郭可可一级蜗轮蜗杆减速器

1、毕业设计课 题 名 称一级蜗轮蜗杆减速器分 院/专 业 机械工程学院/机械设计与制造班 级计辅1211学 号1201583105学 生 姓 名郭可可指导教师：李海萍2015年6月3日蜗轮蜗杆减速器设计摘 要通过在学校课堂上对减速器的学习和简单了解，开始尝试去设计蜗轮蜗杆减速器，蜗轮蜗杆减速器作为更加进步的减速装置，让学生对机械发展的迅速增强感性认知，并且提高自我对社会的适应能力，而且可以更进一步巩固在大学中所学过的基础理论知识，以及帮助自我提高对所学知识的综合运用，以自我方式在设计中去发现问题和解决问题，认真地把所学知识与实践所结合，从而为以后的工作打下夯实的实践基础和积累经验。减速器的设计，

2、是学习怎么样进行机械设计，及了解机械传动装置的运行原理及各类参数搭配的一个很好的方式。并且可以学习使用多种智能绘图工具，比如CAD，CAXA等大众所熟知的绘图软件，很直观的呈现在二维图上。通过对一级蜗轮蜗杆减速器的设计，对蜗轮蜗杆减速器会有个简单的认识和了解。蜗轮蜗杆减速器是现代机械传动装置中必不可少的重要部分。任何机械传动装置在长期的使用过程中，都会出现不同程度的磨损和损害，因此对于机械装置要经常予以保养与维护，尽可能去延长其使用寿命，使其的运动高效化，进而提高机械生产的效率，降低生产的成本，以获得最好的使用效率，获得最高的效益。关键词：机械传动装置、蜗轮蜗杆减速器、蜗轮传动设计原理与参数配

3、置Design of worm gear reducerAbstractThrough in the school classroom learning and simple understanding of the deceleration and began to try to design of the worm reducer, worm gear reducer as more progressive deceleration device, let students of mechanical development of the rapidly increasing percep

4、tual cognition, and improve self ability to adapt to society, and further consolidate the basis theoretical knowledge we learned in the University, and self help to improve the integrated use of the knowledge, by way of self in the design to discover and solve problems, and seriously to the knowledg

5、e and practice combined, lay solid foundation of practice so as to work and accumulate experience.Design of reducer, is learning how to do mechanical design, and an understanding of mechanical transmission device of operation principle and all kinds of parameter matching of a good way. And can learn

6、 to use a variety of intelligent drawing tools, such as CAD, CAXA, known to the public the drawing software, very intuitive presented in Fig. 2D. Through the design of a worm gear reducer, the worm reducer will have a simple understanding and understanding. The worm reducer is the essential part of

7、modern mechanical transmission device. Any mechanical transmission device in the long-term use of the process, will appear different degree of wear and damage, so for the mechanical device to often be maintenance and maintenance, as far as possible to prolong the service life, make the movement more

8、 efficient, and improve the efficiency of the mechanical production, reduce the production cost to obtain the best use efficiency, gain the highest efficiency.Keywords:The mechanical transmission device, worm reducer, worm gear drive design principle and configuration parameters目 录摘要IIn this paperII

9、一电动机的选择1二分配传动比22.1总传动比22.2减速装置的传动比分配23各轴的参数23.1各轴的转速23.2各轴的输入功率33.3各轴的输出功率33.4各轴的输入转矩33.5各轴的输出转矩33.6各轴的运动参数表44.蜗轮蜗杆的选择44.1选择蜗轮蜗杆的传动类型44.2选择材料44.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设44.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸64.5校核齿根弯曲疲劳强度74.6验算效率74.7精度等级公差和表面粗糙度的确定85圆柱齿轮的设计85.1材料选择85.2按齿面接触强度计算设计85.3计算95.4按齿根弯曲强度计算设计105.5取几何尺寸计算116 轴的设计计算126.1

10、蜗杆轴126.1.1按扭矩初算轴径126.1.2蜗杆的结构设计126.2蜗轮轴136.2.1输出轴的设计计算136.2.2轴的结构设计146.3蜗杆轴的校核156.3.1求轴上的载荷156.3.2精度校核轴的疲劳强度176.4蜗轮轴的强度校核206.4.1精度校核轴的疲劳强度226.4.2精度校核轴的疲劳强度227.滚动轴承的选择及校核计算257.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算257.2蜗杆轴上轴承的选择计算278.键连接的选择及校核计算308.1输入轴与电动机轴采用平键连接308.2输出轴与联轴器连接采用平键连接308.3输出轴与蜗轮连接用平键连接319联轴器的选择计算319.1与电机输出

11、轴的配合的联轴器319.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器3210.润滑和密封说明3210.1润滑说明3210.2密封说明3311拆装和调整的说明3312减速箱体的附件说明3313.设计小结3314参考文献34 一、电动机的选择1、电动机类型的选择 按已知的工作条件和要求，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2、选择电动机型号 电动机所需要工作功率： kw 所以其中 kw=7.60kw 由电动机至运动装置的传动总效率为： =0.9920.9930.80.96=0.73043、确定电动机转速滚筒工作转速为 r/min按机械设计课程设计指导书表2-1推荐的合理传动比范围，初取蜗杆传动比范围，故r/m

12、in电动机的技术特性和外形安装尺寸见表14-1，表14-2，符合这一范围电动机的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min。有三种适用的电动机型号可供选择。如下所示：方案型号额定功率/kw同步转速/r/min满载转速/r/min重量价格1Y160M-84750720重高2Y132M-641000960中中3Y112M-4415001440轻低综合电动机和传动装置的尺寸、重量和价格选择方案3比较合适因此选定电动机型号为Y132M-4其主要性能：额定功率7.5KW；满载转速1440r/min；额定转矩2.2。二、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比2、分配各级传动比根

13、据课程设计指导书P12表2-1，取蜗轮蜗杆传动比=20（单级减速器合理）=7.60kw=0.7304=72.23r/min电动机型号为Y132M-4=20=20三、传动装置的运动参数和动力参数的计算1、计算各轴的功率 P0=Pd=7.60 KW 1轴 P1=P01=7.600.99=7.52 KW 2轴 P2=P123=7.520.990.8=5.96KW 3轴 P3=P212=5.960.990.99=4.72KW2、计算各轴转速 1轴： 1440r/min 2轴： 72r/min 3轴： 72r/min3、 计算各轴扭矩 Nm 1轴： = =49.90Nm 2轴： = =790.53Nm

14、3轴： = =626.06Nm轴名功率p/kw转矩T/N.m转速n(r/min)传动比i效率输入输入电动机轴07.6050.421440蜗杆轴17.5249.90144010.99蜗轮轴25.96790.5372200.79滚筒轴34.72626.0672P0= 7.60 KWP1=7.52 KWP2=5.96KWP3=4.72KW=1440r/min=1440r/min=72r/min=72r/min =50.42 NmT1=49.90NmT2=790.53 NmT3=626.06 Nm四、传动零件的设计计算蜗杆蜗轮设计计算：1、蜗杆传动类型GB/T 10085-1988.阿基米德蜗杆（ZA

15、）2、选择蜗轮蜗杆材料蜗杆材料为20Gr，表面渗碳，硬度5863HRC；蜗轮齿圈材料 为ZCuSn10P1。砂型铸造。估计滑动速度小于10m/s，由表14-3可查出蜗轮的许用接触应力=200MPa3、按齿面接触疲劳强度公式设计 （1） 、选择蜗杆齿数，计算蜗轮齿数，并取整数。 选择蜗杆齿数=2，根据传动比，计算蜗轮齿数=2*20=40（2） 根据蜗杆齿数，估计总效率值，并计算蜗轮转矩。 估计总效率值=0.8，计算蜗杆上的转矩 T2=9.55106P2/n2=9.551065.96/72=798000Nmm （3）计算，并查表确定模数m,及蜗杆分度圆直径。 初步选取载荷系数K=1.2. =1.2

16、7.98 =3740.625mm 由上述所求数据查表14-2（机械设计基础）取 =4032mm，则模数m=8、蜗杆直径系数q=7.875、蜗杆分度圆直径d=63 mm 4、确定蜗杆与蜗轮的主要参数与尺寸(1)蜗杆：轴向齿厚=m/2=12.566mm齿顶圆直径 79mm齿根圆直径 43.8mm分度圆导程角=101836 蜗轮宽度，=107.2mm磨削蜗杆，当10mm时，应增大1525mm，故取=125mm(2)蜗轮：蜗轮分度圆直径320mm蜗轮喉圆直径 336mm蜗轮齿根圆直径 300.8mm蜗轮外圆直径=348mm蜗杆宽度：0.75=59.25mm 故取值=58mm蜗轮咽喉母圆半径23.5mm

17、5、校核齿根弯曲疲劳强度：当量齿数：=56.21根据=0.246，56.21。从机械设计第八版图11-1中可查的齿形系数=2.2。螺旋角系数：=0.9192许用变应力：从机械设计第八版表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56Mpa。寿命系数：=0.570 =56X0.570Mpa=31.92Mpa =15.907Mpa0.8因此不用重算。=200Mpa T2=798000Nmm d=63mm m=8=19.782mm1075.6mm47.88mm=1118369.891=53+0.246i=26.5333.9mm349.5996mm321.2244mm25.2112m

18、m56.210.91920.570=31.92Mpa=15.907Mpa4.842m/s=0.8516七、轴的设计计算 输出轴的设计-蜗轮轴1、按扭矩初算轴径（1）、轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选用45号钢，正火处理 b=600MPa b1=55MPa（2）、按扭转强度，初步估计轴的最小直径d轴伸部位安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用非金属弹性元件挠性联轴器，由转速和转矩得=1.59.5503.22/54.68=843.57Nm查表GB/T 5014-1955 HL3选弹性销柱联轴器，标准孔径d=45mm，即轴伸直径为45

19、mm 。（3）、轴承和键采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用C型普通平键联接，实现周向固定。用A型普通平键连接蜗轮与轴。2、轴的结构设计（1）、径向尺寸的确定从轴段d1=45mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d范围内， h（0.070.1）d1=（3.154.5）mm。应取d2=53mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=55mm，查机械零件设计手册选定轴承型号为7011C，d4与蜗轮孔径相配合且便于蜗轮安装。按标准直径系列，取d4=56mm；d5起蜗轮轴向固定作用，由h=（0.070.1）d4=（0.

20、070.1）56=3.935.6mm，取h=4mm，d5=64mm；d7与轴承配合，取d7=d3=55mm；d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d6=58mm。（2）、轴向尺寸的确定与联轴器相配合的轴段长度，L1=112mm。对蜗轮b=74mm取轴长段L4=b-(23)mm=72mm,对定位轴肩L5=1.4h=1.4X8mm=11.2mm,取整则L5=11mm。7011C型轴承其轴承宽度B=18mm，故L7=B=18mm. 其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗轮端面与箱体的距离取1015mm，轴承端面与箱体内壁的距离取5mm；分箱面取5565mm，轴承盖螺钉至联轴器

21、距离1015mm，初步估计L2=55mm，轴承环宽度为8mm，两轴承的中心的跨度为144mm，轴的总长为311mm。(3)、轴的强度校核（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（3.1）计算蜗轮受力1）、绘出轴的计算简图（a）图2）、绘制水平面弯矩图（b）图蜗轮的分度圆直径 =334mm； 转矩 =563.167Nm蜗轮的圆周力 =2563.167/334=3372.26N蜗轮的径向力=3372.26tan20=1227.4N蜗轮的轴向力760N轴承支反力：1686.13N截面C处弯矩：12

22、1.4N.m3）、绘制垂直面弯矩图（c）图轴承支反力：613.7N计算弯矩：截面C左右侧弯矩：43.96N.m4）、绘制合成弯矩图（d）图129.12N.m5）、绘制弯矩图（e）图563.10N.m6）、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：=361.69N.m7）、校核危险截面C的强度：13.78Mpa=55MPa安全。 输入轴的设计计算-蜗杆轴1、 按扭矩初算轴径（1）、轴的材料的选择：选用45号钢，调质处理，硬度HBS=230，强度极限=650Mpa，屈服极限=360Mpa，弯曲疲劳极限=300Mpa，剪切疲劳极限=155Mpa，对称循

23、环变应力时的许用应力=60Mpa。（2）初步估算轴的最小直径最小直径估算：16.3mm轴伸部位安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用非金属弹性元件挠性联轴器，由转速和转矩得=1.59.5503.61/1440=35.91Nm查机械零件设计手册表GB/T4323-2002 LT4选TL型弹性套柱销联轴器，标准孔径d=20mm，即轴伸直径为20mm 。轴孔长度L=52mm（3）、轴承和键采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用C型普通平键联接，实现周向固定。2、 轴的结构设计（1）、径向尺寸的确定从轴段d1=20mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可

24、在（0.070.1）d范围内， h（0.070.1）d1=（1.42）mm。应取d2=24mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=25mm且d7=d3=25mm，查机械零件设计手册选定轴承型号为7005C，d4=d6=27mm。d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d6=27mm。d5取蜗杆齿顶圆直径 d5=75.6mm.(2)、轴向尺寸的确定由GB/T4323-2002查联轴段长度52mm，与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm，取挡油板厚为1mm，其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗杆端面与箱体的距离取1015mm，轴承端面与箱体内壁的距离取5

25、mm；分箱面取5565mm，轴承盖螺钉至联轴器距离1015mm，轴承环宽度为18mm ，蜗杆轴总长352mm。(3)、蜗杆的受力齿顶圆直径=75.6mm； 转矩 =23.947Nm蜗杆的圆周力 =223.94/0.0756=633.33N蜗杆的径向力=633.33tan20=230.51N蜗杆的轴向力143.35N45号钢b=600MPa b1=55MPa843.57NmHL3选弹性销柱联轴器角接触球轴承d1=45mmd2=53mmd3=55mmd4=56mmd5=64mmd6=58mmd7=d3=55mm轴承型号为7011CL1=112mmL4=72mmL5=11mmL7=B=18mmL2=

26、55mm=311mm3372.26N1227.4N760N=1686.13N121.4N.m613.7N43.96N.m129.12N.m563.10N.m361.69N.m13.78Mpa=55MPa45号钢HBS=230=650Mpa=360Mpa=300Mpa=155Mpa=60Mpa35.91Nm弹性套柱销联轴器LT4d1=20mmd2=24mmd7=d3=25mmd4=d6=27mmd5=75.6mm轴承型号：7005C=352mm633.33N230.51N143.35N八、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命： 1030016=48000小时1、 计算输入轴轴承（1

27、）已知=1440r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=115.25N初选两轴承为角接触球轴承7005C型根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力FS=0.68FR 则FS1=FS2=0.68FR1=78.37N（2）FS1+Fa=FS2 Fa=143.35故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=78.37N FA2=FS2=221.72N（3）求系数x、yFA1/FR1=78.37N/115.25N=0.68FA2/FR2=221.72N/115.25N=1.92根据教材P321表13-5得e=0.68FA1/FR1e x2=1 y1=0 y2=0（4）计算当量载荷P1、P

28、2根据教材P321表13-6取fP=1.1根据教材P320式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1(1115.25+0)=126.775NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1(1115.25+0)=126.775N（5）轴承寿命计算P1=P2 故取P=126.775N角接触球轴承=3根据手册得7005C型的Cr=23000N由教材P320式13-5a得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/1440(123000/126.775)3=3216949974h48000h预期寿命足够2、计算输出轴轴承（1）已知n=54.68r/min = 760N, FR=FN

29、H1=1686.13N试选7011C型角接触球轴承根据教材P322表13-7得FS=0.68FR，则FS1=FS2=0.68FR=0.681686.13=1146.57N（2）计算轴向载荷FA1、FA2FS1+=FS2 = 760N任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=1146.5NFA2= FS1+=1906.5N（3）求系数x、yFA1/FR1=1146.5/1686.13=0.68FA2/FR2=1906.5/1686.13=1.13根据教材P321表11-8得：e=0.68FA1/FR1e x2=1 y2=0（4）计算当量动载荷P1、P2根据表P321表13

30、-6取fP=1.1根据式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1(11686.13)=1854.743NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1(11686.13)= 1854.743N (5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=1854.743 =3根据手册P71 7011C型轴承Cr=30500N根据教材P320 表13-4得：ft=1根据教材P320式13-5a得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/54.68(130500/1854.743)3 =1355674.4h48000h此轴承合格，预期寿命足够。FR1=FR2=115.25N角接触球轴承7005C

31、FS1=FS2=78.37NFA1=78.37N FA2= 221.72NFA1/FR1=0.68FA2/FR2=1.92P1=126.775NP2=126.775NP=126.775N=3Lh=3216949974h48000h预期寿命足够。7011C型角接触球轴承FS1=FS2=1146.57NFA1=1146.5NFA2=1906.5NFA1/FR1=0.68FA2/FR2=1.13P1=1854.743NP2=1854.743NLh=1355674.4h48000h九、键连接的选择及校核计算1、联轴器与输出轴连接采用平键连接轴径d1=45mm，L1=112mm查机械零件设计手册P291

32、 选用C型平键，得：b=14 h=9 L=50即：键C1450 GB/T 1096-2003 l=L1-b=112-14=98mm T2=631.30Nm 根据教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4631100/45998=49.48Mpap(110Mpa)2、输入轴与蜗轮连接采用平键连接轴径d4=56mm L4= 72mm T2=563.10Nm查机械零件设计手册P291 选A型平键，得：b=16 h=10 L=50即：键1650 GB/T1096-2003l= L4-b=72-16=56mm p=4 T2/d4hl=4563100/561056=22.524Mpap(110Mpa)3

33、、输入轴与联轴器连接用平键连接轴径d1=20mm L1=52mm T1=23.94N.m查机械零件设计手册P291 选用A型平键，得：b=6 h=6 L=32即：键632GB/T1096-2003l=L1-b=52-6=46mm 根据教材P106（6-1）式得p=4 T1/d1hl=423940/20646=1.32Mpap (110Mpa)C型平键b=14 h=9 L=50l=98mmp=49.48Mpap(110Mpa)A型平键b=16 h=10 L=50l=56mmp =22.524Mpap(110Mpa)A型平键b=6 h=6 L=32l=46mmp=1.32Mpap (110Mpa)

34、十、联轴器的选择及校核计算联轴器选择的步骤：1、蜗杆端联轴器（1）、类型选择：为了隔离振动与冲击，选用非金属弹性元件挠性联轴器（2）、载荷计算：公称转矩：23.94N.m由机械设计第八版表14-1查得=1.5。故由公式（14-1）的计算转矩为：=1.5X23.94=35.91N.m (3)、型号选择：依据蜗杆轴的设计与计算中知：查GB/T 5014-1955 HL3选弹性销柱联轴器，标准孔径d=45mm，即轴伸直径为45mm 。2、 输出轴端联轴器（1）、类型选择：为了隔离振动与冲击，选用非金属弹性元件挠性联轴器（2）、载荷计算：公称转矩：563.10N.m由机械设计第八版表14-1查得=1.

35、5。故由公式（14-1）的计算转矩为：=1.5X563.10=844.65N.m(3)、型号选择：依据蜗轮轴的设计与计算中知：查机械零件设计手册表GB/T4323-2002 LT4选TL型弹性套柱销联轴器，标准孔径d=20mm，即轴伸直径为20mm 。轴孔长度L=52mm。35.91N.m弹性销柱联轴器GB/T 5014-1955HL3844.65N.m弹性销柱联轴器GB/T 4323-2002LT4十一、减速器的润滑与密封在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。1、 减速器的结构本课题所设计的减速器，其基

36、本结构设计是在参照机械设计基础课程设计图10-8装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有

37、放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。2、减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图3、轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图4、减速器的润滑与密封蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt（100C）查表5-11机械设计基础课程设计轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2查表5-13机械设计基础课程设计。5、减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。蜗轮传动部分：润滑油轴承部分：脂润滑十二、箱体及附件的结构设计1、减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。采用下置剖分式蜗杆减速器（由于Vs=4.84m/s5m/s时，蜗杆下置）。铸造箱体，材料HT150。2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系 名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =11mm 箱盖壁厚1 1=10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2 b=1.5=16mm b1=1.1=15mm b2=2.5=28mm地脚螺钉直径及数目 df=19mm n=6轴承旁联接螺栓直径 d1=14mm箱盖，箱座联接螺栓直径 d2=10mm 螺栓间距 150mm轴承