毕业设计36济源职业技术学院机电一体化毕业设计03

济源职业技术学院 毕 业 设 计 题目 蜗轮蜗杆减速器 系别 机 电 系 专业 机电一体化 班级 0511 班 姓名 杨 阳 学号 05011132 指 导 教 师 赵 小 芳 日期 2007.12 设计任务书 设计题目： 蜗轮蜗杆减速器的设计 设计要求： 带式传动机的传动装置传动简图及其说明 ： 运输带上的有效拉力 F=6200N； 运输带的运行速度 V=0.8m/s； 滚筒直径 D=280mm； 运输带速度的允许偏差： 5% 滚筒的传动效率（不包括轴承）： 0.96 工作情况：两班制， 连续单向运转，栽荷较平稳；负荷持续率 FC=66%； 工作环境：室外，灰尘较大，环境最高温度 50 C； 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V； 间修间隔：四年一次大修，两年一次中修，一年一次小修； 折 旧 期： 10年； 设 计进度要求： 1.第一周： 确定毕业设计题目。 2.第二周： 查阅资料。 3.第三周 第五周： 进行初步的设计。 4.第六周：绘图并 对设计进行修改。 5.第七周： 对设计进行进一步的修改优化。 6.第八周： 完成设计。 指导教师（签名）： 摘要 随着科学技术和工业生产的飞速发展，国民经济各个部门迫切需要各种各样质量优、性能好、效率高、能耗低、价格廉的机械产品。其中，产品设计是决定产品性能、质量水平、市场竞争力和经济效益的重要环节。因此，我们应该树立好的设计思想，重视对自己进行机械设计能力的培养，树立知识经济意识；善于利用各种信息资源，扩展知识面和能力；培养严谨、科学、创新与创业、艰苦奋斗的企业，加强环境保护意识，做到清洁生产和文明，以最大限度的获得企业效益和社会效益。 机械原理课程设计要求我们针对某种机器，进行机械运动简图的设计，其中包括机械功能 分析，工艺动作过程确定执行机构选择，机械运动方案评定，机构尺寸的确定等。通过机械原理课程设计，可以进一步巩固，掌握并初步运用机械原理的知识和理论。更为重要的是培养我们和创新机械的能力。创新能力的培养是我们发明机械，创造机械的基础，在生产力发展方面起着不可替代作用。 本文讲述了带式运输机的传动装置 单级蜗轮蜗杆减速器的设计过程。首先进行了传动方案的评述，选择单级蜗轮蜗杆减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算，运用 AutoCAD进行传统的二维平面设计，完成蜗轮蜗杆减速器的二维平面零件图和装配图的绘制 . 减速器是目前广泛应用于矿山、冶金、建筑、化工、轻工、运输、制造、航空航天等各个领域的主要调速装置。具有高精度、高效率、可靠性高等优点。人类使用减速器已有很长一段时间，因此对减速器的认识已达到一相当的程度，减速器的形式也是多种多样，具体用途也是各有所长，对人类社会的发展起到了极大的促进作用。 关键词 : 减速器 蜗轮蜗杆 传动 济源职业技术学院毕业设计 2 目录 摘要 . 1 前言 . 1 1 设计的目的和意义 . 2 2 设计计算中应该注意的问题 . 3 2.1 适度计算与结构工艺的关系 . 3 2.2 设计过程中正确使用标准的重要性 . 3 2.3 设计过程中零件结构设计与工艺性的关系 . 4 2.4 设计过程中处理好理论计算与画图的关系 . 4 2.5 绘图中应该注意的问题 . 4 3 设计计算过程 . 6 3.1 评述传动方案 . 7 3.2 选择电动机 . 7 3.3 设计蜗杆传动 . 10 3.4 轴的结构设 计 . 21 3.5 设计蜗轮的过盈联接 . 28 3.6 选择并演算滚动轴承 . 28 3.7 选择并演算联轴器 . 30 3.8 减速器的箱体及其附件 . 33 致 谢 . 34 参考文献 . 35 济源职业技术学院毕业设计 1 前言 随着全球制造业向中国的转移， 21世纪以来，信息化、网络化、智能化、全球化，以及产品创新更快、品质更优、成本更低、服务更好已经成为当代全球制造业发展的基本特征。随着我国综合国力的进一步增强和加入世界贸易组织（ WTO），我国经济全面与国际接轨，并正在成为全球最重要的制造业基地。企业面临的将是一个全球化的市场与竞争。为了能在激烈的国际化竞争中赢得先机，先进的设计软件是必不可少的。这就要求我们毕业生能积极认真学好目前最先进的设计方法和制造技术，为我国的制造业做出自己的贡献。 CAD 技术起步于 50 年代后期，进入 60 年 代，随着在计算机屏幕上绘图变为可行而开始迅速发展。此时 CAD 技术的出发点是用传统的三视图方法来表达零件，以图纸为媒介进行技术交流，这就是二维计算机绘图技术。 CAD 技术以二维绘图为主要目标的算法一直持续到 70 年代末期，以后作为 CAD 技术的一个分支而相对单独、平稳地发展。在今天中国的 CAD用户特别是初期 CAD用户中，绘图仍然占有相当大的比重。现在 CAD技术已经在我国机械制造、建筑工程、轻工化纺、船舶汽车、航空航天、影视广告等领域起到巨大的作用。 CAD 技术在我国建筑工程业的应用深度和广度与发达国家的差距并不显著， 其使用效果比发达国家还好。 蜗杆减速器 ,主要应用在传动比较大 (i10)的场合，通常说蜗杆传动结构紧凑，轮廓尺寸小，这只是对传动比圈套的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜在长期连续使用的动力传动中应用，而且只宜传递中等以下的功率，一般不超过 50KW。蜗杆减速主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于 4m/s 时，最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于 4m/s 时，为为避免搅油太甚，发热过多，最好采用蜗杆在上 式，阿基米德蜗杆减速器制造简单，目前仍在广泛使用，但其承载能力，传动效率，使用寿命都较低。所以近年来又有一些新型的蜗杆减速器出现。例如环面蜗杆减速器，圆弧齿蜗杆减速器，平面包络蜗杆减速器等。 济源职业技术学院毕业设计 2 1 设计的目的和意义 通过对蜗杆减速器的设计，综合运用机械设计课程和其它先修课程的理论和实际知识，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力。 学会从机器功能的要求出发，合理选择传动机构类型，制定设计方案，正确计算零件的工作能力，确定它的尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、 使用、维护、经济和安全等问题，培养机械设计能力。 通过减速器的设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料等，培养机械设计的基本技能。 设计是继承和创造结合的过程。任何一个设计任务都可能有很多的解决的方案，因此学习机械设计应该有创新精神，不能盲目地，机械地抄袭已有的类似产品。但是设计工作又是一个极为复杂的，细致的和繁重的工作，长期的设计和生产初中积累了许多可供参考和借鉴的宝贵经验和资料，继承和发展这些经验和成果，不但可以减少重复工作，加快设计进度，也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料 ，也是设计工作能力的重要的体现。任何设计都不可能是设计者独出心裁，凭空设想而不领先任何资料所能实现的。机械设计要从现实出发，是一项复杂细致的工作设计质量是由长期积累而逐渐提高的，所以熟悉和利用设计资料，即可减少重复工作，加快设计进度，也可以继承和发展这些经验笔成果，提高设计质量。另一方面，任何新的设计任务，又是根据特定的设计要求和工作备件提出的，因此必须要具体分析和创造性的进行设计，而不能盲目地机械地抄袭资料。所以参考设计资料与创新二者不可偏废，要很好的结合起来，这样才能不断的提高设计质量认为设计必须全部是 独创的看法是不现实的；同样忽视设计者的创新，就会陷于盲目抄袭已有资料的境地，设计出来的机械产品不能满足具体的新的工作要求，设计者的技能也不能得到培养和提高。因此在设计的过程中不可一味的创新，也不能盲目的继承，而必须坚持继承的基础上创新，创新的过程中又不忘继承，只有这样才能最大限度的优化自己的设计。 济源职业技术学院毕业设计 3 2 设计计算中应该注意的问题 2.1 适 度计算与结构工艺的关系 任何机械零件的尺寸，都不可能完全由理论计算确定，而要考虑结构，加工和装配工艺，经济性和使用条件等要求才能确定。理论计算只能为零件提供基本的数据 和参数，而只有考虑了上述各种因素后，才能决定零件的全部形状和尺寸。例如在蜗杆轴的设计过程中通过扭矩强度的估算设计成直径为 25mm 的光轴，这显然是不合适的，无论从轴的加工制造，轴上零件的安装和定位，轴的轴向定位，都是不合理的。只有综合考虑了轴的强度，轴上零件的装拆和固定，以及加工工艺要求等，将蜗杆轴设计成阶梯轴，这样既满足了强度要求，又满足了加工工艺和安装工艺等方面的要求，这样设计出来的轴显然才是合理的。任何机械零件的设计都可分为理论计算和结构设计两个步骤，理论计算只是为确定零件尺寸提供了一个方面的依据，有些 经验公式也只是考虑了主要因素的要求，所求得的只是近似值。因此设计时都要根据具体情况做适当调整，全面考虑强度，刚度，结构和工艺的要求。由此可知理论计算和结构设计这两步是相辅相成和交错进行的，只有把这两步巧妙的结合起来，才能设计出符合实际的合理的机械零件的。 2.2 设计过程中正确使用标准的重要性 使用和遵守标准，是降低成本的首要原则，也是评价设计质量的一项指标，熟悉标准和熟练使用标准是课程设计的重要任务之一。许多标准不需自己制造而可以购得，例如电动机，轴承等一些标准件，有些则可能需要自行制造，如联轴器，键等， 但其主要尺寸参数，一般仍宜按标准规定。对于非标准件的一引起尺寸，常要求圆整为标准数或优先数，以方便制造和测量。例如箱体，其底面宽度，长度，中心高，轴承座凸缘外径，凸台高度，机体接合面处的宽度等等，都应适当圆整为优先数（一般圆整为 0 或 5mm 的尾数）。确定零件结构尺寸的合理有效位数非常重要它影响测量的精度要求，因而影响成本。一些根据几何关系有严格要求的尺寸，不能圆整，例如齿轮圆直径。设计中应尽量减少选用的材料牌号和规格，减少标准件的品种，规格，尽可能选用市场上能充分供应的通用品种，这样能降低成本，并能方便使用和 维修。例如减少部件中螺栓的尺寸类型，例如减少部件中螺栓的尺寸类型，不仅便于采购和保管，装拆时也可减少扳手的数目。 济源职业技术学院毕业设计 4 2.3 设计过程中零件结构设计与工艺性的关系 在机械的成本中制造费用占相当大的比例，因此设计的零件结构应具有良好的工艺性，即能满足使用的要求，又能使制造工艺简单，制造成本较低。在设计零件结构时，常考虑以下几个方面的工艺性要求： 1，选择合理的毛坯种类和形状，例如在大量生产时优先考虑铸造，轧制杠铃的毛坯，单件生产或件数很少时则采用比较简单的结构，避免用模具或铸模，而能用现成设备加工。 2，在进行结构 设计时还应力求使零件形状简单和便于加工，如用最简单的形状（圆柱面，平面，共轭曲面等腰三角形）构成零件，要尽量减少加工表面的数量和面积等。 3，零件结构应便于装配和拆卸，例如为螺栓联接留有拍手空间，零件之间有调节装配尺寸的余地和环节（如有垫片，套筒或锥面等），装配时易于找正对中等。 2.4 设计过程中处理好理论计算与画图的关系 有些零件可可以由理论计算得到基本参数和尺寸后，再通过一些经验公式和进行结构设计就可画出零件的草图，如齿轮，通过接触强度和弯曲强度的计算，可以得出齿轮的分度圆直径和模数等尺寸的参数，查找有 关的经验公式就可画出齿轮的草图。但有些零件，只能在初步估算的基础上进行结构设计，画出零件草图后，才能得出力学模型，然后才能进行理论计算。例如，蜗杆轴的设计，只有先有了蜗杆轴的结构草图，才能画出蜗杆轴的力学模型，有了力学模型才能做出轴的弯矩图和扭矩图，才能对轴进行精确的强度校核，而校核之后又有可能发现原设计的不当之处，这又得重新修改结构设计和进行设计计算，直到满足要求为止。因此，整个设计过程是个“边计算，边画图，边修改”交错进行的过程。零件的尺寸以图纸上最后确定的为准，而且装配图和零件图要一致，要修改一同修改 。在编制计算说明书时，应以最后画出的零件图和装配图为准，以校核计算的形式书写，不需要写出具体的设计过程。 2.5 绘图中应该注意的问题 2.5.1. 复杂的投影线生成问题 对于铸锻件毛坯的零件，设计师常常在绘制工作图时非常头疼。相贯线和截交线难于画明白，对于某些细节（比如铸件上的一些交叉线上的过渡圆角）不容易在头脑中构思清楚，想用画图来辅助求出投影，更难以解决。因此常有这样的事，设计师在新产品试制成功后，对着真零件反过来修改自己的设计图。 济源职业技术学院毕业设计 5 2.5.2. 漏标尺寸漏画图线的问题 就是经过几个人的审校， 漏标尺寸、漏画图线的事仍时有发生。而且设计者在这个设计中独创的地方越多，审校的人对这个设计的构思越熟悉，漏尺寸、漏图线就越难防止，因此这需要设计者和审校者认真仔细的检查和校对才能尽量避免。 2.5.3. 设计的更新与修改问题 统的设计要更新或修改，就要重新绘图。尤其是多视图零件，在修改设计时，零件的表达和它的有关设计参数无法完全放在一起，当然也没有直接的关联，这些技术资料的保存和更新都十分麻烦。虽然图形在 AutoCAD中有较方便的修改方法，但是由于是对表达“图线”的修改而不是对设计“概念”的修改，仍然是相当 麻烦，相当不可靠的。 济源职业技术学院毕业设计 6 3 设计计算过程 蜗杆减速器 的传动装置传动简图及其说明 ： 设计的原始数据： 运输带上的有效拉力 F=6200N； 济源职业技术学院毕业设计 7 运输带的运行速度 V=0.8m/s； 滚筒直径 D=280mm； 运输带速度的允许偏差： 5% 滚筒的传动效率（不包括轴承）： 0.96 工作情况：两班制，连续单向运转，栽荷较平稳； 负荷持续率 FC=56%； 工作环境：室外，灰尘较大，环境最高温度 50 C； 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V； 间修间隔：四年一次大修，两年一次中修，一年一次小修； 折旧期： 10年； 传动过程简述：电动机通过联轴器 2 驱动蜗杆减速器 3，经过蜗杆减速器减速增扭后通过联轴器 4驱动滚筒 5转动，滚筒使运输带 6运动，从而将置于传送带上的物品运输到需要的地方。 3.1 评述传动方案 由于传动所需的传动比比较大，故可选用单级蜗轮蜗杆传动，它能实现较大的传动比而且尺寸紧凑，传动平稳，适合于中小功率，间歇运动的场合，采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑移速度，蜗杆传动可置于高速级，以利于形成润滑油膜，提高承载 能力和传动效率，。 综上所述，选用单级蜗轮蜗杆传动比较合适。 3.2 选择电动机 3.2.1. 择电动机制类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V， Y型。 3.2.2. 选择电动机的容量 电动机所需工作功率； 按式： wdaPP Kw 由式： 1000w FvP K w因此： 1000d aFvP K w济源职业技术学院毕业设计 8 由电动机至运输带 的传动总效率为 31 2 3 4 5a 式中： 1 2 3 4 5分别为联轴器，蜗轮蜗杆，轴承，卷筒的传动效率。 取： 1=0.98弹性套柱销联轴器传动效率 2=0.8双头蜗杆传动效率 3=0.99球轴承的传动效率 4=0.98凸缘联轴器传动效率 5=0.96卷筒的传动效率 则： a=0.98 0.8 0.993 0.98 0.96=0.72 故： Pd=6200 0.8 1000 0.72=6.89kw 3.2.3. 定电动机的转 速 卷筒轴工作转速为： n=60 1000 0.8/ 0.28=54r/min 按 1表（一）推荐的传动比的合理范围，取一级双头蜗杆传动的传动比 10 40i ； 故电动机的转速范围为 nd =i*n=(10-40) 54=540-2160r/min 符合这一范围的电动机同步转速有 750， 1000， 1500r/min 三种，根据容量和转速，由 2P155可查得有三种适用的电动机型号，因此，有三种传动比方案如下表所示： 方案 功率 型号 电动机转速 重量 价格 传动装置的 传动比 同步 转速 满载 转速 总传 动比 蜗杆 传比 减速器传 动比 1 7.5 Y132M-4 1500 1440 123 200 28.24 28.24 28.24 2 7.5 Y160M-6 1000 970 119 300 19.02 19.02 19.02 3 7.5 Y160L-8 750 720 145 400 14.12 14.12 14.12 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格，减速器的传动比，可见第二种方案比较适合，因此，选定电动机型号为 Y160M 6，其 主要性能如下表： 型号 额定 功率 满载时 起动 电流 起动 转矩 最大 转矩 济源职业技术学院毕业设计 9 转速 电流 效率 功率 因数 额定 电流 额定 转矩 额定 转矩 Y160M-6 7.5 970 5 0.72 0.6 10 2.0 2.0 电动机主要外形和安装尺寸如下表； 中心高 H 外形尺寸 底脚安 装尺寸 地脚螺钉 孔直径 轴伸 尺寸 装键部 位尺寸 160mm 600-417.5-385 254-210 15 42-110 12-80 以上两表中单位 如下： 功率 KW， 转速 rmin ， 电流 A， 3.2.4. 定传动装置的总传动比和分配传动比 同选定的电动机转速 mn 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为： Ia=nm/n=970/54=17.9 取： ia=18 由于为一级蜗轮蜗杆传动，所以不需要分配传动比。 3.2.5. 计算传动装置的运动和动力参数 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（功率），将传动装置各轴由高速至低速依次定为 1 轴， 2 轴， 3 轴。则可按照电动机轴至工作轴运动 传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。 1各轴转速： n1=nm=970r/min n2=n1/i=970/18=54r/min n3=n2=54r/min 式中：mn为电动机满载转速， i 为 1轴到 2轴的传动比 2各轴输入功率： P1 =Pd 1=6.89 0.98=6.75kw P2 = P1 2 3=6.75 0.8 0.99=5.35kw P3 = P2 3 4=5.35 0.99 0.98=5.19kw 3各轴的的输入转矩： 济源职业技术学院毕业设计 10 电动机轴的输出转矩由式： Td=9550 Pd/n. 得 Td=67.8Nm T1 =Td 1=67.8 0.98=66.4Nm T2 = T1 2 3 i=66.4 0.8 0.99 18=946.6Nm T3 = T2 3 4=946.6 0.99 0.98=918.4Nm 4各轴的输出功率： P1 = P1 3=6.75 0.99=6.68kw P2 = P2 3=5.35 0.99=5.3kw P3= P3 3=5.19 0.99=5.14kw 5 各轴的输出转矩： T1 = T1 3=66.4 0.99=65.7Nm T2 = T2 3=946.6 0.99=937.1Nm T3 = T3 3=918.4 0.99=909.2Nm 6.运动和动力参数整理如下表所示： 轴名 功率 转矩 转速 传动比 效率 输入 输出 输入 输出 电动机 6.89 67.8 970 1 ： 1 0.99 I轴 6.75 6.68 66.4 65.7 970 18 0.99 II轴 5.35 5.3 946.6 937.1 54 0.99 III轴 5.19 5.14 918.4 909.2 54 1 ： 1 0.99 上表中：功率的单位 P 为 Kw，转矩的单位 T为 Nm， 转速 n的单位为 r/min， 3.3 设计蜗杆传动 3.3.1. 选择蜗杆传动类型 选取圆弧齿圆柱蜗杆传动设计，它具有效率高，承载能力强和体积小等优点。 如图所示 济源职业技术学院毕业设计 11 3.3.2. 选择材料 蜗杆选用 45 钢，且经表面淬火处理，齿面硬度 45 55HRC，表面粗糙度 1.6aRm。（见 3P260表 13.3） 蜗轮选用 ZQSn10-1作轮缘，铸铁 HT200作轮芯，lim 265H M P a ，lim 115F M P a ，m ax 12sV m s， 147EZ M P a（ 3P260表 13.2） 3.3.3. 按接触强度设计 按接触强度公式 232242750 zxmHK T Zq m K进行设计计算 1.确定载 荷系数 K； 1 2 3 4 5 6 7K K K K K K K K（ 1） 初定1K，设蜗轮圆周速度2 3V m s，查 4P250表 11-13， 初取1 1.15PK 。 （ 2）初定2K，假定中心距 a=150 500mm,并取 8级精度， 查 4P251表 11-14，初取2 1.2PK 。 济源职业技术学院毕业设计 12 （ 3）初定3K，查 4P251表 11-14，设环境温度 35 40，取3 1.46K （ 4）初定4K，查 4P252 图 11-4，取4 0.86K 。 （ 5）初定5K，查 4P252 图 11-5，取5 0.86K 。 （ 6）初定6K，查 4P251 表 11-16，取6 1K。 初定7K，查 4P239表 11-2推荐，在 19i 时取蜗杆头数 Z=2，由 4P238 表 11-1可看出，q值可取 8， 9， 10， 11， 12， 14， 16暂取 q=12 则1 2 9 . 4 612Za r c t g a r c t gq ，查 4P251表 11-17得，7 1PK 。 于是，初定载荷系数 1 2 3 4 5 6 7 1 . 1 5 1 . 2 1 . 4 6 0 . 8 6 0 . 8 6 1 1 1 . 4 9P P P PK K K K K K K K 2.确定蜗轮扭矩2T； 由式21T T i 得， 式中：蜗杆扭矩 T1=9550 6.89/970=67.8Nm=6.78 104Nmm 速比 i=18 传动效率按式 ： ( 1 0 0 3 . 5 1 9 ) % ( 3 9 ) % 8 8 . 7 4 % 9 4 . 7 4 %P 取 p=90% 则 ： T2p=6.78 104 18 0.95=1.16 106Nmm 1.确定zxZ； 当 0.7 1.2X 时有223 . 6( 9 . 7 5 1 8 )zxZ ZZ 式中：蜗轮齿数 Z2=Z1 i=2 18=36 故 ： Zzx=3.6/ 36 (9.75 36+18)=0.03 按 4P240表 11-3 取变位系数 X=0 则 Zzxp=1.15 0.03=0.0345 2.确定许用接触应力 H，按式 78 10H v HP K N。 （ 1）确定vK； 济源职业技术学院毕业设计 13 查 4P247 表 11-8，蜗杆材料选用 45 钢，齿面淬火，齿面硬度 45 55HRC，齿面粗糙度0.8aRm ，查 4P248 表 11-9可得。 Vs=5.2 104 n1 3 T2=5.2 104 970 3 937.1=4.9m/s 因 6sV m s，故16 6 16vK 。 （ 2）确定 N；由 4P248 表 11-10得260N n t（ 3）式中：2n为蜗轮转速 n2=54r/min t为工作小时数 48 1 6 3 0 3 . 8 4 1 0hh 44% 3 . 8 4 1 0 0 . 5 6 2 . 1 5 1 0t h F C h 所以 476 0 5 1 2 . 1 5 1 0 6 . 5 8 1 0N N=60 54 2.15 104=6.97 107 （ 4）确定 H；查 4P247 表 11-8，蜗轮材料选用锡青铜 ZQSn10-1,金属模铸造，查 4P249表 11-11得 20 215H N m m 于是可得： H=1 8 107/6.97 107 215=169N/mm 综上可得： (qm3km)p=42750 1.49 1.16 106 0.03452/1692=3079.25mm3 查 4P253表 11-18，初取 8m ， 12q ， 332 9 1 1 . 5 2 6mq m K m m3.3.4. 精确确定主要几 何参数 1按式： 22332 222() v P z xm m PP P v z x PK T K Zq m K q m KK T K Z校核1 2 7 v zxK K K K Z（ 1）校核1K：蜗轮节圆直径 d2 =mz2=8 18 2=288mm 蜗轮圆周速度 ： V2= d2 n2/60 1000= 288 54/60 1000=0.813m/s0.5(da1+mz2cos2 ) =0.5 8 (12+2)+8 36cos222=197.8mm a =192mmm(0.55z2-0.64-0.024a)+da1/2 =8 (0.55 36-0.64-0.024 22 3.14/180)+8 14/2=209 仍取 0X ， 0 .0 3 4 5x xPZX。 2求 3mqmK： m3qkm=2845.073079.25mm3 3.3.5. 蜗杆齿形计算和传动几何尺寸计算 1蜗杆齿形计算： 查 4P241表 11-4 得， 变位系数 0X 轴面齿形角 22 o 法面齿形角 ( c o s ) ( 2 2 c o s 9 . 4 6 ) 2 1 . 5 3 2n a r c t g t g a r c t g t g o o o 齿廓半径： 5 5 8 4 0m m m 济源职业技术学院毕业设计 15 蜗杆轴向齿厚：1 0 . 4 0 . 4 8 1 0 . 0 5S m m m 蜗杆法向齿厚：11 c o s 1 0 . 0 5 c o s 9 . 4 6 9 . 9 1nS S m m o齿顶高： 8ah m mm齿根高： 1 . 2 1 . 2 8 9 . 6fh m m m 径向间隙： 0 . 2 0 . 2 8 1 . 6c m m m 全齿高 ： 8 9 . 6 1 7 . 6afh h h m m 圆弧中心坐标：01s i n 0 . 5 4 0 s i n 2 2 0 . 5 8 1 2 6 3b d m m o0 c o s 0 . 2 4 0 c o s 2 2 0 . 2 8 4 2c m m m o螺牙齿顶厚： 220 0 12 ( 0 . 5 )2 4 2 4 0 ( 6 3 0 . 5 8 1 4 ) 5 . 2 4aaS c b dmm 螺牙齿根厚： 220 0 12 ( 0 . 5 )2 4 2 4 0 ( 6 3 0 . 5 8 9 . 6 ) 2 0 . 9 2ffs c b dmm 2圆弧齿圆柱蜗杆传动几何尺寸计算； 由 4P242表 11-5 得： 中心距： a =0.5m(q+z2+2X)=0.5 8 (12+36+0)=192mm 蜗杆分度圆柱上螺旋线升角：1 2 9 . 4 612Za r c t g a r c t gq o蜗杆节圆柱上螺旋线升角：1 2 9 . 4 62 1 2 0Za r c t g a r c t gqX o蜗杆分度圆直径：1 8 1 2 9 6d m q m m 蜗杆节圆直径：1 ( 2 ) 8 ( 1 2 0 ) 9 6d m q X m m 蜗杆齿顶圆直径：11 2 9 6 8 2 1 1 2ad d m m m 蜗杆齿根圆直径：11 2 . 4 9 6 2 . 4 8 7 6 . 8fd d m m m 济源职业技术学院毕业设计 16 蜗杆螺旋线长度： L=(12.5+0.1z2)m=(12.5+0.1 36) 8=128.8mm 取 L=128mm 蜗杆分度圆 法向弦齿高：1 8nh m m m 蜗轮分度圆直径： d2=mz2=8 36=288mm 蜗轮齿顶圆直径： da2=(z2+2+2X)m=(36+2+0) 8=304mm 蜗轮齿根圆直径： df2=(z2-2.4+2X)m=(36-2.4+0) 8=268.8mm 蜗轮外圆直径： DH=da2+m=304+8=312mm 蜗轮轮缘宽度： 1( 0 . 6 7 0 . 7 5 ) ( 0 . 6 7 0 . 7 5 ) 1 1 27 5 . 0 4 8 4 aBdmm 取 80B mm 蜗轮齿顶圆半径：10 . 5 0 . 2 0 . 5 7 6 . 8 0 . 2 8 4 0afr d m m m 蜗轮齿根圆弧半径： 10 . 5 0 . 2 0 . 5 1 1 2 0 . 2 8 5 7 . 6far d m m m 蜗杆轴向齿距和蜗轮齿距： 8 2 5 . 1 3 3P m m m 3精度度公差和齿侧间隙； （ 1）蜗杆公差：查 4P158表 8-28得 第公差组： 蜗杆轴向齿距极限偏差：PXf和蜗杆轴向齿距累积误差PXLf，由 2P139 表 10-40得，25PXfm ， 45PXLfm 。 蜗杆齿槽径向跳动公关：rf，查 2P140表 10-42得， 28rfm。 第三公差组： 蜗杆齿型公差：1ff，查 2P139表 10-40 得，1 40ffm。 PXf和PXLf，1ff标在蜗杆工作图上。 （ 2）蜗轮公差：查 4P158表 8-28和表 8-29得 第一公差组： 济源职业技术学院毕业设计 17 蜗轮齿距累积公差PF，查 2P140表 10-41 得， 分度圆弧长， L= mz2/2= 8 36/2=452.16mm 故 125PFm。 第二公差组： 蜗轮齿距极限偏差ptf，查 2P140表 10-41得， d2=mz2=8 36=288mm, 32ptfm 第三公差组：蜗轮齿形公差2ff，查 2P140表 10-41得， 2 28ffm（若对蜗杆副有接触斑点要求时，本项可不进行检验）。 加工蜗轮时刀具与轮坏安装位置公差刀具与轮坏中心距极限偏差： 0af，查 2P141表 10-44得， 中心距： a=0.5m(q+z2+2X)=0.5 8 (12+36+2 0.5)=196mm 传动中心距极限偏差： 58afm ， 则0 0 . 7 5 0 . 7 5 5 8 4 3 . 5aaf f m 刀具与轮坏的中间平面极限偏差：0Xf，查 2P141 表 10-44得， 传动中间平面极限偏差： 47Xfm ， 则0 0 . 7 5 0 . 7 5 4 7 3 5 . 2 5XXf f m 刀具与轮 坏轴交角极限偏差：0f，查 2P141 表 10-44得， 蜗轮宽度 ： 1( 0 . 6 7 0 . 7 5 ) ( 0 . 6 7 0 . 7 5 ) 1 1 27 5 . 0 4 8 4 aBdmm 取 B=80mm，则传动轴交角极限偏差： 22fm ， 则0 0 . 7 5 0 . 7 5 2 2 1 6 . 5f f m PF，ptf，2ff，0af，0Xf，0f标在蜗轮工作图上。 （ 3）传动公差：查 4P162 表 8-30得， 8 级精度传动对icf和icF不作检验，故传动公济源职业技术学院毕业设计 18 差不需标出。 （ 4）蜗杆齿厚上下偏差： 齿厚上偏差1ssE： m i n1 290( ) ( 8 0 ) 3 9 2c o s c o s 2 1 . 5 3 2ns s snjE E m V o齿厚下偏差1siE：查 2P143表 10-48得， 蜗杆公差：1 90sTm，则1 1 1 3 9 2 9 0 4 8 2s i s s sE E T m 。 蜗轮齿厚上下偏差： 蜗轮分度圆上弧齿厚公称值：2 8 1 2 . 5 622mS m m 齿厚上偏差：2 0ssE 齿厚下偏差：查 2P143 表 10-48得， 蜗轮齿厚公差：2 160sTm，则22 160s i sE T m （ 5）精度标注： 8a-GB10089-88 （ 6）齿坏公差：见 2P143表 10-49。 （ 7）表面粗糙度：见 2P143表 10-50。 4蜗杆和蜗轮啮合特性表 如下： 蜗杆啮合特性表； 济源职业技术学院毕业设计 19 基本参数 轴向模数 am 8 蜗杆头数 1Z 2 蜗杆杆直径系数 q 12 轴面齿形角 22 齿顶高系数 ah 1 顶隙系数 C 0.2 蜗杆螺旋线方向及升角 9 27 36 o 轴向齿廓圆弧半径 40 变位系数 X 0.5 蜗杆类型 圆弧齿圆柱蜗杆 相啮合蜗轮图号 001 传 动中心距及偏差 a 192 0.05 精度等级 8b-GB10089-88 误差检查项目 轴向齿距累积公差 pxlf 0.045 蜗杆齿槽径向跳动公差 rf 0.028 齿形公差 1ff0.040 ha 8 1S0.3920.48210.05Sn 0.3920.4829.91 济源职业技术学院毕业设计 20 蜗轮啮合特性表； 基本参数 模数 m 8 齿数 2Z 36 轴面齿形角 22 齿顶高系数 ah 1 顶隙系数 C 0.2 螺旋角 9 27 36 o 螺旋线方向 右旋 变位系数 X 0.5 蜗杆类型 圆弧齿圆柱蜗杆 蜗杆头数 1Z 2 相啮合蜗杆图号 004 传动中心距及偏差 a 192 0.05 精度等级 8b-GB10089-88 误差检查项目 齿距累积公差 pF 0.125 齿距及极限偏差 2 5 .1 3 3 0 .0 3 2 齿形公差 2ff 0.028 刀具与轮坯中心距极限偏差 0af 0.0435 刀个与轮坯中间平面极限偏差 0xf 0.0353 刀个与轮坯交轴交角极限偏差 0f0.0165 济源职业技术学院毕业设计 21 3.4 轴的结构设计 3.4.1. 蜗杆轴的设计 选取 45钢经调质处理，由 2P25表 2-7可得， 2600B N m m ， 2355s N m m ，由 3P314 表 16-2 得，许用扭转剪应力 2( 3 0 4 0 )T N m m ，系数106 108C 。 1.按扭转强度估算轴的直径：和联轴器相联的蜗杆轴受转矩作用，该段轴的 直径按受纯扭矩并降低许用应力值的方法得到轴的设计公式为 ：3 PdCn故有 d1 (106-118)3 6.89/970=20.4-22.7mm 此为蜗杆轴的最小直径范围，再根据连接电动机的外伸轴的直径 D=42mm,查 2P92选弹性套柱销联轴器 TL7，它所允许的轴径范围为 40 45mm，故蜗杆轴与电动机相连接的轴径范围应为 40 45mm之间。 1 精确确定蜗杆轴各段直径； 据图可知蜗杆轴的示意图精确确定蜗杆轴各段直径和长度； 轴径 d 的确定：根据电动机的轴径 42mm 和弹性套柱销联轴器 TL7 的轴径范围 40 45mm，故取 d的轴径为 40mm。 轴径1d确定：1d就大于 d 的轴径，且与密封毡圈配合，故选取1 50d mm，与它相配合的密封毡圈的尺寸为： 7 , 6 2 , 4 9 .b m m D m m d m m 。 轴径2d的确定：2d就大于1d，且它与轴承配合，选取深沟球轴承 6212，查 2P63得，济源职业技术学院毕业设计 22 深沟球轴承的尺寸为： 6 0 , 1 1 0 , 2 2 , 6 9 ,1 0 1 , 1 . 5 . aaad m m D m m B m m d m mD m m r m m 它的另一端和一对反向安装的角接触球轴承相配合，它的尺寸为： 6 0 , 1 1 0 , 2 2 , 6 9 ,1 0 1 , 1 . 5 . aaad m m D m m B m m d m mD m m r m m 故2 60d mm； 轴径3d的确定：根据 4P49的轴径尺寸标准系列，取3 71d mm。 轴径4d的确定：为了蜗杆轴两边对称，取4371d d m m。 轴径5d的确定：由于它与圆螺母相联接，故选取5 55d mm。查 2P61 得，圆螺母选用 M55X2，它的尺寸为： 17 8 , 6 7 , 1 2 .kd m m d m m m m m 3确定蜗杆轴各段的直径： 1 2 0 , 4 0 , 4 8 , 7 7 , 1 3 0 ,6 8 , 6 5 , 2 2 .a m m b m m c m m d m m e m mf m m g m m h m m 3.4.2. 校核蜗杆轴 1.计算齿轮所受的力 ： 轴向力： Fa1=Ft2=2T2/d2=2 937.1 103/288=6508N 圆周力： Ft1=Fa2=Ft2 tanr=6508 tan9.46=1009N 径向力： Fr1=Fr2=Ft2 tan n=6058 tan22=2629N 2.轴的受力简图； 把滚动轴承简化为铰支，作用点在距轴承小端 a处，把作用在齿轮和联轴器上的力简化为集中力，弯矩从轮缘中点开始，扭矩从轮毂