一级(单级)蜗轮蜗杆减速器设计（含全套CAD图纸） .pdf

1 一级蜗轮蜗杆减速器设计一级蜗轮蜗杆减速器设计 1 引 言 蜗轮蜗杆减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及辅助制造（cad/cam）技 术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的研究，将进一步深入地对 这一技术进行深入地了解和学习。本文主要介绍一级蜗轮蜗杆减速器的设计过程及其相关 零、部件的 cad 图形。计算机辅助设计（cad） ，计算机辅助设计及辅助制造（cad/cam） 技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，能清楚、形象的表达减速器的外形特 点。 2 设计方案的拟订 2.1 箱体 (1) 蜗轮蜗杆箱体内壁线的确定； (2) 轴承孔尺寸的确定； (3) 箱体的结构设计； a.箱体壁厚及其结构尺寸的确定 b. 轴承旁连接螺栓凸台结构尺寸的确定 c.确定箱盖顶部外表面轮廓 d. 外表面轮廓确定箱座高度和油面 e. 输油沟的结构确定 f. 箱盖、箱座凸缘及连接螺栓的布置 2.2 轴系部件 (1) 蜗轮蜗杆减速器轴的结构设计 a. 轴的径向尺寸的确定 b. 轴的轴向尺寸的确定 (2) 轴系零件强度校核 a. 轴的强度校核 b. 滚动轴承寿命的校核计算 2.3 减速器附件 a.窥视孔和视孔盖 b. 通气器 c. 轴承盖 d. 定位销 e. 油面指示装置 f. 油塞 g. 起盖螺钉 h. 起吊装置 3 减速器的总体设计 3.1 传动装置的总体设计 3.1.1 拟订传动方案 2 本传动装置用于带式运输机，工作参数：运输带工作拉力 f=5kn，工作速度=1.6m/s， 滚筒直径 d=500mm，传动效率=0.96， （包括滚筒与轴承的效率损失）两班制，连续单向 运转，载荷较平稳；使用寿命 8 年。环境最高温度 80。本设计拟采用蜗轮蜗杆减速器， 传动简图如下图所示。 传动装置简图 1电动机 2、4联轴器 3一级蜗轮蜗杆减速器 5传动滚筒 6输送带 3.1.2 电动机的选择 （1）选择电动机的类型 按工作条件和要求，选用一般用途的 y 系列三相异步电动机,封闭式结构,电压 380v。 （2）选择电动机的功率 电动机所需的功率 pd = pw/ 式中 pd工作机要求的电动机输出功率，单位为 kw； 电动机至工作机之间传动装置的总效率； 3 pw工作机所需输入功率，单位为 kw； 输送机所需的功率 p w =fv1000=50001.610000.79=10.12 kw 电动机所需的功率 p d = p w = 联 轴 蜗 轴 联=0.990.990.80.990.990.79 p d =10.120.96=10.54 kw 查表，选取电动机的额定功率 p cd =11kw。 （3）选择电动机的转速 传动滚筒转速 nw= d v 1000 60 =61.2 r/min 由表推荐的传动比的合理范围，取蜗轮蜗杆 减速器的传动比 i =1040，故电动机转速的可选范围为： n d = i n=（1040）61.2=6122448r/min 符合这范围的电动机同步转速有 750、1000、1500、3000 r/min 四种，现以同步转速 1000 r/min 和 1500 r/min 两种常用转速的电动机进行分析比较。 查机械工程及自动化简明设计手册上册（表 23） n=i 蜗nw=2061.2=1224 r/min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、传动比及市场供应情况，选取比较 合适的方案，现选用型号为 y160m4，其主要安装尺寸如下： 中心高：h=160 mm 外型尺寸：l（acad）hd=600（325+255）385 mm 轴伸尺寸：d=42 mm，e=110 mm 装键部分尺寸：fgd=123742 mm 底脚安装尺寸：ab=254210 mm 地脚螺栓孔直径：k=15 mm 3.1.3 确定传动装置的传动比及其分配 减速器总传动比及其分配： 减速器总传动比 i=nmnw=146061.2=23.9 本课题是一级蜗轮蜗杆减速器，它的传动比 i=1040 之间，选 i=24 传动比查机械工程及自动化简明设计手册上册（表 25） 4 式中 i传动装置总传动比 nw工作机的转速，单位 r/min nm电动机的满载转速，单位 r/min 3.1.4 计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的输入功率 轴p 1 = p 联 承=10.540.990.99=10.33kw 轴p 2 = p 1 蜗承 联=10.330.990.990.8=8.1 kw （2）各轴的转速 电动机：nm=1460 r/min 轴：n = nm=1460 r/min 轴：n 2 = 1 1 i n =146023.9=61.08 r/min （3）各轴的输入转矩 电动机轴：t d =9550 m d n p =955010.54146068.94nm 轴：t 1 = t d i 联 承1621.63nm 轴：t 2 = t 1 i 联 承 蜗30515.7nm 上述计算结果汇总表 输入功率 （kw） 转速 n （r/min） 输入转矩 （nm） 传动比 效率 电动机轴 10.54 1460 68.94 1 0.99 轴 10.33 1460 1621.63 轴 8.1 61.08 30515.7 24 0.82 3.2 传动零件的设计计算 5 3.2.1 蜗轮蜗杆传动设计 一.选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度 蜗杆材料选用 45 钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度 4550hrc。蜗轮齿圈材料选用 zcusn10pb1，金属模铸造，滚铣后加载跑合，8 级精度，标准保证侧隙 c。 二.计算步骤 1.按接触疲劳强度设计 设计公式 1 2 d m 2 2 2 25 . 3 z z kt h e mm （1）选 z1，z2： 查表 7.2 取 z1=2， z2= z1n1n2=2146061.2=48 z2 在 3064 之间，故合乎要求。 初估 =0.82 （2）蜗轮转矩 t2： t2=t1i =9.5510 6 10.33240.821460=1329768.146 nm （3）载荷系数 k： 因载荷平稳，查表 7.8 取 k=1.1 （4）材料系数 ze 查表 7.9，ze=155 mpa （5）许用接触应力 0h 查表 7.10， 0h=220 mpa n=60n2at=6061.2112000=4.406410 zn= 8 7 10 n = 8 7 7 10 4064 . 4 10 =0.8030786651 h=zn 0h=0.830786651220=182.77 mpa （6）m 2 d1： m 2 d1 2 2 2 25 . 3 z z kt h e =1.11329768.164 2 54 220 156 25 . 3 =4822.718mm （7）初选 m 2 ，d1 的值： 6 查表 7.1 取 m=8，d1=80 m 2 d1=5120 4906 （8）导程角 tan = 80 2 8 1 1 = d mz =0.2 =arctan0.2=11.3 （9）滑动速度 vs vs= = 3 . 11 cos 1000 60 1460 80 cos 1000 60 1 1 n d =6.23m/s （10）啮合效率 由 vs=6.23 m/s 查表得 =116 1 = ( ) ( ) + = + 2 3 . 11 tan 3 . 11 tan tan tan =0.2/0.223=0.896 （11）传动效率 取轴承效率 2=0.99 ，搅油效率 3=0.98 = 1 2 3=0.8960.990.98=0.87 t2=t1i =9.551010.33240.871460=1410451.553 nm （12）检验 m 2 d1 的值 m 2 d1 2 2 2 25 . 3 z z kt h e =0.81410451.853 2 54 220 156 25 . 3 =51155120 原选参数满足齿面接触疲劳强度要求 1. 确定传动的主要尺寸 m=8mm，d1=80mm，z1=2，z2=48 (1)中心距 a a= ( ) ( ) 2 48 8 80 2 2 1 + = + mz d =232mm (2)蜗杆尺寸 分度圆直径 d1 d1=80mm 7 齿顶圆直径 da1 da1=d1+2ha1=(80+28)=96mm 齿根圆直径 df1 df1=d12hf=(8021.28)=60.8mm 导程角 tan =11.30993247 右旋 轴向齿距 px1=m=3.148=25.12mm 齿轮部分长度 b1 b1m(11+0.06z2)=8(11+0.0648)=111.04mm 取 b1=120mm (2)蜗轮尺寸 分度圆直径 d2 d2=mz2=848=384mm 齿顶高 ha2=ha*m=81=8mm 齿根高 hf2= (ha*+c*)m=(1+0.2)8=9.6mm 齿顶圆直径 da2 da2=d2+2ha2=384+16=400mm 齿根圆直径 df2 df2=d22m(ha*+c*)=38419.2=364.8mm 导程角 tan =11.30993247 右旋 轴向齿距 px2=px1= m=3.148=25.12mm 蜗轮齿宽 b2 b2=0.75da1=0.7596=72mm 齿宽角 sin=b2/d1=7280=0.9 蜗轮咽喉母圆半径 rg2=(ada2)2=232200=32mm (1)热平衡计算 估算散热面积 a a= 2 75 . 1 75 . 1 439 . 1 100 232 33 . 0 100 33 . 0 m a = = 验算油的工作温度 ti 室温 0 t ：通常取 20 。 散热系数 s k ：ks=17.5 w/()。 ( ) ( ) = + = + = 20 439 . 1 5 . 17 33 . 410 87 . 0 1 1000 1 1000 0 1 t a k p t s i 73.3280 油温未超过限度 (1) 润滑方式 根据 vs=6.23m/s，查表 7.14，采用浸油润滑，油的运动粘度 v40=22010 /s 8 (2)蜗杆、蜗轮轴的结构设计(单位：mm) 蜗轮轴的设计 最小直径估算 dminc n p 3 c 查机械设计表 11.3 得 c=120 dmin=120 08 . 61 24 . 8 3 =61.5 根据机械设计表 11.5，选 dmin=63 d1= dmin+2a =71 a(0.070.1) dmin=4.414.5 d2=d1+ (15)mm=71+4=75 d3=d2+ (15)mm=75+5=80 d4=d3+2a=80+26=92 a(0.070.1) d3=5.66 h 由机械设计表 11.4 查得 h=5.5 b=1.4h=1.55.5=7.78 d5=d42h=9225.5=81 d6=d2=75 l1=112+2=114 蜗杆轴的设计 最小直径估算 dminc n p 3 = 120 1460 24 . 8 3 =23 取 dmin=24 d1=dmin+2a=24+22=28 a=(0.070.1)dmin d2=d1+(15)=28+4=32 d3=d2+2a=32+22.5=37 取 38 a=(0.070.1)d2 d4=d32h=3823.5=31 取 30 h 查机械设计表 11.4 蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘与铸造铁心采用 h7/s6 配 合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选 6 个 9 几何尺寸计算结果列于下表几何尺寸计算结果列于下表： 计算公式 名 称 代号 蜗杆 结 果 中 心 距 a a= ( ) 2 2 z q m + a=232 传 动 比 i 1 2 z z i = i=24 蜗杆分度圆 柱的导程角 q z 1 arctan = = 31 . 11 蜗杆轴向压力 角 1 x 标准值 ? 20 1 = x 齿 数 1 z z1=2 分度圆直径 1 d q m d = 1 80 1 = d 齿顶圆直径 1 a d ( ) 2 1 + = q m d a 96 1 = a d 齿根圆直径 1 f d ( ) 4 . 2 1 = q m d f 1 f d =60.8 蜗杆螺纹部分 长度 1 b ( )m z b 2 1 06 . 0 11+ 120 1 = b 计算公式 名 称 代号 蜗轮 结 果 中 心 距 a a= ( ) 2 2 z q m + a=232 传 动 比 i 1 2 z z i = i=24 蜗轮端面 压力角 2 t 标准值 = 20 2 t 蜗轮分度圆柱 螺旋角 = 31 . 11 = = 齿 数 2 z 2 z = 1 iz 2 z =48 10 分度圆直径 2 d 2 2 z m d = 384 2 = d 齿顶圆直径 2 a d ( ) 2 2 2 + = z m d a 2 a d =400 齿根圆直径 2 f d ( ) 4 . 2 2 2 = z m d f 8 . 364 2 = f d 蜗轮最大 外圆直径 2 e d m d d a e 5 . 1 2 2 + 412 2 = a d 3.3 轴的设计 3.3.1 蜗轮轴的设计 （1）选择轴的材料 选取 45 钢，调质，硬度 hbs=230，强度极限 b =600 mpa，由表查得其许用弯曲应力 b 1 =55mpa 查机械设计基础 （表 101、103） （2）初步估算轴的最小直径 取 c=120，得 dmin=120 08 . 61 24 . 8 3 =61.5mm 根据机械设计表 11.5，选 dmin=63 （2） 轴的结构设计 轴上零件的定位、固定和装配 单级减速器中，可将齿轮按排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定 位，右面用套筒轴向固定，周向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别以轴肩和套筒定位， 周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， 键联接作周向固定。轴做成阶梯形，左轴承 从做从左面装入，齿轮、套筒、右轴承 和联轴器依次右面装到轴上。 确定轴各段直径和长度 段 d1=63mm l1=114mm 段直径 d2=71mm a(0.070.1) dmin=4.414.5 亦符合毡圈密封标准轴径。 段选 30214 型圆锥滚子轴承，其内径为 70mm，宽度为 24mm。故段直径 d3=75mm。 段考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端盖与箱体内壁应有一定距离，则取套筒长为 11 60mm。故 l4=94mm，d4=80mm。 段 d5=d4+2a=80+26=92 a(0.070.1) d3=5.66， l5=8mm。 段 d6=d52h=9225.5=81mm h 由机械设计表 11.4 查得 h=5.5 ，l6=8mm。 段 d7=d2=75 （4）按弯扭合成应力校核轴的强度 绘出轴的计算简图 (a)图 绘制垂直面弯矩图 (b)图 5 . 40 80 63 . 1621 2 2 1 1 = = = d t f a n 9 . 158 384 7 . 30515 2 2 2 2 = = = d t f t n 8 . 57 20 tan 9 . 158 tan = = = t r f f n 轴承支反力： 35 . 7 094 . 0 2 094 . 0 8 . 57 2 1 . 0 5 . 40 2 2 = = = l l f d f f r a rav n 15 . 65 35 . 7 8 . 57 = + = + = rav r rbv f f f n 计算弯矩： 截面 c 右侧弯矩 m n l f m rbv cv = = = 06 . 3 2 094 . 0 15 . 65 2 截面 c 左侧弯矩 m n l f m rav cv = = = 345 . 0 2 094 . 0 35 . 7 2 绘制水平面弯矩图 (c)图 轴承支反力： m n f f f t rbh rah = = = = 45 . 79 2 9 . 158 2 截面 c 处的弯矩 m n l f m rah ch = = = 73 . 3 2 094 . 0 45 . 79 2 绘制合成弯矩图 (d)图 825 . 4 73 . 3 06 . 3 2 2 2 2 = + = + = ch cv c m m m 12 ( ) 747 . 3 73 . 3 354 . 0 2 2 2 = + = + = ch cv c m m m 低速轴的弯矩和转矩 (a)轴的结构与装配 (b)受力简图 (c)水平面的受力和弯矩图 (d)垂直面的受力和弯矩图 (e)合成弯矩图 (f)转矩图 (g)计算弯矩图 绘制转矩图 (e)图 5 . 1266 08 . 61 1 . 8 10 55 . 9 10 55 . 9 6 6 = = = n p t n.m mec t mc m c mch ft frav fabh fa fr mcv mcv fabh frav t b a ft fr fa 132 267 (a) (b) (c) (d) (e) (f) (g) 13 绘制当量弯矩图 (f)图 转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取 0.6，截面 c 处的当量弯矩为 ( ) ( ) 9 . 759 5 . 1266 6 . 0 825 . 4 2 2 2 2 = + = + = t m m c ec 校核危险截面 c 的强度 mpa d m ec e 15 . 9 94 1 . 0 10 9 . 759 1 . 0 3 3 3 4 = = = mpa b 55 1 = ，安全。 3.3.2 蜗杆轴的设计 （1）选择轴的材料 选取 45 钢， 调质处理， 硬度 hbs=230， 强度极限 b =650 mpa， 屈服极限 s =360 mpa， 弯曲疲劳极限 1 =300 mpa，剪切疲劳极限 1 =155 mpa，对称循环变应力时的许用应力 b 1 =60 mpa。 (2) 初步估算轴的最小直径 最小直径估算 dminc n p 3 =120 1460 24 . 8 3 =23 （3）轴的结构设计 按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径 d=30 mm，初选轴承型号为 30210 圆锥滚子 轴承（gb/t29794） ，采用蜗杆轴结构，其中，齿根圆直径 8 . 60 1 = f d mm，分度圆直径 80 1 = d mm，齿顶圆直径 96 1 = a d mm，长度尺寸根据中间轴的结构进行具体的设计，校核 的方法与蜗轮轴相类似，经过具体的设计和校核，得该蜗杆轴结构是符合要求的，是安全 的。 3.4 减速器铸造箱体的主要结构尺寸 (1) 箱座（体）壁厚： =0.04a+38，取 =12.28，其中a=232； (2) 箱盖壁厚： 1 =0.85 8，取 1 =10.438； (3) 箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度： 42 . 18 5 . 1 = = b ， 657 . 15 5 . 1 1 1 = = b ， 7 . 30 5 . 2 2 = = b ； 14 (4) 地脚螺栓直径及数目：根据a=232，得 352 . 20 12 036 . 0 = + = a d f ，根据螺栓的标 准规格，数目为 4 个； (5) 轴承旁联结螺栓直径： 264 . 15 75 . 0 1 = = f d d (6) 箱盖、箱座联结螺栓直径： f d d ) 6 . 0 5 . 0 ( 2 = =8.140810.176，取 2 d =10； (7) 轴承端盖螺钉直径： 高速轴 低速轴 轴承座孔（外圈）直径 90 130 轴承端盖螺钉直径 3 d 8 10 螺 钉 数 目 4 6 (8) 检查孔盖螺钉直径：本减速器为一级传动减速器，所以取 4 d =6； (9) 螺栓相关尺寸： = f d 20 16 1 = d 2 d =10 锪孔直径 0 d 40 33 22 至箱外壁的距离 26 22 16 至凸缘边缘的距离 24 20 14 (10) 轴承座外径： 3 2 ) 5 . 5 5 ( d d d + = ，其中d为轴承外圈直径， 把数据代入上述公式，得数据如下： 高速轴： 134 130 2 = d ，取 134 2 = d ， 低速轴： 185 180 2 = d ，取 185 2 = d ； (11) 轴承旁联结螺栓的距离：s 以 1 d 螺栓和 3 d 螺钉互不干涉为准尽量靠近，一般 2 d s ； (12) 轴承旁凸台半径： = = 2 1 c r 20，根据 1 d 而得； (13) 轴承旁凸台高度：h根据低速轴轴承外径 2 d 和 1 d 扳手空间 1 c 的要求，由结构确 定； 15 (14) 箱外壁至轴承座端面的距离： 50 47 8 5 20 22 8 5 2 1 = + + = + + = c c l ，取 l=50； (15) 箱盖、箱座的肋厚： 1 m 0.85 1 ，取 1 m =8.8723，m0.85 ，取m=10.438； (16) 蜗轮外圆与箱内壁之间的距离： 1 ，取 1 =10； (17) 铸造斜度、过渡斜度、铸造外圆角、内圆角：铸造斜度x=1：10，过渡斜度y=1： 20，铸造外圆角 0 r =5，铸造内圆角r=3。 3.5 键联接的选择和强度校核 3.5.1 高速轴键联接的选择和强度校核 高速轴采用蜗杆轴结构，因此无需采用键联接。 3.5.2 低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核 (1) 选用普通平键（a 型） 按低速轴装蜗轮处的轴径 d=80mm，以及轮毂长l =94mm， 查表，选用键 2280 gb109679。 (2) 强度校核 键 材 料 选 用 45 钢 ， 查 表 知 mpa p 120 100 = ， 键 的 工 作 长 度 58 22 80 = = = b l l mm， 7 2 14 2 = = = h k mm，按公式的挤压应力 mpa kld t p 8 . 104 80 94 7 10 5 . 1266 2 10 2 3 3 = = = p 小于 p ，故键的联接的强度是足够的。 3.6 联轴器的选择和计算 3.6.1 高速轴输入端的联轴器 计算转矩 t k t a ca = ，查表取 5 . 1 = a k m n t k t a ca = = = 45 . 2432 63 . 1621 5 . 1 1 ，查表 选用 tl8 型弹性套柱销联轴器，材料为 35 钢，许用转矩 m n t = 710 ，许用转速 3000 = n r/min，标记：tl8 联轴器 42114 gb432384。 选键，装联轴器处的轴径为 42mm，选用键 1270 gb109679， 16 对键的强度进行校核，键同样采用 45 钢，有关性能指标见（六） ，键的工作长度 58 12 70 = = = b l l mm， 4 2 8 2 = = = h k mm，按公式的挤压应力 mpa kld t p 6 . 105 42 58 4 10 5 . 1266 2 10 2 3 3 = = = p ，合格。所以高速级选用的联轴器 为 tl8 联轴器 42114 gb432384，所用的联结键为 1270 gb1