二级蜗轮蜗杆减速机课程设计41.5%1.3%410二级涡杆
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减速器课程设计
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二级蜗轮蜗杆减速机课程设计41.5%1.3%410二级涡杆,减速器课程设计
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课程设计说明书 设计题目 ： 二级蜗轮蜗杆 -圆柱齿轮减速器 专 业 ： 班 级 ： 设 计 者 ： 学 号 ： 指导教师 ： nts- 1 - 目 录 一、 目录 -1 二、传动方案分析 -2 三、电动机的选择计算 -3 四、总传动比的确定和各级传动 比的分配 -3 五、运动和动力参数的计算 -3 六、传动零件的设计 -4 七、轴的设计和计算 -13 八、滚动轴承的选择和计算 -18 九、键连接的选择和计算 -21 十、联轴器的选择和计算 -22 十一、润滑和密封的说明 -24 十二、拆装和调整的说明 -24 十三、减速箱体的附件的说明 -25 十四、设计小节 -26 十五、参考资料 -27 nts- 2 - 二、 传动方案分析 （ 1）根据生产设计要求可知，该蜗杆减速器采用蜗杆下置，采用此布置结构，由 于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好，蜗杆轴承润滑也方便。适用于 传动 V 4-5 m/s,这正符合本课题的要求。 （ 2） 带传动 具有结构简 单、传动平稳、能缓冲吸振、可以在大的轴间距和多轴间传递动力，且其造价低廉、不需润滑、维护容易等特点。 （ 3）蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承 受径向载荷和轴向载荷的复合作用。 （ 4）为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中 装有密封元件。 因此， 带传动 -蜗杆传动 圆柱齿轮传动 。 nts- 3 - 计 算 及 说 明 三电动机选择计算 1原始数据如下： 运输 带 牵引力 F=1500N 运输 带 工作速度 V=1.3m/s 滚筒直径 D=410mm 2电动机型号选择 运输链所需功率 Pw = 1000FV= 1000 3.11500 = 1.95kw 取 1=0.97（ 带传动 ） , 2=0.98（轴承） , 3=0.97（斜齿轮） , 4=0.72（蜗杆 ） , 5=0.99（ 联轴器 ）； a= 1 ( 2)3 3 4 5=0.631 电动机功率 Pd=Pw / a=3.1kw 带轮 转速 nw =Dv 601000 =41014.3 6010003.1 =60.6 r/min 取蜗杆传动比 i2 =530:； 带 传动 25；圆柱齿轮 35 则电动机总传动比为 ia =i1 i2 =30750 故电动机转速可选范围 是 nd =ia n=(30750) 60.6=181845440r / min 故选电动机型号为 Y112M-2 主要参数： 2 8 9 0 / m i n ; 4 ;dn r P k W 四 总传动比确定及各级传动比分配 由电动机型号查表得 nm=2890 r / min； ia=nm / n=2890 /60.6=47.7 取 带 传动比 i1=2； 蜗杆传动比 i2=7.5；直齿圆柱齿轮传动比 i3=3.2； 五 运动和动力参数的计算 设 带 轮轴为 1轴， 蜗杆为 2轴，蜗轮轴为 3 轴，圆柱齿轮轴为 4轴 , 1.各轴转速： n1= nd =2890 r / min n2= n1 / i1 =2890 / 2= 1445 r / min n3=n2 / i2=1445/ 7.5=192.7 r / min 结 果 Pw = 1.95kw a=0.631 Pd=3.1kw nw =60.6 r/min 电 机型号Y112M-2 2 8 9 0 / m i ndnri1=2 i2=7.5 i3=3.2 nts- 4 - n4=n3 / i3=192.7 /3.2=60.2r / min 2.各轴输入功率： P1=Pd 01=3.1 0.99=3.07kw P2=P1 02=3.07 0.97=2.98kw P3=P2 34=2.98 0.98 0.72=2.1kw P4=P3 45=2.1 0.98 0.97=1.98kw 3.各轴输入转距： Td=9550 Pd/nm=9550 3.1/2890=10.2N m T1=Td 01=10.2 0.99=10.1 N m T2=T1 i1 12=10.1 2 0.97=19.7N m T3=T2 i2 34=19.7 7.5 0.98 0.72=104.1N m T4=T3 i3 45=104.1 3.2 0.98 0.97=316.7 N m 运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名 功率 P(kw) 转距 T(N m) 转速n(r/min) 传动比i 电动机轴 3.1 10.2 2890 1.00 一轴 3.07 10.1 2890 2 二轴 2.98 19.7 1445 7.5 三轴 2.1 104.1 192.7 3.2 四轴 1.98 316.7 60.2 六 传动零件的设计计算 1.V带传动的设计计算 设计 V带传动时的已知条件包括：带的工作条件是连续单向运转，载荷平稳，传动位置与总体尺寸限制自定，所需传递的功率为 4KW，小带轮的转速为2890r/min，传动比为 2 。 设计步骤： 1. 确定计算功率 Pca KA P=1.3 4=5.2KW 式中： Pca 计算功率， KW KA 工作情况系数，见表 8 7； n1=2890r / min n2=1445r / min n3= 192.7r / min n4= 60.2r / min P1= 3.07kw P2= 2.98kw P3= 2.1kw P4=1.98kw Td=10.2N m T1=10.1 N m T2=19.7N m T3=104.1N m T4=316.7N m nts- 5 - P 所需传动的额定功率， KW 2. 根据计算功率 Pca和小带轮转速 n1 ， 从【】图 8 11 中选取普通 V带的型号为 A型。 3. 确定带轮的基准直径 dd并验算带速 1) 初选小带轮的基准直径 d1d根据 V带的带型，参考【】表 8 6和表 8 8确定小带轮的基准直径 d1d，应使 d1d （ dd ） min 。 所以选 d1d 90mm 2） 验算带速 v 根据【】式子（ 8 13）计算带的速度 。带速不宜过低或过高， 一般应使 v（ 5 25m/s）。 而： v 2890 90 3.14/（ 60 1000） 13.6m/s 3）计算大带轮的基准直径 由 d2d=id1d计算， d2d 180mm 4. 确定中心距 a，并选择 V带的基准长度 Ld根据【】式子（ 8 20），初定中心距 a0 500mm 由【】式子（ 8 22）计算所需的基准长度 L0d 2a0+2（ d1d+ d2d） + 12d 2 d0d - d )4a（ 1427mm 由【】表 8 2选带的基准长度 L0d 1400mm 按【】式子（ 8 23）计 算实际中心距 a a a0+2 0dd LL =500+2 14271400 =486mm 5. 验算小带轮上的包角 1 1 1800 -（ d2d d1d） a03.57 1800 90 57.30/486 169.3o 120o6. 计算带的根数 z Pca=5.2KW d1d 90mm V=13.6m/s d2d 180mm a0 500mm L0d 1600mm a=486mm 1 169.3 nts- 6 - 1） 计算单根 V带的额定功率 Pr 由 d1d 90mm 和 n1 2890r/min， 查【】表 8 4a得 P0 1.7KW 根据 n1 2890r/min。 i 2.5和 A型带， 查【】表 8 4b得 P 0.36KW 查【】表 8 5得 K=0.965, 【】表 8 2得 KL =0.99，于是 Pr （ P+ P） KKL =(1.7+0.36) 0.965 0.99=1.97KW 2） 计算 V带的根数 z ZrcaPP 5.2/1.97=2.64 取 3根 . 7. 计算单根 V带的初拉力的最小值（ F0） min 由【】表 8 3得 A型带的单位长度质量 q 0.1kg/m （ F0） min 500zvK PK ca )5.2( +qv2 5006.13*3*965.0 )965.05.2(2.5 +0.1 13.62 119.8N 应使带的实际初拉力 F0（ F0） min 。 8.计算压轴力 Fp压轴力的最小值为 （ Fp） 2z（ F0） min sin21 2 3 119.8 sin23.1690 N 715.7N P0 1.7KW P 0.36KW K=0.965 KL =0.99 Pr =1.97KW Z=3 (F0) min 119.8N (Fp)=715.7N nts- 7 - 2蜗杆蜗轮的选择计算 (1).选择蜗杆的传动类型 根据 GB/T 10085 1988的推荐 ,采用渐开线蜗杆 (ZI)。 (2).选择材料 蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用 45 钢，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁 HT100制造。 (3).按齿面接触疲劳强度进行计算 根据闭式蜗杆传动的设计准则 ,先按齿面接触疲劳强度进行设计 ,再校核齿根弯曲疲劳强度。 传动中心距 322 HEKa ZZT 作用在蜗轮上的转距 T2 T3=104.1N m 确定载荷 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 K =1，机械设计 250 页查表11-5取 KA=1.15，由于转速不高，冲击不大，可取 KV=1.05；则 K=KA K KV =2.1 1 1.05 2.21 确定弹性影响系数 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 ZE=160MPa1/2 确定接触系数 Z 传动比 i=7.5 ,取蜗杆头 Z1=4，则涡轮齿数 Z2=4 7.5=30 先假设分度圆直径 d1和传动中心距 a 的比值 d1/a=0.38，从图 11-18 中查得 Z =2.9 确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡青铜 ZCuSn10P1，金属铸造膜，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，可从表 11-7中查得蜗轮的基本许用应力 H =268MPa hL=10X300X8=24000 应力循环次数 N = 60n1 j LK = 60 192.7 1 24000=2.8 108 寿 命系数 KHN= 66.0108.210887 蜗杆材料用45钢，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。 T3=104.1N m 2.21K ZE=160MPa1/2 Z1=4 Z2=30 Z =2.9 82 .8 3 1 0N nts- 8 - 则 H= H KHN=0.66 268=176.9 计算中心距 329.1 7 62 . 91 6 004100121.2 a =116.5mm 蜗杆分度圆直径、模数 d1=0.68a0.875=0.68 116.50.875=43.7mm m=(2a- d1)/Z2=(2 116.5-43.7)/30=6.31mm 查表取 m=6.3mm， d1=63mm， 直径 系数 q=10mm d2=mZ2= 6.3 30=189mm 中心距 a=（ d1 +d2） /2=（ 189+63） /2=126mm d1 /a=63/126=0.5 与假设值相近 因此以上计算结果可用。 (4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 蜗杆 轴向齿距ap=3.14 6.3=19.8mm； 齿顶圆直径1ad= d1+2 6.3=75.6mm； 齿 根 圆直径 df1 =m(q-2)=50.4mm 分 度圆导程角 )/arctan( 1 qzr =arctan4/10=14.0450； 蜗杆轴向齿厚 12asm19.8/2=9.9mm 蜗轮 蜗轮齿数 z2=30； 验算传动比 i = z2/z1=7.5；传动比误差为 0 KHN=0.66 H=141.4 a 135.3mm d1=63mm d2=189mm a=126mm ap=19.8mm 1ad=75.6mm r 14.0450 df1 =50.4mm nts- 9 - 蜗轮 顶 圆直径 da2=m(z2+2)=6.3 32=201.6mm 蜗轮齿根圆直径 df2=189-2(m+0.2m) =175.14mm 蜗轮咽喉母圆半径 rg2= a-0.5 da2=126-0.5 201.6=25.2mm (5).校核齿根弯曲疲劳强度 2 2121 . 5 3 F F a FKT YYd d m当量齿数 zv2 = z2 / cos 3 r =30/cos3(14.0450) =30.9 由此，查表 11-19可得齿形系数 YFa2=2.55 螺旋角系数 Y=1- r/1200 =1-14.045/120=0.883 许用弯曲应力 F F F NK从表 11-8中查得由 ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力 F=40MPa 寿命系数 KFN= 54.0108.210986 F= KFN F=0.54 40=21.4MPa = MP a6.103.618980 883.055.241000121.253.163 =8 箱盖壁厚 1 8 0.02a+3 =8 凸缘厚度 箱座 b 15 1.5 箱盖 b1 12 1.5 1 底座 b2 25 2.5 箱座肋厚 m 8 0.85 地脚螺钉 型号 df M16 0.036a+12 数目 n 4 轴承旁联 接螺栓直径 d1 M12 0.75 df 箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸 d2 M12 （ 0.5-0.6） df 连接螺栓的间距 l 160 150200 轴承盖螺钉直径 d3 8 （ 0.4-0.5） df 观察孔盖螺钉 d4 6 （ 0.3-0.4） df 定位销直径 d 9.6 （ 0.7-0.8） d2 d1,d2至外箱壁距离 C1 22 C1=C1min d2至凸缘边缘距离 C2 16 C2=C2min df至外箱壁距离 C3 26 df至凸缘边缘距离 C4 24 箱体外壁至轴承盖座端 面的距离 l1 53 C1+ C2+(510) nts- 27 - 轴承端盖外径 D2 101 101 106 轴承旁连接螺栓距离 S 115 1 40 139 2.附件 为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 十四 设计小 结 这次关于减速器的课程设计是我们真正理论联系
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