燕山大学涡轮蜗杆式二级齿轮减速器机械设计课程设计

1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目： 蜗杆-齿轮二级减速器 2目录一电动机选择计算11原始数据12电动机型号选择1二总传动比确定及各级传动比分配2三运动和动力参数的计算2四传动零件的设计计算31蜗杆蜗轮的选择计算32斜齿轮传动选择计算7五轴的设计和计算111.初步计算轴径112轴的结构设计123轴的弯扭合成强度计算13六滚动轴承的选择计算16七键连接的选择18八减速器附件的选择18九润滑和密封说明191润滑说明192密封说明19十拆装和调整的说明20十一减速箱体的附加说明20十二设计小结20十三参考资料21燕山大学课程设计说明书一电动机选择计算1原始数据运输链牵引力F=2252N运输链工作速度

2、V=0.37m/s滚筒直径 D=0.36m2电动机型号选择运输链所需功率，取 取1=0.99（联轴器）,2=0.97（齿轮） ,3=0.8（蜗轮）,4=0.98（轴承）则传动装置总效率 a=1×2 × 3× 4=0.7电动机功率 Pd=Pw / a=0.87/0.70=1.24kW卷筒轮转速 蜗杆齿轮减速器推荐传动比为=1560故电动机转速可选范围=×n=(1560)×19.6=2941176 r / min 则符合这一范围的同步转速为 1000/min， 综合考虑选电动机型号为Y100L-6，主要性能如下表：电动机型号额定功率（Kw）同步转速

3、（r/min）满载转速（r/min）Y100L-61.510009402.02.2二总传动比确定及各级传动比分配 总传动比为 ；齿轮传动比i2=（0.040.07）=1.923.36，取i2=2.5；则蜗杆传动比，取 三运动和动力参数的计算 设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。1.各轴转速：n1= nm =940 r / minn2=/ i2= 940/20= 47 r / minn3= / i3= 47/2.5=18.8r / min2.各轴输入功率： P1=Pd×01=1.24×0.99=1.23kW ×=1.23×0.8

4、5;0.98=0.96kW =0.96×0.97×0.98=0.91kW =0.91×0.99×0.98=0.88kW3.各轴输入转距： Td=9550×Pd/nm=9550×1.24/940=12.6N·m T1=Td×01=12.6×0.99=12.47 N·m T2=T1×i1×12=12.47×20×0.98×0.8=195.5N·m T3=T2×i2×=195.5×2.5×0.97

5、15;0.98=464.6 N·m T4=T3×=464.6×0.98×0.99=450.75 N·m运动和动力参数计算结果整理于下表：轴号功率P（Kw）转矩T(N·m)转速n（r/min)传动比i效率电机轴1.2412.69401.000.99轴1.2312.47940200.784轴0.96195.5472.50.95轴0.91464.618.81.000.97卷筒轴0.88450.7518.8四传动零件的设计计算相对滑动速度V=2.8m/s1蜗杆蜗轮的选择计算(1).选择蜗杆的传动类型 根据GB/T 100851988的推荐,采

6、用渐开线蜗杆(ZI)。(2).选择材料、精度等级和蜗杆头数 材料：蜗杆 :45钢，调质处理；蜗轮：铸铝青铜ZcuAl9Fe4Ni4Mn2，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。精度等级：初选取8级蜗杆头数：z1=2（由i=20取） 则z2=iz1=40传动比误差为 (3).按齿面接触疲劳强度进行计算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。计算公式  查表得：9.47cos=9.26 确定载荷：K=KA·K·KV中等冲击 KA=1载荷平稳 K=1预估v23m/s，取Kv=1.05则K=1.25×1.1&

7、#215;1.05=1.155 作用在蜗轮上的转距T2 =1.96×105N·mm 查表得 ZE=155 查表得 b=400MPa 应力循环次数：则 计算m3qm3q9.26×1.05×1.96×105×()2=595查表取 m3q=640则 m=4，d1=40mm，q=10(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 中心距mm变位系数为 蜗杆头数z1=2，直径系数q=10；齿顶圆直径 ；分度圆导程角= ；蜗杆轴向齿厚 6.28mm 蜗轮蜗轮齿数 z2=40；蜗轮分度圆直径 d2=m×z2=4×40=160mm蜗轮齿顶

8、圆直径 da2=d2+2×ha2=160+2×4=168mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2×hf2=160-2×4×（1+0.25）=150mm 确定精度等级 故初选8级精度等级合适。 复核m3q滑动速度：查表取 啮合效率取搅油效率为2=0.99，滚动轴承效率为3=0.99则总效率为=1·2·3=0.844则误差 故无应力问题，不必再做修正。(5).校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 zv=z2/cos3=42.5由此，查表可得齿形系数YF=1.72。 螺旋角系数 Y=1-/140O=0.92 许用弯曲应力 弯曲应力 满足弯曲

9、强度。(6).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/T 100891988 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 100891988。(7).热平衡核算。其中t0=20，=0.844，P1=1.23Kw，取Kd=15W/（m2·）箱体面积 则工作油温为 满足温度要求。2斜齿轮传动选择计算(1).选精度等级、材料及齿数运输机一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。材料选择。选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS。 合适选小齿轮齿数z1=25，大

10、齿轮齿z2=63 选取螺旋角。初选螺旋角=10o。 齿宽系数 取(2).按齿面接触疲劳强度设计1) 确定小齿轮分度圆直径 确定公式内各计算数值a.使用系数 查表取 KA=1.25b.动载系数 预估v=4m/s，则vZ1/100=1m/s 查图取 KV=1.07c.齿间载荷分配系数端面重合度 轴向重合度 总重合度 查图取 d.齿向载荷分布系数 查图取 K=1.18 则K=KA·KV·K·K=2.24e.材料的弹性影响系数 查表得 ZE=189.8f. 齿向区域系数 查图取 ZH=2.46g.重合度系数 h.螺旋角系数 则 i.接触疲劳强度极限查图取 Hlim1=55

11、0MPaHlim2=450MPaj. 应力循环次数 N2=N1/i=2.6×107查表得 接触疲劳寿命系数 KHN1=1.03 KHN2 =1.25k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1(失效概率为1%)则 故 计算a. 试算小齿轮分度圆直径d1b.校核圆周速度 c.修正载荷系数 vz1/100=0.05m/s 取KV=1.01，则d.校正分度圆直径2) 确定主要参数 计算法向模数 查表取标准值 mn=4mm 计算中心距 圆整取 a=180mm 修正螺旋角 将带入上述过程进行计算得mn=3.08mm<4mm故设计合理，不需再做修正 计算分度圆直径 计算齿宽 则取b1=74

12、mm，b2=67mm3) 校核齿根弯曲疲劳强度 计算重合度系数 计算螺旋角系数 计算当量齿数 查取齿形系数 YFa1=2.6，YFa2=2.26 查取应力集中系数 YSa1=1.58，YSa2=1.72 计算弯曲疲劳许用应力 F=KFN·Flim/SHa. 弯曲疲劳极限应力 Flim1=450MPa，Flim2=390MPab. 查取寿命系数 KFN1=KFN2=1c. 安全系数 SH=1 (取失效概率为1%)则 F1=1×450/1=450MPaF2=1×390/1=390MPa 计算弯曲应力故设计合理。五轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当

13、轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为： 考虑到各轴均有弯矩，取C=118，初算各轴头直径 考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配及d3必须和联轴器空相匹配，所以初定d1=22mm，d3=45mm，取d2 =35mm。2轴的结构设计 轴（蜗杆）的初步设计如下图：装配方案是：左端，甩油环、轴套、套杯、左端轴承、圆螺母止动垫片、圆螺母、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，轴套、左端轴承、圆螺母止动垫片、圆螺母依次从轴的右端向左安装。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件

14、或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（68）mm，否则可取（46）mm。轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（13）mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（13）mm，靠近轴肩处的距离应大于等于5mm。轴的初步设计如下图：装配方案是：左端，蜗轮、轴套、挡油板、右端轴承、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，齿轮、轴套、挡油板、左端轴承、端盖依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同轴。轴的初步设计如下图： 装配方案：左

15、端，齿轮、轴套、挡油板、左端轴承、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，挡油板、右端轴承、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同轴。3轴的弯扭合成强度计算由轴装轴承处轴的直径d=50mm，查机械设计课程设计指导手册得到应该使用的轴承型号为30210E，D=90mm，B=20mm，a=20mm（轴承的校核将在后面进行）。 (1)计算大齿轮受力：转矩 T1=464.6N·m 由此画出大齿轮轴受力图，见b图（1） 计算轴承反力（c、e图） 水平面 垂直面 （2） 画出水平弯矩Mxy图(图d)，垂直面弯矩Mxz图(图f)和合成弯矩图（图g）。（3） 画出轴的转矩T图（图h），

16、T=99072N·mm（4） 初步分析三个截面有较大的应力和应力集中。现对面将进行安全系数校核。（5） 轴材料选用45钢调质，b=650MPa，s=360MPa，查表得疲劳极限：-1=0.45b=0.45×650=293MPa，0=0.81b=0.81×650=527MPa-1=0.26b=0.26×650=169MPa0=0.5b=0.5×650=325MPa 由式，得，（6） 求截面的应力 （7） 求截面的有效应力集中系数 因在此面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=2mm，其应力集中可由表查得D/d=54/50=1.08，r/d=2/50=0

17、.04。由b=650MPa查得k =1.67，k=1.24。（8） 求表面状态系数及尺寸系数、 查表得=0.92，=0.73、=0.78。（9） 求安全系数 设为无限寿命，kN=1则综合安全系数为 故轴安全。六滚动轴承的选择计算由于传动装置采用蜗轮-蜗杆斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用圆锥滚子轴承。现计算轴上的一对轴承的寿命。轴承型号为30210E，d=50mm，D=90mm，B=20mm，基本额定动载荷 Cr=72200N，基本额定静载荷 Cor=55200N，采用脂润滑nlim=4300r/min。1.计算内部轴向力 受力如图i查表得 S=0.7Fr（=25o，e=0.7）则 S1=N

18、 S2=N1. 计算单个轴承的轴向载荷比较S1+FA与S2的大小S1+FA=475.7+768=1243.7<由图示结构知，1轴承“压紧”，2轴承“放松”。则 Fa1=540 Fa2=1308N2. 计算当量载荷 P=fP（XFr+YFa） 查表取fP=1.5 查表得X1=1，Y1=0查表得X2=1，Y2=0则 P1=1.5(1×1056)=1584NP2=1.5(1×2903.5)=4355.25N3. 计算寿命 取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式因为是圆锥滚子轴承，取=10/3，则4. 静载荷验算 查表得X0=0.5，Y0=0.6，则P01= X0Fr1+Y0

19、Fa1=0.5×10560.6×540=852N因 P01< Fr1，故取 P01= Fr1=1056N<<C。 P02= X0Fr2+Y0Fa2=0.5×2903.50.6×1308=2236.55N<<C5. 极限速度验算查图得f11=1，f12=1，tan1=Fa1/Fr1=0.5，tan2= Fa2/Fr2=0.45 查图得f21=0.95，f22=0.98，则f11f21nlim=1×0.95×4300=4085r/min>nf12f22nlim=1×0.98×4300

20、=4214r/min>n 故选用30210E型圆锥滚子轴承符合要求。七键连接的选择轴键槽部分的轴径为22mm，所以选择普通平键键 A6×25 GB/T 1096-79轴左右两端键槽部分的轴径为40mm，所以选择普通圆头平键左端 键 A12×50 GB/T 1096-79右端 键 A1250 GB/T 1096-79轴左端键槽部分的轴径为54mm，所以选择普通圆头平键键 A1656 GB/T 1096-79右端键槽部分的轴径为45mm，所以选择普通圆头平键键 A1454 GB/T 1096-79八减速器附件的选择1. 窥视孔盖 窥视孔盖的规格为160×120m

21、m。箱体上开窥视孔处设有凸台5mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板材料为Q235A钢，用四个M8螺栓紧固。2. 通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。考虑到煤场的工作环境，选用带金属滤网的通气器。3. 启盖螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。4. 定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端

22、各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为d=8mm，长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以便于装卸。5. 吊环和吊钩 为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有环首螺钉或铸出吊环、吊钩，并在箱座上铸出吊钩。6. 油标尺 油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。7. 放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并

23、加封油圈以加强密封。九润滑和密封说明1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v<12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=62mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑,轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。2密封说明在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润滑脂。十拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为3

24、050mm时，可取游隙为。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。十一减速箱体的附加说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大

25、小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。十三参考资料1. 许立中，周玉林机械设计北京：中国标准出版社，20092. 韩晓娟机械设计课程设计指导手册北京：中国标准出版社，20083. 龚溎义，潘沛霖机械设计课程设计图册北京：高等教育出版社，20064. 成大先机械设计手册北京：化学工业出版社，20075. 邵晓荣，曲恩互换性与测量技术基础北京：中国标准出版社，2007=0.87kWa=0.7Pd=1.24kWn=19.6r/min电动机型号Y100L-6nd=1000r/minnm=940r/minia=47.96i2=2.5i1=20n1=940r/ minn2=47r/

26、minn3=18.8r/ minP1=1.23kWP2=0.96kWP3= 0.91kWP4= 0.88kWTd=12.6 N·mT1=12.47 N·m195.5N·m464.6N·m 450.75N·m蜗轮计算公式和有关数据皆引自机械设计第102页115页蜗杆材料用45钢，蜗轮用铸铝青铜ZcuAl9Fe4Ni4Mn2z1=2z2=40KA=1K=1Kv=1.05K=1.155N·mmZE=155b=400MPaN2=6.6×107m3q=640m=4d1=40mmq=10a=100x=0z1=2da1=48mmsa=6.28mmz2=40d2=160mm da2=168mmdf2=150mm zv=42.5YF=1.72Y=0.92蜗轮-蜗杆的设计合理齿轮计算公式和有关数据皆引自机械设计第75页100页z1=25z2