涡轮蜗杆减速器课程设计

1、齐齐哈尔大学普通高等教育专用纸齐齐哈尔大学普通高等教育机械设计课程设计题目题号： 带式传输机中的蜗杆减速器 （C9） 学 院： 机电工程学院 专业班级： 过控124班 学生姓名： 郭鹏宇 （2012112032） 指导教师： 蔡有杰 成 绩： 2014年 12 月 10日齐齐哈尔大学过程装备与控制工程专业机械设计课程设计任务书学生姓名： 郭鹏宇 班级： 过控124 学号： 2012112032 一 设计题目：设计带式传输机中的蜗杆减速器(C9)给定数据及要求已知条件：运输带工作拉力F=5800N；运输带工作速度v=0.5m/s（允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=500mm；工

2、作时不逆转，载荷有轻微冲击：工作年限10年。两班制。 二 应完成的工作1. 减速器装配图1张（A0图纸）；2. 零件工作图12张（从动轴、齿轮等）；3. 设计说明书1份。指导教师：蔡有杰发题日期 2013年12 月 01日 完成日期 2013年 12 月 10 日机械设计课程设计成绩评阅表题目评分项目分值评价标准评价等级得分A级（系数1.0）C级（系数为0.6）选题合理性题目新颖性10课题符合本专业的培养要求，新颖、有创新基本符合，新颖性一般内容和方案技术先进性10设计内容符合本学科理论与实践发展趋势，科学性强。方案确定合理，技术方法正确有一定的科学性。方案及技术一般文字与图纸质量20设计说明

3、书结构完整，层次清楚，语言流畅。设计图纸质量高，错误较少。设计说明书结构一般，层次较清楚，无重大语法错误。图纸质量一般，有较多错误独立工作及创造性20完全独立工作，有一定创造性独立工作及创造性一般工作态度20遵守纪律，工作认真，勤奋好学。工作态度一般。答辩情况20介绍、发言准确、清晰，回答问题正确，介绍、发言情况一般，回答问题有较多错误。评价总分总体评价注：1、评价等级分为A、B、C、D四级，低于A高于C为B，低于C为D。2、每项得分分值×等级系数（等级系数：A为1.0，B为0.8，C为0.6，D为0.4）3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”摘要这篇课程设计

4、的论文主要阐述的是一套系统的关于带式传输机中的蜗杆减速器 的设计方法。带式传输机中的蜗杆减速器是涡轮蜗杆减速器的一种形式。这个方法是以加工过程蜗杆减速器的使用条件的数学和物理公式为基础的在论文中，首先，对蜗轮蜗杆做了简单的介绍，接着，阐述了蜗轮蜗杆的设计原理个理论计算。然后按照设计准则和设计理论设计了带式传输机中的蜗杆减速器。接着对带式传输机中的蜗杆减速器进行了尺寸计算和校核。该设计代表了带式传输机中的蜗杆减速器设计的一般过程。对其他的蜗轮蜗杆的设计工作也有一定的价值。目前，在带式传输机中的蜗杆减速器的设计，制造以及应用上，国内与国外先进水平相比仍有较大差距。国内在设计制造带式传输机中的蜗杆减

5、速器过程中存在着很大程度上的缺点，正如论文中揭示的那样，重要的问题如：轮齿的根切，蜗轮蜗杆校核。目 录目录： 机械设计课程设计说明书-1-目录：-1-1 设计题目:-2-2 传动简图:-2-3 原始数据- 2-4 设计工作量要求-2-5 传动装置的总体设计-2-5.1 拟定传动方案-2-5.2 选择电动机-3-5.3 确定传动装置的总传动比及其分配-4-5.4 计算传动装置的运动及动力参数-4-6 传动零件的设计计算-4-6.1 选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数-4-6.2 确定许用应力-5-6.3 接触强度设计-5-6.4 校核蜗轮齿面接触强度-7-6.5 蜗轮齿根弯曲强度校核-7-

6、6.6 蜗杆刚度校核. -8-7 轴的设计计算-9-7.1 蜗轮轴的设计与计算-9-7.2 蜗杆轴的设计与计算-13-8 滚筒轴承的选择-17-9 蜗杆联轴器选择-17-10润滑剂的选择-18-11箱体的选择-18-12设计小结-19-13参考资料-21-三 传动方案的拟定与分析由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V4-5 m/s,这正符合本课题的要求四 电动机的选择1、电动机类型的选择 选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率： （2）电机所需的功率：3、确定电动机转速计算卷筒

7、工作转速：按机械设计课程设计指导书P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围，取链传动比，则总传动比合理范围为I总=20200。故电动机转速的可选范围：。符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-4。其主要性能：额定功率5.5KW；满载转速1440r/min

8、；额定转矩2.2。五、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（1） 据指导书P7表1，取蜗杆（单级减速器合理）（2）六、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴的功率PI=P电机×连轴器=7.14×0.99=7.069 KW2 PII=PI×轴承×蜗杆=7.069×0.98×0.80=5.542KWPIII=PII×轴承×链=5.542×0.98×0.92=4.997KW3、计算各轴扭矩TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×7.

9、069 /1440=46881.22N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×5.542/140=482206.79 N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×4.997/22.29=2140930.91 N·mm七、传动零件的设计计算连轴器的设计计算1、类型选择 为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱销连轴器。2、载荷计算 公称转矩T= TI=46881.22 N·mm=26.4N·m3、型号选择从GB43232002中查得LT4型弹性

10、套柱销连轴器的公称转矩为63 N·m,许用最大转速为5700r/min,轴径为2028 mm之间,故合用。蜗杆传动的设计计算1、选择蜗杆传动类型 根据GB/T100851988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,故蜗杆采用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4555HRC。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。3、按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材

11、P254式(1112),传动中心距(1)确定作用在蜗杆上的转矩按，估取效率=0.8,则= TI=46881.22N·mm(2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表115选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材P252(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值=0.25从教材P253图1118中可查得=3.33。(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

12、从教材P254表117查得蜗轮的基本许用应力=268。由教材P254应力循环次数寿命系数则(6)计算中心距(6)取中心距a=100mm,因i=10,故从教材P245表112中取模数m=4mm, 蜗轮分度圆直径=40mm这时=0.4从教材P253图1118中可查得接触系数=2.74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) 蜗杆轴向尺距mm;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mm。(2) 蜗轮蜗轮齿数 ;变位系数mm;演算传动比,这时传动误差比为,是允许的。蜗轮分度圆直径mm蜗轮喉圆直径=164+24×(1.5-0.5)=172

13、mm蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径5、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从教材P255图1119中可查得齿形系数:螺旋角系数从教材P255知许用弯曲应力:从教材P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56。由教材P255寿命系数可见弯曲强度是满足的。6、验算效率已知=21.8°与相对滑动速度有关。从教材P264表1118中用插值法查得=0.0268, 代入式中得=0.93,大于原估计值,因此不用重算。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,属于通用机械减速器,从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度,侧隙种类

14、为f,标注为8f GB/T100891988。然后由参考文献5P187查得蜗杆的齿厚公差为 =71m, 蜗轮的齿厚公差为 =140m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6m, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6m和3.2m。V=d1n1/60×1000=3.14×40×573.2/60×1000=1.2m/s八、轴的设计计算蜗杆输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d115 (4.02/1440)1/3mm=12.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=1

15、2.7×(1+5%)mm=13.34mm选d=22mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。（2）确定轴各段直径和长度I段：直径d1=22mm 长度取L1=62mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.08×22=1.76mm直径d2=d1+2h=22+2×1.7626mm,长度取L2=27 mmIII段：直径d3= d2+1=27+3=30mm 距该段左2mm有一宽为1.2mm，直径为28mm的弹性挡圈槽。初选用6006型深沟球轴承，其内径为30

16、mm，宽度为13mm。初选用选用直径为30 mm的轴肩挡圈，宽度为1 mm。故III段长：L3=14mm段：直径d3=30mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×30=2.4mmd4=d3+2h=30+2×2.4=34.8mm长度取L4=5mm段：直径d5=30mm 长度L5=90mm段：直径d6=48mm 长度L6=120mm段：直径d7=d5=30mm 长度L7=L5=90mm段：直径d8= d4=34.8mm 长度L8=L4=5mm段：直径d9= d3= 30mm和III段一样初选用选用直径为30 mm的轴肩挡圈，宽度为4 mm。选用6006型深沟球轴承，

17、其内径为30mm，宽度为13mm。故段长L9=L3=17mm由上述轴各段长度可算得轴承支承跨距L=344mm（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=40mm求转矩：已知T2=482206.79N·mm求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得：=2T1/d1=2×46881.22/40=23440.61N=2T2/d2=2×482206.79/164=5880.57 N求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得：Fr=·tan=5880.57×tan200=21403.35N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=172mmn

18、 绘制轴的受力简图（如图a）n 绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=472.6NFAZ=FBZ=/2=659.9N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC1=FAyL/2=472.6×172×=81.3N·m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=659.9×172×=113.5N·mn 绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(81.32+113.52)1/2=139.6N·mn 绘制扭矩图（如图）转矩：T= TI=46881.22N·mm=

19、26.4N·mn 校核危险截面C的强度由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。该轴强度足够。蜗轮输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=103dA0(P2/n2)1/3=103(3.120/140)1/3=33.91mm取d=34mm2、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配 单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面

20、用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度I段：直径d1=34mm 长度取L1=34mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.07×34=2.38mm直径d2=d1+2h=34+2×2.3838mm,长度取L2=30 mmIII段：直径d3= d2+1=38+2=40mm 由GB/T297-1994初选用30208型圆锥卷子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。选用直径为40mm，宽度为4mm的轴肩挡圈。

21、此段长为30mm.段：直径d3=40mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×40=3.2mmd4=d3+2h=40+2×3.247mm由教材P250表11-4知蜗轮宽度故取长度L4=36-3=33mm段：直径d5=47+0.07×4753mm 段：直径d6=45mm长度L6=7mm 段：直径d7= d3=40mm由GB/T297-1994初选用30208型圆锥卷子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。长度L7=L3 =19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=59mm（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=164mm求转矩：已知T2= TI

22、I=482206.79N·mm=212.94N·m求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=2×482206.79/164=58805.61N求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=·tan=58805.61×tan20°=21403.49N两轴承对称LA=LB=29.5mmn 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=945.1/2=472.6NFAZ=FBZ=/2=2597.1/2=1298.6Nn 由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=47

23、2.6×29.5×=14.1N·mn 截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1298.6×29.5×=37.7N·mn 计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（14.12+37.72）1/2=40.1N·mn 绘制扭矩图（如图）n 校核危险截面C的强度由式（15-5）由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。此轴强度足够九、链及链轮的选择1、选择链轮齿数取小链轮尺数=19,由前面计算知则大

24、链轮齿数2、确定计算功率由教材P178表96查得,由教材P179图913查得,单排链,则由教材P178式(9-15)得计算功率为3、选择链条型号和齿距根据及查教材P176图9-11,可选24A-1。查教材P167表9-1得链条节距为P=38.1 mm。4、计算链节数和中心距初选中心距取1200mm由教材P180式916相应链节数为查得取链长节数=116节,此时查教材P180表9-7得到中心距计算系数=0.23758,则由教材P180式917得链传动的最大中心距。5、计算链速v,确定润滑方式由教材P172式91 m/s由v=1.7m/s和链号24A-1查教材P181图9-14可知采用油池润滑6、

25、计算压轴力有效圆周力为链轮水平布置时的压轴力，则压轴力为。十 滚筒轴承的选择由于滚筒处的轴承主要承受径向载荷，因此采用深沟球轴承，结构简单，使用方便。因此选用60000 GB/T2761994型轴承。十一、键连接的选择及校核计算1、连轴器与轴连接采用平键连接轴径d1=25mm，L1=62mm T1=26.4N·m查参考文献5P119选用A型平键，得：b=8 h=7 L=62即：键A8×62 GB/T1096-2003 根据教材P106式6-1得<p(110120Mpa) ,故安全2、电机与连轴器连接采用平键连接轴径d3=28mm L3=62mm T=23.6N

26、3;m查参考文献5P119选用A型平键，得：b=8 h=7 L=62即：键8×62 GB/T1096-2003<p(110120 Mpa) ,故安全3、输出轴与蜗轮连接用平键连接轴径d2=47mm L2=31mm T=222.4N.m查参考文献5P119选用A型平键，得：b=14 h=9 L=31即：键14×31GB/T1096-2003根据教材P106（6-1）式得<p (110120Mpa),故安全十二、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，低速

27、级齿轮浸入油面高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。2、卷动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V1.52m/s所以采用飞溅润滑。3、密封轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。十三、箱体的结构设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面

28、粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油

29、进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖

30、与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离>1.215齿轮端面与内机壁距离>10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）十四 设计小结经过二周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方