单级蜗杆减速器解读

1、攀枝花学院学生课程设计（论文）题 目：设计能够实现一定行程做直线运动的机构学生姓名： 学 号：201010601049所在院（系）：机械工程学院专 业：机械设计制造及其自动化班 级： 2010 级四班指导教师：职称：2013年3月1日目录一 课题任务计划书1、目地及要求：2 、设计题目：3 、分析减速器结构二 电动机选择1、选择电动机类型：2 、丝杠所需功率：3 、确定传动装置效率：三 计算传动装置总传动比和分配各级传动比1、齿轮齿条齿数初选：2 、传动装置总传动比：3 、分配各级传动比：四 计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速2 、各轴的输入功率：3 、各轴的转矩：五 传动件的设计计算

2、1、V型传动带的设计计算：1、确定计算功率：2 、选择普通V带型号：3 、确定带轮的基准直径d并验算带速：4 、确定V带中心距a,并选择V带的基准长度Ld:5、验算小带轮上的包角：6计算带的根数Z7、计算单根V带的初拉力的最小值Fomin8、计算压轴力Fp:9、设计结果：2、一级标准圆柱斜齿减速器计算：1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2、按齿面接触强度设计3、计算4、按齿根弯曲强度设计5、几何尺寸计算：3、蜗杆传动的设计计算：1、选择蜗杆类型2、材料选择3、按齿面接触强度设计4、蜗轮蜗杆的主要参数与几何尺寸5、校核齿根弯曲疲劳强度6、验算效率7、精度等级公差和表面粗糙度的确定&蜗杆传动润

3、滑、课题任务计划书一、目地及要求：机械设计课题的设计主要是培养学生的机械设计的综合能力。通过自己动 手，可以体会和巩固先修课程理论和实际知识，同时还能学习如何运用标准、 规范、手册等有关国家标准及技术手册，更重要的是可以提高学生从机器功能的要 求、尺寸、工艺、经济和安全等诸多方面综合考虑如何设计的能力，从而树立正 确的设计思想。二，设计题目：A, 设计一台减速器和V带传动装置：1, 减速器齿轮传动用圆柱斜齿齿轮；2, 减速器中要有蜗轮蜗杆（单头蜗轮蜗杆）；3，减速器中间轴受到的轴向载荷最小；4，要求丝杠在L行程内做来回直线运动；5，V带传动要可靠，打滑不超过允许的限度；B, 已知条件：丝杠行程

4、L=300 mm丝杠轴向速度 V=120 mm/s丝杠受到的推力F=7500 NC, 设计步骤：1，选择电动机；2, 减速器外部传动零件设计；3, 设计减速器零件；4, 对减速器各轴进行机构设计，按弯扭组合验算轴的强度；5, 按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度；6, 选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命；7, 选择各键，验算输出轴上键连接的强度；8, 选择各配合尺寸处的公差与配合；9, 决定润滑方式，选择润滑剂；10, 绘制装配图和部分零件工作图。三，分析减速器结构1, 传动系统的中间作用：介于原动机与从动机构之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此 做减速作用，并协调两者的转速和转矩

5、。2, 减速器传动特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便等。电动机、V型带和减速器并列，横向和纵向面积偏大，为了减小占地面积，可以把电动机和减速 器放在V型带的一侧。为了使结构更为紧凑和合理，高速级齿轮布置在远离转矩 输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形 部分抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。3, 电机和工作机位置：电机和减速器安放在V型带的一侧，由于采用蜗轮蜗杆减速器，其输出端必 定会有高度位置上的差值，故输出端向右。4, 传动系统简图如下：s1电动机；2、V带；3、一级斜齿减速器；4、蜗轮蜗杆减速器；5、齿轮 齿条二电动机的选择计算及

6、说明1, 选择电动机类型：根据要求，工作件要连续单向直线运动，我们可以用丝杠的回转运动驱动工 作件的连续直线运动；载荷平稳。选择丫系列全封闭自冷式笼型三相异步电动机, 电压 380V/220V。2, 丝杠所需功率：V=120mm/s=0.12m/sPm=FV=7500NX 0.12mm/s=900W3, 确定传动装置效率：查表机械设计第八版第八章表2可得：A、V带传动效率在0.920.97之间 因此V带传动效率为N1=0.94B、单头闭式蜗轮蜗杆传动效率在 0.700.80之间故效率取为N2=0.75C、一对滚动轴承的效率 N5=0.98共有4对滚动轴承N3= N 54D、一级标准斜齿圆柱齿轮

7、减速器的效率为 N4=0.98 由此：可以估算传动系统的总效率为N=N伙 N2X N3X N4=0.94X 0.75 X 0.984 X 0.98=0.6120285电动机工作时，所需要的功率Pn=Pm/N=900W/0.6120285=1.4705197KW网上查丫系列三相异步交流电动机选择：屯动机極定功汕栽转速1型号/(r/mtn)同步转速3 OOOr/niin, 1根YHOI 20.7S2 8252.22.2YR&2-22.R25222.2Y90 鑒2152 8402,22.2YWL-2222S4D222.2YJOOLl32 880222.2YI12M-242H902.22.2根据所需功

8、率Pn考虑超载等工作情况，选择为 丫90S-2型电动机，它的额 定功率Pe=1.5KVy满载转速n仁2840r/min。三、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1、齿轮齿条齿数初选：V型带传动比范围2-4, 一级标准斜齿圆柱齿轮减速器传动比范围3-6，而蜗轮蜗杆减速器要求用单头，则传动比直接选为29由此可得总传动比范围174-696齿轮齿条转速 V=120mm/则有公式：2n兀dv =1200N为齿轮转速，d为齿轮分度圆直径，则有：总的传动比i =也由以上两公式联立，根据总传动比范围来初选齿轮齿N条的齿数。经核算齿轮齿数初选为Z=1412、传动装置总传动比：电动机转速n仁2840r/mini=

9、n 1/n=2840/16.26=174.66123、分配各级传动比：传动装置中有V型带和蜗轮蜗杆传动和一级标准斜齿圆柱齿轮减速器传动，V型带传动的传动比一般范围24,而蜗轮蜗杆传动比范围i=29取一级标准斜齿圆柱齿轮减速器传动比i2=3蜗轮蜗杆传动比：i3=29则V型带传动比：i1=2.0076以上所选传动比，相关机构均能够达到。四、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速V 型带传动比i1=2.0076 ;蜗轮蜗杆传动比i2=29 ；电动机转速为2840r/min ; 由此可计算：小带轮转速 n1 二巴=2840/2.0076=1414.6244r/mini1一级标准斜齿圆柱齿轮减速器转

10、速：n2 n =2840/3*2.076=471.54r/mi ni1 i2蜗杆蜗轮减速器转速：n3 -=2840/3*29*2.0076=16.26r/mi ni1i2i32、各轴的输入功率：按电动机的额定功率Pe计算各轴的输入功率：A、齿轮齿条的功率为：Pm=0.9KWB、 涡轮轴的输入功率：P仁Pm/0.98A2=0.9/0.98A2KW=0.93710KWC、蜗杆轴的输入功率：P2=Pm/0.75*0.98A3KW=09(0.75X 0.98A3)KW=1.27498KWD、 斜齿减速器输出轴的输入功率：P3=Pm/0.75*0.98A5KW=1.32755KWE、 斜齿减速器输入轴的

11、输入功率：P4=Pm/0.75*0.98A7KW=1.38229KWF、 电动机转轴的输出功率：P5=Pm/0.75*0.94*0.98A7KW=1.47052KW3、各轴的转矩：A、涡轮轴的输入转矩：T仁9550X P1/n3=9550*0.93710/16.26=550.39336NMB 、蜗杆轴的输入转矩：T2=9550X P2/n2=9550X 1.27498/471.54=25.82188NMC、斜齿减速器输出轴的输入转矩：T3=9550X P3/n2=9550X 1.32755/471.54=26.88659NMD、斜齿减速器输人轴的输入转矩：T4=9550X P4/n仁9550X

12、 1.38229/1414.6244=9.33173NME、电动机输出转矩：T5=9550 X P5/n=9550X 1.47052/2840=4.94488NM五、传动件的设计计算V型传动带的设计计算：(1) 、确定计算功率：计算功率是Pca是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的Pc=KaX PPc计算功率(KW);Ka_工作情况系数，查机械设计第八版表87;P所需传递的额定功率(KV)设计工作情况为轻载启动、日工作时间24小时、载荷变动微小；由此取 Ka=1.3所选电动机额定功率1.5KW可得：Pc=KaX P=1.3 X 1.5KW=1.95KW(2) 、选择普通V带型号：根据计算功率

13、Pc=1.8KW和电动机连接的带轮转速 n=2840r/min，查机械设 计第八版图811;选择Z型普通V带。(3) 、确定带轮的基准直径d并验算带速：A、初选与电动机连接带轮的基准直径 d1:根据V带的带型，参考机械设计第八版表86和表88确定带轮的基准直径d1;取带轮基准直径d仁80mmB、验算带速：根据式子V= (3.14*d1*n1 ) /(60*1000)=(3.14*80*2840)/(60*1000)m/s=11.90m/s因为5m/sV30m/s故所选带适合。C、计算小带轮的基准直径d2:根据式子 d2=d1*i 仁 80*2mm=160mm根据表圆整d2=160mm(4) 确

14、定V带中心距a,并选择V带的基准长度Ld:A、根据带传动总体尺寸的限制条件和要求的中心距，由式子0.7( d1+d2) a2(d1+d2)初选中心距而：0.7 ( d1+d2)=0.7*240mm=168mm2(d1+d2)=2*240mm=480mm因此，初选中心距为a=300mmB、计算相应的带长Ld:由式子：Ld=2a+3.14*(d1+d2)/2+(d2-d1F2/4a=2*300+(3.14*240/2)+(120A2)/(4*300)mm =982.13333mm则，有计算结果，根据表82选择带的基准长度Ldo=1000mm.C、计算实际中心距：由式子,计算出实际中心距近似值：a仁

15、a+(Ldo-Ld)/2=300+(1000-982.1)/2mm=308.9mm考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充 张紧的需要，中心距的变动范围：Mi n=a-0.015Ld=300-0.015*1000mm=285mmMa n=a+0.03Ld=300+0.03*1000mm=330mm(5) 、验算小带轮上的包角：小带轮上的包角bl小于大带轮上的包角b2;小带轮上的总摩擦力相应的小 于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能发生在小带轮上，应使b190(6) 、计算带的根数Z：A、计算单根V带的额定功率Pr:由 d仁80mn和 n仁2840r/min,查表 8

16、-4a 得：Po=0.56KW.再根据n仁2840r/min , i1=2和Z型带，查表8-4b得：单根普通V型带额定功率的增量Pg=0.04KW查表 8-5 得 Ka=0.96 查表 8-2 得： Kl=1.06则： Pr=(Po+Pg)*Ka*Kl=(0.56+0.04)*0.96*1.06=0.61056KWB、计算V带根数：Z=Pc/Pr=1.95/0.61056=3.1937取4根(7) 、计算单根V带的初拉力的最小值Fomin由表8-3得Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m，所以：Fomi n=300*Pc*(2.5-Ka)/(Ka*Z*V)+qVA2=300*1.95*(2.

17、5-0.96)/(0.96*4*11.90)+0.06*11.909=16.62N应使带的实际拉力FoFomir。(8) 、计算压轴力Fp:计算压轴力的最小值为：Fpmi n=2*Z*Fomi n*si n( b1/2)=2*4*16.62*si n(165.16/2)=131.84N(9) 、设计结果：选用 4 根 B-2800GB/T 1154-1997 的 V带；中心距为 a1=308.9.2mm,带轮 直径分别为d仁80mn和d2=160mm轴上压力Fp=131.84N带轮选用H型孔板式，带轮宽度 B=(Z-1)e+2f=(4-1)*15+2*10mm=65mm式子中：Z槽轮数 e 槽

18、间距 f 槽边距槽轮角r=38与带轮配合的轴头长度 70mm周向固定选用普通平键，轴向固定选用轴肩 和轴端挡环。2、一级标准圆柱斜齿减速器计算(1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1、选用标准圆柱斜齿齿轮传动2、所设计传动为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度(GB/0095-88)3、材料选择，由表10 1选择小齿轮材料40Cr (调质)，硬度为280HBS 大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS两者材料硬度差为40HBS4、选小齿轮齿数Z1=24,则大齿轮Z2=725、选取螺旋角，初选为B =14o(2) 按齿面接触强度设计根据式(10 21)试算：1 、确定公式内的各计算

19、数值1 初选 Kt=1.62 由图10 30选区区域系数Zh=2.4333 由图 10 26 查得：=0.78-2=0.88则:二 八 ：2 =0.78+0.88=1.664计算小齿轮传递的转矩:9550 P 9550 1.382288aK19.33 10 N 1414.62445 由表10-7选择齿宽系数d=16 查表10-6材料的弹性影响系数1乙=189MPa27 查图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；Hmin1 - 600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限H min2 - 550MPa8由式子10-13，计算应力循环次数9M =60nJLn =60 1414.6244 13

20、 8 300 15 =9.2 10N29N19.2 1091=3.07 109339由图10-19选取接触寿命系数Khn1 =0.90khn 2 - 0.9410计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%安全系数S=1，由式子10-12可得:|；_h 1 =Khn1 Tim1 =0.9 60540MPa= 0.94 550 =517MPa11许用接触应力匹竺=528.5MPa(3) 计算试计算小齿轮分度圆直径d，由计算公式:1、d1t326 9.30 4 低.8 2.433V 528.51 1.66 3、2=20.89mm2、计算圆周速度:60 1000二 289 14146244 =3.10m/

21、s600003、计算齿宽b及模数Mntb= d dt =1 20.89= 20.89mmMntd1t cos :20.89 cos1424二 0.844h =2.25Mnt =2.25 0.844=1.899b 20.8911.00h 1.8994、计算纵深： =0.318 1 24 tan14 =1.905、计算载荷系数Kc已知使用系数Ka =1，根据V=3.10m/s, 7级精度，由图Kv =1.13，由表10-4查得Kh :，与查齿轮相同；Kh :=1.41Kf-：=1.35；由表 10-3 查得：Kh_. = K f 一.=1.2 故载荷系数:二 K.Kf一. K Kv =1 1.13

22、 1.2 1.41=1.916、d1按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有式子-20.89 311.91 =22.16mm10-8查得动载荷系数;由图10-13查得：10-10a 得：7、计算模数MnMn = CO 二226 込14。口口24（4）按齿根弯曲强度设计由式子10-172KTY “os2 ：皆$玄1、确定参数1计算载荷系数Mn -K =Kf，Kf- K Kv =1 1.13 1.2 1.35=1.8302根据纵向重合度1 =1.90从图10-28查得螺旋角影响系数丫，0.883计算当量齿数ZV2cos3 :cos314Z272乙cos324= 26.27R/.824查取齿形系数

23、由表10-5，查得：Yfa, =2.65Yfa2 =2. 245查表查取应力校正系数:10-5查得：Ysai =1.58Ysa2756由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfm =.85Kfn =0. 8 878计算大小齿轮YFaYsa，并加以比较:F 1265 倔=0.01329I-F 1一 303.57Fa 2YSa22.24 1.75F F 2-238.86= 0.01641YFa1YSa1计算弯曲疲劳许用应力S=1.4 由式子10-12得：r Kfn1 *FE10.85 江 500it fli-宙F 1 = 303.57MPaS1.4 KfN2 y-FE2 0.88 380F 2238.8

24、6MPa2S1.4结果：大齿轮的大。9设计计算：Mn -=0.484mm3kx1.83 K、ZH等不必修正。3、计算大小齿轮分度圆直径diZn20 120.50mm cos ：cos12.68d2 Z2Mncos :60 1cos12.68=61.50mm4、计算齿轮宽度: b 二 d 9 =1 20.50 = 20.50mm圆整后取为b仁20mm b2=25mm。5、机构设计：由于大小齿轮齿顶圆直径都小于160mm故都米用一般齿轮形式。3、蜗杆传动的设计计算：(1) 、选择蜗杆类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆。(2) 、材料选择考虑到蜗杆传递的功率不大，速度中等，故

25、蜗杆采用45号钢；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC涡轮选用铸锡磷青铜，砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用 灰铸铁铸造。(3) 、按齿面接触强度设计根据闭式蜗轮蜗杆的设计原则，先按齿面接触疲劳强度计进行算，再校核齿 根弯曲疲劳强度。由式子11-12，传动中心距：1、确定作用在涡轮上的转矩T2按Z=1传动效率 =0.75T =95500.9467716.26=556.75NM2、确定载荷系数因工作载荷较为稳定，故取载荷分布不均匀系数K ：=1，由表11-5，选取使用系数K：. =1.15，由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数仏=1

26、.05，则K 二 Kv Ka K 一： =1.05 1 1.15 1.213、确定弹性影响系数因选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配合，故 乙=160MPa124、确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值6=0.35，从图11-18中a可查得：Z,、= 2.95、确定许用接触应力确定涡轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10PI，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC可从表11-7中查得涡轮的基本许用应力 kJ - 268MPa盈利循环次数N =60jN2LH =60 1 16.26 3 8 300 15 = 1.06 108寿命系数khn1088 皿1.06 108则hKhn&计算中心距

27、；H I - 0.99 268 = 265.32MPaH=105.08mma_ 31.21 556750： 12.9 160 VV 265.32 丿取中心距为100mm传动比i=29，故从表11-22中取模数M=2mm蜗杆分度圆直径为d1 =35.5mm，这时 d1 / 0.355，从图11-18中可查得接触系数Zp丄2.80，因为Zp=：Zp。因此，以上计算可用。（4）蜗轮蜗杆的主要参数与几何尺寸1、蜗杆轴向齿距 巳M . 14 2= 6. mm直径系数q =虫二355 = 17.75mmm 2齿顶圆直径 da1 2阳=35.5 2 2 = 39.5mm齿根圆直径 df1 =d1 -2 h；

28、m c A35.5-22 0.2= 31.1mm分度圆导程角 =3 1328,jrm 3 142蜗杆轴向齿厚Sa一二=3.14mm2 22、蜗轮蜗轮齿数乙=29变位系数X20.125验算传动比 i=Zl=29 =29易知，这是传动比误差为0乙 1蜗轮分度圆直径d2 = m Z2 = 29 2 = 58mm蜗轮喉圆直径da2 二 d2 2ha2 = 58 2 2 = 62mm蜗轮齿根圆直径df2 = d2-2hf2 =58-2 2.25 = 53.5mm(da2 d2 )ha2=2 1 0.125 = 2.25mm蜗轮咽喉母圆半径da262rg2 二 a -=100二 69mmg 2 2(5)校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2、，匚F- *Yfa2 *Yf Jd1d2m当量齿数 Zr2 =3 2929.05mmcos3Y cos3(3V614“)根据 X 0.125X