有转矩，故此剖面为危险截面，其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核，对于单向转动的转轴，转轴按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为由【1】表10.2，查得45钢经表面淬火抗拉强度极限为，再由【2】表9.7，查得轴的许用弯曲应力，强度满足要求。图（4）图（5）（8）校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为蜗轮2处键连接的挤压应力为键、轴、蜗轮及联轴器的材料都为钢，由【2】表4.1查得，在经常启停的冲击下，键连接的许用挤压应力，强度满足要求。（9）校核轴承寿命查【1】表12.4，得轴承30210得各参数内部轴向力：外部轴向力：,各力方向如下因,轴有左移的趋势，则两轴承轴向力分别为当量动载荷：因，即，取系数，则轴承a的当量动载荷为由于轴承a受力较大，故校核轴承a的寿命：（承受中等冲击，查【2】表10.11故载荷系数取1.5）预期寿命：因，故轴承寿命足够。3减速器箱体的结构尺寸表（2）五. 润滑油的选择与计算对于闭式蜗杆传动，常采用粘度大的矿物油润滑，并加入必要的添加剂，以在啮合面间形成强度较高的润滑油膜，提高齿面的抗胶合能力。润滑主要起减小摩擦、减轻磨损，散热降温，降低振动和噪声的作用。由于设计为蜗杆下置式，浸油深度取12个齿高作为最低油面，最高油面比最低油面高出1015mm，不应超过滚动轴承最低滚动体中心（此限制条件在现在的设计中常被忽略）。低速级轴承选择zn-3钠基润滑脂润滑。蜗杆副及高速级轴承选择全损耗系统用油l-an100润滑油润滑，润滑油深度为10.5cm，箱体底面尺寸为24.2cm*13.4cm，箱体内所装润滑油量为该减速器所传递的功率。对于单级减速器，每传递1kw的功率许油量为0.350.7=350700cm3，则该减速器所需油量为得，润滑油量满足要求。六. 热平衡的计算1. 单位时间内摩擦功耗产生的热量（式中蜗杆传动的功率，蜗杆传动的总效率）2. 以自然冷却方式，单位时间内箱体外壁散发到空气中的热量（式中，散热系数，通风良好时取；a散热面积；达到平衡时箱体内的油温，一般限制在，最多不超过；周围空气温度，一般取）3. 由平衡条件，正常工作条件下的散热面积为4. 设计箱体的有效散热面积由实体测量得到。七. 减速器附件设计1.窥视孔及窥视孔盖窥视孔尺寸为，位置在传动件啮合区的上方；窥视孔盖尺寸为。2.油面指示装置选用压配式圆形油标，代号为 油标a16 jb/t 7941.1-1995，查【1】表14.10可得相关尺寸。3.通气器选用带过滤网的通气器 m18。查【1】表14.9可得相关尺寸。4.放油孔及螺塞机体底部铲出一块凹坑，设置一个放油孔。螺塞选用 jb/zq 4450-1984，皮封油圈 zb 70-1962.由【1】表14.14可查得相关尺寸。5.起吊