单级蜗杆减速器设计

1、XXXX大学课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 第 三 学年第 一 学期 课程名称 机械设计课程设计 指导教师 XXX 学生姓名 XXX 专业班级 机械工程及自动化XXX班 学号 XXXXXXXXXXX 题 目 单级蜗杆减速器 2011 年 12 月 1 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸若干张456机 械 设 计 课程设计设计说明书单级蜗杆减速器起止日期： 2011 年 12 月 1 日 至 2012 年 1 月 4 日学生姓名XXX班级机工XXX学号XXXXXXXXXXX成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）2

2、011年 12月1日目录0. 课程设计任务书21. 传动方案设计32. 电动机的选择33.运动和动力参数的设计54.蜗轮蜗杆传动的设计计算65.链传动的设计计算86.蜗杆轴的设计计算117.蜗轮轴的设计计算128.键连接的选择及校核139.滚动轴承的选型及寿命计算1610.参考资料1711.设计总结18一 传动方案设计电动机直接连安全联轴器，起传递动力运动、过载保护作用。联轴器另一端连蜗轮蜗杆减速器，蜗轮蜗杆传动平稳，冲击载荷小，噪声低。蜗轮蜗杆减速器输出端是链传动。链传动能保持准确的平均传动比，传动效率高，适合中心距远的传动场合。链传动下级是运输带，如图1-1.图1-1二.电动机的选择卷筒转

3、速：,其中v=0.8m/s,D=450mm卷筒输出功率：传动系数总效率为：式中：1弹性联轴器效率,取0.99；2滚动轴承效率取0.98；3普通圆柱蜗杆传动效率取0.8；4：滚子链传动效率取0.93；5：运输带传动效率取0.95电动机所需功率为为：根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min和1000r/min，以便比较。根据电动机所需功率和同步转速，查表确定电动机型号为Y132M-4或Y160L-8。传动系统的总传动比为式中nm电动机满载转速；nw卷筒输出转速电动机参数如表1-2：型 号额定功率 额定电流 转速 效率 功率因

4、数 堵转转矩堵转电流最大转矩噪声振动速度 重量额定转矩额定电流额定转矩1级2级kWAr/min%COS倍倍倍dB(A)mm/skgY132M-47.515.4144087.00.852.27.02.371781.879Y160L-87.517.772086.00.82.05.52.067691.879方案1转速高，电动机价格低，总传动比虽然较大，但可以通过蜗轮蜗杆减速器及链传动实现，所以选用方案1:Y132M-4型电动机。三.运动和动力参数计算（1） 传动比分配总传动比为：选用标准配合则蜗轮蜗杆减速器可取i1=20.5,则链传动比(2)各轴的转速计算(3)各轴的输入功率 (4)各轴的输入扭矩将

5、上述结果列入表1-3，以供查用：轴号转速n/(r/min)功率P/kw扭矩T/(N.m)14406.3642.1570.245.29719.7433.954.831357.1四.蜗轮蜗杆的设计计算1.选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45 -55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造,采用齿圈式结构。3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传

6、动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距有：(1)确定作用在蜗轮上得转矩T2:由上得： T2=719.74N.m(2)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K=1；选取使用系数KA=1；转速不高，冲击小，可取动载荷系数Kv=1.05；则 (3)确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故.(4)确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.37，可查得.(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可查的蜗轮的基本许用应力.应力循环次数 寿命

7、系数则 (6)计算中心距 取中心距a=160mm,因i1=20.5,故取模数m=6.3mm,蜗杆分度圆直径d1=63mm.这时d1/a=2.75,可查的,因为,因此以上计算结果可用。4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1) 蜗杆轴向齿距；直径系数 ；齿顶圆直径齿根圆直径 分度圆导程角蜗杆轴向齿厚蜗杆设计参数如表：参数分度圆d1（mm）直径系数q分度圆导程角齿顶圆直径da1(mm)齿根圆直径df1(mm)轴向齿厚Sa(mm)轴向齿距Pa(mm)头数z1蜗杆631075.647.259.896019.7922（2）蜗轮蜗轮齿数z2=41；变位系数x2=-0.1032；蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径蜗轮

8、齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆半径 蜗轮设计参数如表：参数分度圆d2（mm）喉圆直径da2(mm)咽喉母圆半径rg2(mm)齿根圆直径df2(mm)头数z2变位系数x2蜗轮258.3269.625.2241.2541-0.10325.校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 根据,可查的。螺旋角系数 许用弯曲应力可查的由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力.寿命系数： 所以弯曲强度满足。6.验算效率 已知=11.31；=arctan(fv)；fv与相对滑动速度va有关。查的=1.25,代入式中得=0.86，大于原估算值，不用重算。7.精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属

9、于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T 10089-1988。五链传动的设计计算1选择链轮齿数取小链轮齿数z1=19，大链轮的齿数z2=i2*z1=39。2确定计算功率由于载荷平稳，取，单排链，则计算功率为： 3. 根据Pca=7.941kw及n2=70.24r/min，选28A-1，链条节距p=44.45mm.28-A型滚子链参数如下：型号节距p滚子直径d1max内链节内宽b1min销轴直径d2max内链板高度h2max排距Pt抗拉载荷单排双排28A44.4525.425.2212.7142.2448.871693

10、38.14.计算链节数和中心距初选中心距ao=(3050)*p=(3050)x44.45mm=1333.52222.5mm。取ao=1400mm.则链长节数为：取链长节数Lp=92节。查的中心距计算系数f1=0.24872，则链传动的最大中心距为：5.计算链速v，确定润滑方式根据v和链号28A-1,可知应采用滴油润滑。6.计算压轴力Fp有效圆周力为： 链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为：六.蜗杆轴的设计计算1选择轴的材料此减速器中蜗杆传动的功率不大，速度中等，选用45钢，调质，硬度HBS=230，强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，弯曲应力.2初算轴的最小直径取A0=120

11、，得 mm取dmin=19.69mm，轴的最小直径应是联轴器处轴的直径d1。为了使所选的轴的直径d1与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化很小，故取,则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，选用TL4型弹性联轴器，其公称转矩为125000。半联轴器的孔径d1=35mm，故取dmin=35mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。3作用在蜗杆上的力由上已求得蜗杆和蜗轮的输入扭矩为：， 蜗杆和蜗轮分度圆直径分别为： ，4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案蜗轮蜗杆的装配图如图

12、所示(在减速器中视图方向下上)：1)蜗杆齿宽b1与蜗轮最大外轮廓de2 取b1=90mm 取=278mm2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度各轴段直径：与标准联轴器配合段d1=35mm；为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，故取d2=42mm，为与标准轴承能够配合d3=50mm；计及轴承的选择及轴肩的定位高度，取d4=62mm；d=df1=47.25mm；d5=62mm，d6=d3=50mm。各轴段的长度：右端与联轴器配合取L1=82mm；考虑端盖宽度和联轴器与箱体外壁之间的距离，取L2=60mm；与轴承相配合段取L3=30mm；因蜗轮的最大轮廓相对较大，取L4=86

13、mm， L5=86mm ，其中b1已算出为90mm；L6轴段与轴承配合，取L6=L3=30mm。3）轴承的选择由于承受轴向载荷和径向载荷，故选取圆锥滚子轴承，型号30310，参数如下：轴承型号基本尺寸（mm）安装尺寸（mm）基本额定载荷（KN）极限转速（r/min）dDTBCdadbDaDba1a2rasrbsCrC0r脂润滑油润滑303105011029.252723606510010346.52.12130158380048004）其他取轴承端盖总宽度L0=20mm，（滚动轴承预紧）挡圈，则联轴器左端面距轴承端盖右端面为：为了安装及拆卸方便取蜗轮边缘与箱体内壁之间的距离s=20mm5）轴上

14、零件的轴向定位半联轴器与蜗杆轴的轴向定位采用平键连接；滚动轴承与轴的轴向定位是有过渡配合来保证的。6）确定轴上圆角和倒角尺寸蜗杆轴两端倒角为，圆角如上图所示：6.绘制轴的弯扭矩图，对危险截面进行强度校核1）轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，查得30310型圆锥滚子轴承a=23，T=29.25。轴承安装方式为对装，故简支梁的轴的支撑跨距为：L4+b1+L5+2x(T-a)=86+90+86+2x(29.25-23)=274.5mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图所示：从轴的结构图及及弯矩和扭矩图中可以看出界面A所示轴的危险截面。现将计算出的截面A处

15、的MH、MV及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FFH1=FH2=669.05NFV1=1650.4N，FV2=378N弯矩MMH=92.3N.mMV1=227.7N.mMV2=52.1N.m总弯矩M1=245.7N.m，M2=106N.m扭矩TT=42.15N.m2）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面A）的强度。轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力： 故安全。3）轴的疲劳强度校核省略 七蜗轮轴的设计计算1选择轴的材料此减速器中蜗轮轴的功率不大，速度中等，选用45钢，调质，硬度HBS=230，强度极限，屈服强度极

16、限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，弯曲应力.2作用在蜗轮上的力由上已求得蜗杆和蜗轮的输入扭矩为：， 蜗杆和蜗轮分度圆直径分别为： ，3.初算轴的最小直径取A0=120，得 mm最小直径处即为与小链轮配合的轴端，考虑到轴要受小链轮较大的压轴力，取d=55mm。4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴的外端与小链轮配合，由上链轮设计知链轮为单排齿，则小链轮的齿宽为： b1链节内宽。故配合轴端的长度L1bf1=23.96mm；轴端以螺纹连接的形式与小链轮作轴向定位；再考虑传递的转矩大小、键连接的选取，取L1=85mm。为了满足链轮的轴向定位要求，L2轴

17、段需制出一轴肩，故取d2=62mm；根据减速器整体结构，取轴承端盖的总宽度为20mm。参照外端链传动装置与减速器箱体的位置和轴承端盖的厚度，取L2=40mm。考虑到L3轴段与标准滚动轴承相配合及d2=62mm，取d3=65mm；蜗轮右端与箱体内壁之间要保持1020mm的距离，取间隙距离a=20mm；再计及轴承毂孔和轴套长度，取L3=64mm。L4轴段与蜗轮配合，根据蜗轮的尺寸参数和工作情况，取d4=70mm；蜗轮的右端与右轴承之间采用轴套定位。蜗轮的齿宽B： B0.75da1=0.75x75.6=56.7da1为蜗杆的齿顶圆取B=50mm，则取蜗轮的毂孔bB=50mm，取b=65mm。考虑蜗轮

18、定位应使轴段长度小于毂孔，故取： L4=b-4=65-4=61mm则定位轴套长：蜗轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=6mm，则轴环处d5=82mm。轴环的宽度b1.4h=9.8mm，取L5=15mm。L6轴段与L7的高度差应小于轴承的内圈端面高度，取d6=77，L6=15mm。L7轴段与滚动轴承配合取，d7=d3=65mm；则L7=36mm。取端盖的总宽度为20。3).轴上零件的周向定位蜗轮、链轮与轴的周向定位均采用平键连接。为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴的配合为；链轮与轴的的配合为。4）.确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角及各轴肩处的圆角半径如上图所示。

19、5.轴承的选择由于承受轴向载荷和径向载荷，故选取圆锥滚子轴承，型号30313，参数如下：轴承型号基本尺寸（mm）安装尺寸（mm）基本额定载荷（KN）极限转速（r/min）dDTBCdadbDaDba1a2rasrbsCrC0r脂润滑油润滑30313651403633287783128131582.52.1195242280036006绘制轴的弯矩图，对危险截面进行强度校核1）轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，查得30313型圆锥滚子轴承a=29，T=36。轴承安装方式为对装，故简支梁的轴的两支撑跨距为：(T-a)+L6+L5+L4+(64-a)=(36-29

20、)+15+15+61+(64-29)=133mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图所示：从轴的结构图及及弯矩和扭矩图中可以看出界面B所示轴的危险截面。现将计算出的截面B处的MH、MV及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FFH1=2148N，FH2=13871NFV1=331N，FV2=2359N弯矩MMH1=149.3N.mMH2=639.6N.mMV1=23N.mMV2=147N.m总弯矩M1=151N.m，M2=209.7N.m，M3=639.6N.m扭矩TT=719.744N.m2）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B

21、）的强度。轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力：3)精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面C、均受弯矩和扭矩作用，键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，且受力相对较小，所以均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和过盈配合和轴肩引起的应力集中最严重；从受载情况看，截面B上的应力最大，但由于是过渡配合，应力集中不大，不必校核；截面、的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径较大，故不必再做强度校核。截面A上应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），且此处的轴的直径较大，故

22、不必校核；、O处应力小，不需校核。故分别校核截面和的左右两侧。截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩M为 截面的扭矩T2为 T2=719.744N.m截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及可取。因，经插值后可查的可查得轴的材料敏性系数为 故有效应力集中系数为 可查得尺寸系数 轴按磨削加工，查得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 又由碳钢的特性系数可取： 于是，计算安全系数Sca值： S=1.5故知其安全截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为 截面的扭矩T2为 T2=719.7

23、44N.m截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 可查得轴的材料敏性系数为 故有效应力集中系数为 可查得尺寸系数 轴按磨削加工，查得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 又由碳钢的特性系数可取： 于是，计算安全系数Sca值： S=1.5故知其安全右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩M为 截面的扭矩T2为 T2=719.744N.m截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及可取。因，经插值后可查的可查得轴的材料敏性系数为 故有效应力集中系数为 可查得尺寸系数 轴按磨削加工，查得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 又由碳

24、钢的特性系数可取： 于是，计算安全系数Sca值： S=1.5故知其安全考虑到的左侧轴直径大于右侧，而其他其他情况基本一样，故可推测其左侧Sca大于右侧，即Sca6.34。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可省去静强度校核。至此，轴的设计计算结束八键连接的选择及校核1.蜗杆与电动机连接键的选择及校核按轴d=35mm，选取普通平键bxh=10mmx8mm，考虑到半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm，取键长L=40mm。查取。由以上蜗杆轴的设计已求得联轴器转矩为T=42.150N.m，则键的强度为： 选取合理。2.蜗轮轴与链轮连接键的选择及校核连接处轴d=55mm，选取普通平键bxh=16mmx10mm，取键长为L=60mm。链传动有一定的冲击，查取。已知T2=719.744N.m，则键的强度为： 故可行。3.蜗轮与蜗轮轴连接键的选择校核配合处d=70mm，选普通平键bxh=20mmx12mm，键长为56mm。蜗轮蜗杆传动较为平稳，取。已知T2=719.744N.m，则键的强度为： 九滚动轴承的选型及寿命计算1.蜗杆轴承的选择