蜗轮蜗杆减速器设计说明书

1、目录一、电动机的选择3二、传动比分配4三、计算传动装置的运动和动力参数4四、传动零件的设计计算4五、轴的设计计算6六、蜗杆轴的设计计算17七、键联接的选择及校核计算18八、减速器箱体结构尺寸确定19九、润滑油选择：21十、滚动轴承的选择及计算21十一、联轴器的选择22十二、设计小结22减速器种类：蜗杆一链条减速器Q-减速器在室内工作，单向运转工作时有轻微震动，两班制。要求使用期限十年, 大修期三年，速度误差允许5汕 小批量生产。设计计算及说明结果.电动机的选择1、电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型Y (112M-4)系列三相异步电动机。2、电动机容量(1) 工作机所需

2、功率仇，FvP. -2x102=1000(2) 电动机的输出功率匕Pd=-7传动装置的总效率= 2 * 3 * “4 “5 “6 7?式中，Tb、T1 2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和 轴承的效率。由机械设计课程设计表2-4查得：单头蜗杆“1 = 0.75;轴承“2 = 0.9875(三对)；联轴器“3 = 0.99;滚筒4 = 0.95链传动“5 = 0. 965则 =71 -. “3 .“5 “6 = 0. 6624p故弓亠=二3、电动机的转速(1)工作机滚筒主轴转速 60xl000v,.n = r/minnD此=P产n” 二 r/ minia =i涡二 30 12 =HD = 96

3、0 f/ /min二960 /1/nun弘二32 /心二32 /min匸二minPd 二 4kw型号额定功率同步转速满载转速质量Y112M-415001440470有表中数据可知两个方案均可行，但方案1的总传动比较小，传 动装置结构尺寸较小，并且节约能量。因此选择方案1,选定电 动机的型号为Y112M-4,二. 传动比分配.11 mla- 一=2 = (0.03-0.06); =3*5取i涡二30所以,2二三. 计算传动装置的运动和动力参数1) 各轴传速nn = n = 960 r/ 皿/nun刖 _ 960 _ geo 71 iD1/mm】_960_32/ ix 30/mm2 _ 32 _

4、32 7几1/nun724 = 77 = &38少/min2) 各轴输入功率Pd = P.= 4hrPx = Pdrjz = 3.96kwP2 = 2.9106hvP、= PWh = 2.824vvP = Pyi i卜=2.63kw3)各轴输入转矩T (N* m)Tn =9550 X p/n,T(=9550X960= N mT2=9550 X32= N mT3=9550 X32= N mL二9550 X 二 N m将以上算得的运动及动力参数列表如下: = 3.96irP2 =P严P = 2.63 曲Tf mT2= N mT3二 N mN m轴号功率P/kw转矩T/(/V ?)转速n/ r mi

5、n1电动机轴429601轴960II轴32III轴32工作轴四、传动零件的设计计算蜗轮蜗杆1、选择蜗杆的传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开式蜗杆(ZI)2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢； 因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿而要求淬火，硬度 为4555HRC,蜗轮用铸锡磷青铜ZCSJ0P1,金属模铸造3、按齿而接触疲劳强度进行设计1).在蜗轮上的转矩，即T2,按ZP,估取效率T二，则T2二868630 确定作用在蜗轮上的转矩，即T2,按Z=1,估取效率T二，则T2=868630确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kf1

6、,由书上(机 械设计)表门-5,选取使用系数Ka二：由于转速不高，冲不大，可 取载荷 KFo 贝i K=KaKbKv= X 1 X %确定弹性影响系数Ze因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配，故ZE=160mpa,Z2(4)确定接触系数Zp先假设蜗杆分度圆直径d,和传动中心距a的比值d./a=, 从图11-8得Zp二确定许用接触应力6 J根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮，金属模铸造，蜗杆螺旋面 齿面硬度45HRC ,据表11-7查得蜗轮的基本许用应力6 h=268mpa应力循环次数 N二60X1 X32X (10X250X2X8X二KhF(107) ,/8=寿命系数6h=KX6h = X268mp

7、a=(6)计算中心距根据公式:aKT2(ZE Zp/6h)2,/3X868630 X (160X2,/3=据实际数据验算，取中心距a=160, i=30,故从表门-2中取模数 m=8 mm,分度圆直径cb二80mm,这时，d)/a=4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)蜗杆轴向齿距pa二mm,直径系数q=0,齿顶圆直径da,=96 mm ;齿根 圆直径dfl=,分度圆导程角Y二54248;蜗杆轴向齿厚S.二mm 蜗轮Z2=31,变为系数XF验算传动比i=31,传动比误差为(31-30)/30=%,是允许的蜗杆：45钢蜗轮:ZCUS10P1T2=868630N mmKv=o 贝 i K二KaK

8、bK、，二X1 X%ZE=160mpa,/26 H二268mpaN=Khn 二6 =1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动运输机为一般工作器，速度不高，故选用7级精（GB10095-88）Y -；材料选择，由表10-1选择小齿轮材料40Cr（调质），硬度为V5= m/s280HBS,大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS初选齿数：小齿轮Zf29,大齿轮ZfX29=1102、按齿面接触强度设计dQX(KT/4)d)(p1/u)(Ze/6h)2,/3确定公式内的各计算数值试选栽荷系数Kt=计算小齿轮转矩，由先前算得Ts二842790Nmm由表10-7

9、选齿宽系数0d=1 由表10-6查得材料的弹性影响系数mpa,/2 由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳企度极限6Hli,=600 mpa;大齿轮接触疲劳强度极限6 hiim2=550 mpa计算应力循环次数 NF60X32X (10X250X16X = ； N2=/= X 106小齿轮 Cr （调 由图10-19取接触疲劳强度寿命系数K和二;KHN1=质）硬度：280HBS 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为谯，安全系数S二1,大齿轮 ：45钢硬度：240HBS6 H F Khni 6 n11/S=X600 mpa=774 mpa小齿轮Zf29,齿6 J 2二 Khn2 6 i i/S X

10、550 mpa=583 mpa轮 Zf1 10计算 计算小齿轮分度圆直径du, 6中较小的值6h2, dItX(KT/0d) (u 1/u)(ZE/ 6 )2V3=X X 842790/1) 士1/ 583) J 叫 mmT3=842790N mm 计算圆周速度V。, V=nd1tnt/60X1000=st)d=1计算齿宽b=0d dH=1 X =计算齿宽与齿高之比b/h6 hhi600 mpa模数 m= du/Zi=X29=, Amt=6, h=X6=, b/h=6 hi “=550 mpa计算栽荷系数，根据V= m/s, 7级精度，二，直齿轮Ko=KFaNf=1,由表10-2查得使用系数K

11、a二，由表10-4用插值法得7级N2= X106精度，小齿轮相对支承非对称布置时，Khb二。由b/h二，S二，Khni= ； Kffd二AK=Ka KvKhoKhX X1 x = 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d,= dn (K/ Kt)，/3=X ,/3=6 H 1=774 mpa 计算模数m, m= Xd,/Z,= X29=,取m=66 h 2=583 mpa3、按齿根弯曲强度设计由(2KT./ 0 d Zj)(YFaYSa/ 6F)1/3mm确定公式内的各计算数值 由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限6 fei二500 mpa,大齿轮弯曲疲劳强度极限6fe2二380 mpa

12、oV=s由图10-18取弯曲疲劳寿命系数二，KFN2二b= 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S二，由式6fi二Kfni 6 田/S二 X 500/=350 mpa, 6 f 2二 Kfn2 6 FE2S二 X 380/二 mpamt=6 计算载荷系数K, K=Ka KvKFaKFe=XX1X =b/h= 查取齿形系数，由表10-5查得；YFb2=;K、.二，Ka二 查取应力校正系数由表10-5查得Y树二；YSa2=Khb二计算大小齿数 YFa1 Y./6f尸X350二，Yf.2 YSa2/6F2=X=, A大齿轮的数值大K=设计计算d,=mX (2X X842790/1 X292) /

13、2= mm计算齿轮宽度b二d d,=1 X 140=140 mm取 B2=140 mm, Bi二 145 mm6 fe2=380 mpaKfn1 = , FN2二6 f(=350 mpa6 f 2二 mpaK=大齿轮的数值大m=5Z2=107d,=140 mmd2=535 mma- mmb=140 mmB2=140 mm, Bf145mm五、轴的设计计算1轴径初算和联轴器选择根据公式 dCX (P2/n2) 1/3=112X32) 1/3=dM这根是低速轴，所以选择HL型弹性柱销联轴器。根据公称转矩HL5型弹性柱销联的工况系数接近2000,故选择HL5。考虑到安全因素，即选择轴轴器孔直径为63

14、 mm,轴长取140。根据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径63 mm,故取第二第一段轴径63 mm段轴径为65 mm。第二段轴径为65第三段轴上安装圆锥滚子轴承，由轴承标准件取得内径为 70mm o第三段轴内径70mm omm第四段要求直径扩大6=0,又需要安装键槽，故再需乘上系数，第四段：80 mm取直径为80 mm,满足条件。因为轴肩需比前一段轴径610,又需大于79,故取为90 mm。轴肩 ：90 mm理由同，取得70 mm。最.后一段：70 mm确定各段轴长由上述“”得第一段轴长为140 mm第一段轴：140mm因为实际安装时轴承需推进3 mm润滑间隙，所以轴肩宽度取为8 mm。（

15、即上述的“（6）”这段轴肩宽度）轴肩宽8 mm根据箱体壁厚以及箱体侧视图的宽度为116,以及蜗轮端而距离内第三段：mm壁距离为（门6-72） /2二22。以及蜗轮轮毂长度为96。让整体布局成为对称分布。第四段轴长：39mm但需要注意的是：我们必须留出挡油板或分油盘的空隙。因第三段上圆锥滚子轴承T为mm,故轴长取为mm,满足要求。上述“（7）”这段轴长也需安装轴承，要求大于（第三段轴上安装的圆锥滚子轴承宽度），故取为39 mm。最后确定第二段的轴长，因上而需安装端盖，故等确定了减速器箱体结构尺寸后方可推算而得，暂且搁置。先行计算箱体结构。确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为2x45,参考书上表15

16、-2,各轴肩处的圆角半径和倒角。轴的校核计算1、根据已求得的的功率P2转速m和转矩T2P2 = 2.9106 kw ,T2 = 868630N rrmP2=kw,T产868630N mm2、求作用在齿轮上的力齿轮分度圆的直径为 d? =248 mn厶圆周力：F, - 7X1 - 2 x 868630 - 7005N1 d2248Ft=7005NFf”,丫丁力.耳=耳 tanoj/co = 7005x tan20/cos5:71 工口 =2562.35NKa=片二耳 tanp = 7005 x mn5424r = 700.8NT.=1476671N mm2、求轴上的载荷水平：Fnhi + FNH

17、2 = 7005 N Fnhi x 旳 1 =能6 x Fnh?Fnh1 = 3489.8N有 FNH1 = 3489.8N FNH2 = 3515.2N12 = 3515.2“垂直：FNV1 + FNV2 = 2562.35N FNvl x 69.1 = 68.6 x FNv2有：FNV1 = 1276.48NFNV2 = 1285.87NFNV1 = 1276.48N水平弯矩：Mh =241145.18N-mn尺 V2 = 1285.87N垂直弯矩：MVI = 88204.768N nunMh =241145 18N mmMV2 = 1305.5N nunMV1 =88201.768 N-

18、nm总弯矩：MV2 =13O5.5N nunM, = JM2 +M2 = 256770.47191 N mm 1v112VI2M2=7Mt+Mt =241148.7138N.mm根据轴的计算作出弯矩图和扭矩图M,=256力 0.5N - mm=241148.7N.从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面.现将计算 出危险截而处的力矩值列于下表载荷水平而H垂直面V片 hi = 3489.8NFnv1 = 1276.48N支反力耳iH? = 3515.2NFnv, = 1285.87NFMV1 = 88204.768 N - mm弯矩MM| =241145.18N mmMV2 = 1305.

19、5N nun总弯矩M, = J M2 +M2 =1VIt2V12256770.47191N - mmM.=M2 +M2 =-|112V22241148.7138 N mm扭矩TT2=868630N mm6)按弯扭合成应力校核轴的企度进行校核时，通常只校核轴上承受就大弯矩和扭矩的企根据 式15-5及上表中的数值，并取a二，轴的计算应力a 二M2+ (a T)勺 V2/W= mpa前面以选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得b_J = 60MP“. a故安全.7)精确校核轴的疲劳强度(1)危险截面的左侧抗弯截面系数 Wf= X 703=34300 mm3抗扭截面系数 怙二二X 70二68

20、600 mm3a = mpab J = 60MP o W a-J 故安全.WF34300Wf68600截而左侧的弯矩M为M 二 X N mm截面上的扭矩T2为 丁2二868630Nmm截面上的弯曲应力crh= = 2.34MPaW截面上的扭转切应力T =T2/W2=轴的材料为45钢，调质处理.由表15-1查得刊=64OMPd,b“ = 275MR/, j = 55 MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a。,q按表 3-2查取.因r/d二,D/d二，经插值后可查得a。=2.2112 ,务=1.52 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为qa = 0.82,% = 0.85故有效应力集中系

21、数按式(附3-4)为k0=1+qa (a a-1) =kT=1+qr (a T-1) =由附图3-2得尺寸系数.二由附图3-3得扭转尺寸系数e t二轴按磨削加工，由附图3-4得表而质量系数为 Pa = Pt = 虫轴未经表面强化处理，即仇=,则按式3T2及式3-12a 得综合系数值为K。二 kc/ e + 1/3 a1 =Kt= kT/s T+1/B T-1=M=80264 N mmh二868630N mmcr, = = 2.34MPa WT 二T2/W2二a 0=a i =(ja = 0.82,= 0.85k0=X 二e 0=e 1 =Pa = P： = 0920厂1Ko 二又由3-1节和3

22、-2节得碳钢的特性系数6二% = 0.1 02 取 = 0.1(pr = 0.05 0.1,取久=0.05于是，计算安全系数So= o-i/( Ko o +中。o J二ST= T -,/( Ky (J +中 丫 T J =ScF SoST/( S/+Sr2)V2=So 二故可知其安全.St 二(3)截面右侧Sc=抗弯截面系数 W,=X803=51 200 mm3故安全.抗扭截面系数 W2=X803=102400 mm3截面右侧的弯矩M为WF51200 mm3M 二 X N mmW2=102400 mm3截面上的扭矩T2为 丁2二868630Nmm截面上的弯曲应力o二M/W二M二80264 N

23、mm截面上的扭转切应力T二Tz/WpT?二868630N mm过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并0 =M/W=T 二T2/W2二取 kr/sT =0.8/ ，于是得b 3“%kr一3.1- = 0.8x3.1 = 2.48轴按磨削加工，由附图3-4得表而质量系数为r 2.48轴未经表面强化处理，即0“ =1,则按式3T2及式3-12aPa = Pr = 0.92得综合系数值为L1K- +-1-3% PaL1K尸上+丄一 1 = 2.56勺A于是，计算安全系数275S“一_ 55.7663.18x1.5676S：？阿：爲 8.483 =13-6872 2Sc= SSt/( S/+S/)

24、,/2=故该轴在截面右侧的强度也是足够的至此，轴的校核计算完毕，设计符合要求，绘制输出轴的工 作图。六、蜗杆轴的设计计算根据公式 dCX (P,/ni)1Z3=112X960) 1/3=T2= M这根是高速轴，所以选择TL型弹性套柱销联轴器。因为蜗杆分 度圆直径为80,齿根圆为，按每个台阶差高度为3-5mm估算，第 一段轴径初选40mmo考虑到安全因素，即选择轴孔直径为62 mm, 轴长为112 mm,实际情况轴长要略短一些，所以实际取110mmo根据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径40 mm,故取第二 段轴径为50 mm。第三段轴上安装圆锥滚子轴承，根据设计手册，蜗杆轴一般用03系列的，

25、所以由轴承标准件取得内径为60 mmo第四段是轴肩，要求直径放大610,取直径为70 mm,满足条 件。第五段和第七段的尺寸，根据蜗杆齿根圆确定。已知齿根圆为， 两旁轴径则比其缩小少许，故取整60mmo第六段为蜗杆齿，蜗杆齿顶圆96mm,分度圆80mm,齿根圆。第八段同(5),取70mmo第九段为轴承同，取60mmoSo 二St 二s=截面右侧的企度 也是足够的.dMT2= MTL型弹性套柱销 联轴器第一段轴径40mm第二段轴径为50 mm o第三段轴60 mm。轴肩取直径为70mm第五段和第七段取整60mm确定蜗杆轴各段轴长由上述”得第一段轴长为110 mm第六段蜗杆齿长度为公式a）变位系数

26、x2=b）取（11+） m 与 +zi ）m 较大值，得 103mm。c）箱体主视图内壁距离为256+22二278mm,轴承座外端面距离 外箱壁6毫米，因为是内伸入式轴承座，又必须保证内部 斜面与蜗轮距离大约在一个箱壁厚度左右，故取外端而距 离内伸最深处55mm,预留3毫米的油润滑间隙，则涡轮齿 两侧到各段轴承各有5 4mm空间。两轴肩各取10 mm常用值， 各加溅油盘10mm,尺寸正好吻合。所以，蜗轮杆两侧距离 两轴肩34mm,两轴肩外侧各加宽的轴承和10mm溅油盘， 圆整E得44mm。第二段为伸出端盖，圆整后为40mm。轴端倒角皆为2x45,参考书上表15-2,各轴肩处的圆角半径和 倒角。

27、总轴长429mm。七、键联接的选择及校核计算低速轴上的键联接：1）联接轴与联轴器的键（1）键的类型和尺寸单圆头普通平键（A型）键的基本尺寸为 b. XhXL=18X11 X125配合轴的直径为 d=63 mm（2）校核键联接的强度键，轴和轮設的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力 为0=100 120 MPa取其平均值b=110MPd第八段70mm。第九段为轴承取60mm o单圆头普通平键（A型）d二63 mm键的工作长度1二L-b/2=25-9二门6 mm键与轮殺的接触长度k= X 10=5 mm由式6T得6 p=2T2X 103/kId=2X868630/5X116X63= Mpa6p可

28、见键的企度合格.2）联接轴与齿轮的键（1）键的类型和尺寸圆头普通平键（A型）键的基本尺寸为.b. XhXL=22X14X80配合轴的直径为d=80 mm（2）校核键联接的强度键，轴和轮設的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压 应力为0=100 120 MPa取其平均值ap= 110 MPa键的工作长度l=L-b/2=80-11=69 mm键与轮殺的接触长度k= X 14=7 mm由式6T得6 p=2T2X 103/kId=2X868630/7X69X80= Mpa6P可见键的企度合格八、减速器箱体结构尺寸确定（根据机械课程设计书P22表4-1）（1）箱座壁厚&根据公式+3N8, a=160mm（

29、前面蜗杆中心距），故圆整取为们mm o箱盖壁厚51根据蜗杆在下：二6M8,取为10mm。箱座凸缘厚度bb=110MP“1=116 mmk=5 mm6p= MpapV6p强度合格圆头普通平键（A型）d=80 mmbp =110 MP1=69 mmk=7 mm6p= Mpa6pV6j强度合格根据8 ,即为mm。8 =11 mm箱盖凸缘厚度b根据“，圆整取为15 mm。箱座底凸缘厚度b2i8 i=10 mm根据“，即为mm0地脚螺栓直径击b 二 mm根据dF+12,圆整取为18mm。但此为第二系列，故我们选用20mmb =15mm(7)地脚螺栓数目n二4轴承旁连接螺栓直径4b?i= mm根据d尸df

30、=X18=,圆整取为14 mm。派生16mm箱盖与箱座连接螺栓直径d2根据dz= df,取为9 mm。派生10mmdf=20 mm(11)轴承端盖螺钉直径d3n=4根扌居d3= df,取为8 mmodi=16 mm(12)视孔盖螺钉直径d4根据dh df,取为8 mmod2=10 mm(13)定位销直径d根据d= d2,取为8 mm。d3=8 mm(16)轴承旁凸台半径凡d.t=8 mm由 Ri得出 Ri =22 mnio(17)外箱壁至轴承座端面距离1.d=8 mmIi= Ci+ c?+58,即取为 47 mmo(18)大齿轮顶圆与内机壁距离8 ,取为门mmoRi =22 mm(19)齿轮端

31、面与内机壁距离厶y取为门mmo(20)箱盖、箱座肋厚g、mh=47 mm八8 t,故g取为mm,叫取为mm。其他：轴承端盖外径D2At=11 mm凸缘式端盖：D2二D+5,故取为160 mm;A2=11 mm嵌入式端盖：D2=+10, D为轴承外径，取为120 mm。轴承旁联接螺栓距离s, sDf160 mm。M12 二 mmFTh 二九、润滑油选择：DR 60 mm蜗杆减速器按照滑动速度选择。D2=120 mm故选用蜗轮蜗杆油680号s D2=160 mm十、滚动轴承的选择及计算低速轴滚动轴承：1、求两轴承受到的径向载荷鬥“和行2根据已求得的的功率卩2转速和转矩T2P2= kw, T2=868630N mm2、求作用在齿轮上的力齿轮分度圆的直径为 d2= 248 mm圆周力：人二2T2/d2二径向力：F = Ft tan a /cos 3 =P2=kw,轴向力：Ff Ft tan 3 =h二868630N mm(2)求两轴承的计算轴向力巧|和巧2Ft 二对于30214型轴承，由手册查得Cr=132kN, e二，Y=Ff按表13-7,轴承派生轴向力Fd =eFr，其中，e为表13-5中的Fa=判断系数，其值由 红 的大小来决定，但现轴承轴向力Fa未知，取e二.Fr1=Cr=132kN, e=, Y=F2二3743NFd1=Fri/2Y=