一级（单级）蜗轮蜗杆减速器设计【优秀含word+CAD全套课程毕业设计】
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一级（单级）蜗轮蜗杆减速器设计【优秀含word+CAD全套课程毕业设计】,一级,蜗轮,蜗杆,减速器,设计
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1 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 nts 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； nts 3 Pw 工作机所 需输入功率，单位为 KW； 输送机所需的功率 PW=Fv 1000=5000 1.6 1000 0.79=10.12 kW 电动机所需的功率 Pd= PW = 联 轴 蜗 轴 联 =0.99 0.99 0.8 0.99 0.99 0.79 Pd=10.12 0.96=10.54 kW 查表，选取电动机的额定功率 Pcd=11kw。 （ 3）选择电动机的转速 传动滚筒转速 nw=D v100060 =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： nd= 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 2-3） n=i 蜗 nw=20 61.2=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 Y160M 4，其主要安装尺寸如下： 中心高： H=160 mm 外型尺寸： L（ AC AD） HD=600（ 325+255） 385 mm 轴伸尺寸： D=42 mm， E=110 mm 装键部分尺寸： F G D=12 37 42 mm 底脚安装尺寸： A B=254 210 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=nm nw=1460 61.2=23.9 本课题是一级蜗轮蜗杆减速器，它的传动比 i=10 40 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 2-5） nts 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 P1= P 联 承 =10.54 0.99 0.99=10.33kW 轴 P2= P1 蜗 承 联 =10.33 0.99 0.99 0.8=8.1 kW （ 2）各 轴的转速 电动机： nm=1460 r/min 轴： n1= nm=1460 r/min 轴： n2=11in=1460 23.9=61.08 r/min （ 3）各轴的输入转矩 电动机轴： Td=9550mdnP=9550 10.54 1460 68.94N m 轴： T1 = Td i 联 承 1621.63N m 轴： T2 = T1 i 联 承 蜗 30515.7N m 上述计算结果汇总表 输入功率（ kW） 转速 n（ r/min） 输入转矩（ N m） 传动比 效率 电动机轴 10.54 1460 68.94 1 0.99 轴 10.33 1460 1621.63 24 0.82 轴 8.1 61.08 30515.7 3.2 传动零件的设计计算 nts 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 12dm 22225.3 zzKThe mm （ 1） 选 z1， z2： 查表 7.2 取 z1=2， z2= z1 n1 n2=2 1460 61.2=48 z2 在 30 64 之间，故合乎要求。 初估 =0.82 （ 2）蜗轮转矩 T2： T2=T1 i =9.55 106 10.33 24 0.82 1460=1329768.146 N m （ 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=60 n2 at=60 61.2 1 12000=4.4064 10 ZN= 8 710 n =8 77 104064.410 =0.8030786651 H=ZN 0H=0.830786651 220=182.77 Mpa （ 6） m2 d1： m2 d1 22225.3 zzKThe =1.1 1329768.16425422015625.3 =4822.718mm （ 7）初选 m2 ， d1 的值： nts 6 查表 7.1 取 m=8， d1=80 m2 d1=5120 4906 （ 8）导程角 tan =802811 dmz=0.2 =arctan0.2=11.3 （ 9）滑动速度 Vs Vs= 3.11c o s100060 146080c o s100060 11 nd=6.23m/s （ 10）啮合效率 由 Vs=6.23 m/s 查表得 =1 16 1 = 23.11ta n 3.11ta nta n ta n =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=0.896 0.99 0.98=0.87 T2=T1 i =9.55 10 10.33 24 0.87 1460=1410451.553 N m （ 12）检验 m2 d1 的值 m2 d1 22225.3 zzKThe =0.8 1410451.85325422015625.3 =5115 5120 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 488802 21 mzd=232mm (2)蜗杆尺寸 分度圆 直径 d1 d1=80mm nts 7 齿顶圆直径 da1 da1=d1+2ha1=(80+2 8)=96mm 齿根圆直径 df1 df1=d1 2hf=(80 2 1.2 8)=60.8mm 导程角 tan =11.30993247 右旋 轴向齿距 Px1= m=3.14 8=25.12mm 齿轮部分长度 b1 b1 m(11+0.06 z2)=8 (11+0.06 48)=111.04mm 取 b1=120mm (2)蜗轮尺寸 分度圆直径 d2 d2=m z2=8 48=384mm 齿顶高 ha2=ha* m=8 1=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=d2 2m(ha*+c*)=384 19.2=364.8mm 导程角 tan =11.30993247 右旋 轴向齿距 Px2=Px1= m=3.14 8=25.12mm 蜗轮齿宽 b2 b2=0.75da1=0.75 96=72mm 齿宽角 sin =b2/d1=72 80=0.9 蜗轮咽喉母圆半径 rg2=(a da2) 2=232 200=32mm (1)热平衡计算 估算散热面积 A A= 275.175.1 4 3 9.11 0 02 3 233.01 0 033.0 ma 验算油的工作温度 ti 室温0t： 通常取 20 。 散热系数sk： Ks=17.5 W/( )。 20439.15.17 33.41087.0110001100001 tAkPtsi 73.32 80 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 =220 10 /s nts 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 dmin cnp3 c 查机械设计表 11.3 得 c=120 dmin =12008.6124.83 =61.5 根据机械设计表 11.5，选 dmin=63 d1= dmin+2a =71 a (0.07 0.1) dmin=4.41 4.5 d2=d1+ (1 5)mm=71+4=75 d3=d2+ (1 5)mm=75+5=80 d4=d3+2a=80+2 6=92 a (0.07 0.1) d3=5.6 6 h由机械设计表 11.4 查得 h=5.5 b=1.4h=1.5 5.5=7.7 8 d5=d4 2h=92 2 5.5=81 d6=d2=75 l1=112+2=114 蜗杆轴的设计 最小直径估算 dmin cnp3 = 120146024.83 =23 取 dmin=24 d1=dmin+2a=24+2 2=28 a=(0.07 0.1)dmin d2=d1+(1 5)=28+4=32 d3=d2+2a=32+2 2.5=37 取 38 a=(0.07 0.1)d2 d4=d3 2h=38 2 3.5=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 nts 9 几何尺寸计算结果列于下表： 名 称 代号 计算公式 结 果 蜗杆 中 心 距 a a = 22 zqm a=232 传 动 比 i 12 ZZi i=24 蜗杆分度圆 柱的导程角 qz1arctan 31.11 蜗杆轴向压力角 1x 标准值 201 x 齿 数 1Z z1=2 分度圆直径 1d qmd 1 801 d 齿顶圆直径 1ad 21 qmd a 961 ad 齿根圆直径 1fd 4.21 qmd f 1fd =60.8 蜗杆螺纹部分长度 1b mzb 21 06.011 1201 b 名 称 代号 计算公式 结 果 蜗轮 中 心 距 a a = 22 zqm a=232 传 动 比 i 12 ZZi i=24 蜗轮端面 压力角 2t 标准值 202t 蜗轮分度圆柱螺旋角 31.11 齿 数 2Z 2Z = 1iz 2Z =48 nts 10 分度圆直径 2d 22 Zmd 3842 d 齿顶圆直径 2ad 222 zmd a 2ad =400 齿根圆直径 2fd 4.222 zmd f 8.3642 fd 蜗轮最大 外圆直径 2ed mdd ae 5.122 4122 ad 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 10-1、 10-3） （ 2）初步估算轴的最小直径 取 C=120，得 dmin =12008.6124.83 =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 (0.07 0.1) dmin=4.41 4.5 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nts 11 60mm。故 L4=94mm， d4=80mm。 段 d5=d4+2a=80+2 6=92 a (0.07 0.1) d3=5.6 6， L5=8mm。 段 d6=d5 2h=92 2 5.5=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 5.408063.1 6 2 122 11 dTF a N 9.1583847.3051522 22 dTF t N 8.5720t a n9.1 5 8t a n tr FF N 轴承支反力： 35.7094.0 2094.08.5721.05.4022 L LFdFF raRAV N 15.6535.78.57 RAVrr b v FFF N 计算弯矩： 截面 C 右侧弯矩 mNLFMRBVcv 06.320 9 4.015.652 截面 C 左侧弯矩 mNLFMRAVcv 345.02094.035.72绘制水平面弯矩图 (c)图 轴承支反力： mNFFF tR B HR A H 45.7929.1582 截面 C 处的弯矩 mNLFM RAHCH 73.32094.045.792 绘制合成弯矩图 (d)图 825.473.306.3 2222 CHCVC MMM nts 12 747.373.3354.0 222 CHCVC MMM 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 5.12 6608.611.81055.91055.966 nPTN.m M ecTM CM CM CHF tF R A VF A B HFaFrM CVM CVF A B HF R A VTBAFtFrFa132267( a )( b )( c )( d )( e )( f )( g )nts 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 9.7595.1 2 6 66.0825.4 2222 TMM CEC 校核危险截面 C 的强度 M P adM ECe 15.9941.0 109.7 5 91.0 3 334 MPab 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 dmin cnp3 =120146024.83 =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/T297 94），采用蜗杆轴结构，其中，齿根圆直径 8.601 fdmm，分度圆直径801 d mm，齿顶圆直径 961 ad 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+3 8，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： 42.185.1 b ， 657.155.1 11 b ， 7.305.22 b ； nts 14 (4) 地脚螺栓直径及数目：根据 a =232，得 352.2012036.0 adf，根据螺栓的标准规格，数目为 4个； (5) 轴承旁联结螺栓直径： 2 6 4.1575.01 fdd(6) 箱盖、箱座联结螺栓直径：fdd )6.05.0(2 =8.1408 10.176，取2d=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3d8 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 4d =6； (9) 螺栓相关尺寸： fd 20 161 d 2d =10 锪孔直径0D40 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：32 )5.55( dDD ，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： 1341302 D ，取 1342 D ， 低速轴： 1851802 D ，取 1852 D ； (11) 轴承旁联结螺栓的距离： S 以 1d 螺栓和3d螺钉互不干涉为准尽量靠近，一般2DS ； (12) 轴承旁凸台半径： 21 cR 20，根据 1d 而得； (13) 轴承旁凸台高度： h 根据低速轴轴承外径 2D 和 1d 扳手空间 1c 的要求，由结构确定； nts 15 (14) 箱外壁至轴承座端面的距离： 50478520228521 ccL，取L =50； (15) 箱盖、箱座的肋厚：1m 0.851，取1m=8.8723， m 0.85 ，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0R=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 22 80 GB1096 79。 (2) 强度校核 键材料选用 45 钢，查表知 M P ap 120100 ，键的工作长度582280 bLl mm， 72142 hkmm，按公式的挤压应力 M P ak ldTp 8.10480947 105.12662102 33 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 TKTAca ，查表取 5.1AK mNTKTAca 45.243263.16215.11，查表选用 TL8 型弹性套柱销联轴器，材料为 35 钢，许用转矩 mNT 710 ，许用转速3000 n r/min，标记： TL8 联轴器 42 114 GB4323 84。 选键，装联轴器处的轴径为 42mm，选用键 12 70 GB1096 79， nts 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581270 bLl mm， 4282 hkmm，按公式的挤压应力 M Pak ldTp 6.1 0 542584 105.1 2 6 62102 33 p ，合格。所以高速级选用的联轴器为 TL8 联轴器 42 114 GB4323 84，所用的联结键为 12 70 GB1096 79。 3.6.2 低速轴输出端的联轴器 根据低速轴的结构尺寸以及转矩，选用联轴器 TL11 联轴器 63 114 GB4323 84，所用的联结键为 18 90 GB1096 79，经过校核计算，选用的键是符合联结的强度要求的，具体的计算 过程与上面相同，所以省略。 3.7 减速器的润滑 减速器中蜗轮和轴承都需要良好的润滑，起主要目的是减少摩擦磨损和提高传动效率，并起冷却和散热的作用。另外，润滑油还可以防止零件锈蚀
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