蜗轮蜗杆齿轮减速器设计说明书

1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目：蜗杆 - 齿轮二级减速器学院（系）： 机械工程学院年级专业：学号：学生：指导教师：目录.111 性能参数及工况12 电动机型号选择131. 各轴转速32. 各轴输入功率33. 各轴输入转距341 蜗杆蜗轮的选择计算42斜齿轮传动选择计算8131.初步确定轴的结构及尺寸132 3 轴的弯扭合成强度计算17212222232424.24.2829设计及计算过程一 .传动方案的拟定本设计要求设计一台应用于带式输送机上的二级减速器，原动机为三相异步电动机，工作机为卷筒。输送机多用在室，选用闭式齿轮传动，对于传动比较大的减速器，利用蜗轮蜗杆的大传动比可以使减速器尺寸结

2、构紧凑，为提高承载能力和传动效率将蜗轮蜗杆传动布置在高速级，低速级用斜齿轮传动，可提高减速器的平稳性。初步估算蜗杆分度圆圆周速度， v 45 m/s，采用蜗杆下置。整体结构如图 1所示：图 1 减速器机构简图二电动机的选择及传动比确定1性能参数及工况运输机皮带牵引力：F=2287N运输机皮带作速度：V=0.31m/s滚筒直径： D=0.41m使用地点：室生产批量：大批载荷性质：平稳使用年限：五年一班结果F=2287NV=0.31m/sD=0.41m2电动机型号选择根据室外使用条件，选择Y 系列三相异步电动机。运输机所需工作功率：FV2287 0.31P0.709KwwPw=0.709Kw100

3、01000联轴器效率1=0.99 ，轴承效率2=0.99 ，一对斜齿轮啮合传动效率 3=0.97，蜗轮蜗杆啮合传动效率4=0.8，卷筒的效率 5=0.96可得减速器总效率为240.7014总 =0.7014总123 4 5电动机所需功率w 0.709电=1.01KwP1.0108KWPP电总0.7014卷筒轮转速卷60 100060 1000 0.3114.45 / min n 卷 =14.45nV360rDr/min蜗杆齿轮减速器总传动比合理围为:i 总 =6090所用电机转速围n电n卷 i总14.45（60 90） 8671300.5(r / min)选取 Y100L-6型号的电机，主要性

4、能参数如表1：表 1 Y100L-6型电机性能参数电动机型号电动机额定功同步转速满载转速起动转矩最大转矩Y100L-6型号率（ Kw ） （ r/min ）（ r/min ）额定转矩额定转矩0n =1000Y100L1.510009402.02.2r/min-6mn =940r/min总传动比为i总n额94065.05i 总 =65.05n卷14.45齿轮传动比 i 2=（ 0.040.07） i 总，所以齿轮传动比围为i齿（0.04 0.07）65.052.602 4.5535根据i总i 齿i蜗，则 i蜗i总 /i齿14.29 25，蜗i 蜗 =20杆取两头，则传动比在1532 围 。 可

5、取 i蜗=20，i 齿 =3.25i齿i总 / i蜗65.05 / 203.25三运动和动力参数的计算设电机轴为0 轴，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n0=n1=nm =940 r / minn2=nm / i 1= 940/20= 47 r / minn3=n4=n2 / i2 = 47/3.25= 14.45r / min2.各轴输入功率：P0=1.0108KwP1=P01=1.0108 ×0.99=1.00KwP2=P124=1.00 ×0.99 ×0.80=0.79KwP3=P223=0.79 ×0

6、.99 ×0.97=0.76KwP4=P312=0.76 ×0.99 ×0.99=0.75Kw3.各轴输入转距：T0=9550×P0 /nm=9550×1.0108/940=10.27 N· mT1=9550×P1 /n1 =9550×1.00/940=10.17 N·mT2=9550×P2 /n2=9550×0.79/47=161.04 N·mT3=9550×P3 /n3 =9550 ×0.76/14.45=502.99 N·mT4=9550&

7、#215;P4 /n4 =9550×0.74/14.45=492.99 N· m表 2运动及动力参数轴号功率 P（Kw ） 转矩 T(N ·m)转速 n传动比 i（ r/min)电机轴1.010810.27940-1 轴1.0010.17940202 轴0.79161.04473.253 轴0.76502.9914.45卷筒轴0.75492.9914.45-四传动零件的设计计算1蜗杆蜗轮的选择计算（ 1）选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度等级n1 =940r / minn2 =47r/ minn3 =14.45r/ minP1=1.00KwP2=0.79KwP3= 0.

8、76KwP4= 0.75KwT0 =10.27N· mT1 =10.17N· mT2 =161.04N· mT3 =502.99N· mT4 =492.99N· m蜗轮计算公式和有关数据皆引自机械设计第 102 页 113页考虑到蜗杆传递功率不大，速度不高，故蜗杆选45 号钢，调质处理， HB=240 ，选用普通的阿基米德蜗杆。初步估计蜗杆相对滑动蜗杆材料用速度45 钢，蜗轮v 5.2 104 n 3T选用铸造锡s12青铜5.2 10 43 161.04 2.66m / s940m / sZCuSn10Pl故蜗轮齿冠选用铸造锡青铜ZCuSn10

9、Pl ，砂型铸造 b=220MPa ， 蜗 杆 传 动 精 s=140MPa。蜗轮轮心选用 Q235，砂模铸造。度 8 级选用 8 级精度。Z1=2（ 2）确定蜗杆头数和蜗杆齿数Z2=40根据蜗轮蜗杆传动比i1=20 ，选取蜗杆头数Z1=2 ，则蜗轮齿数Z 2=i 1· Z 1=2×20=40（ 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3ZE2m q9.47cos kT2 ( Z2H)载荷系数 K=K A · K · K V =1 x1.05 x1=1.05查机械设计课

10、本表 7-6得载荷平稳 K A=1，设载荷为变载荷，则K=1，设蜗轮圆周速度v2 3m/s， K V =1.05查机械设计课本表 7-7得 9.47cos=9.26弹性系数 ZE= 155MPa由表 7-9 得应力循环次数N=60nt=60 ×47×300×8×5=4.17 ×1070.81070.8 220 8107147.23MPaHb 84.17 107N将数据代入上式可得1552m3q9.261.05 161.0391084.63mm340147.23查机械设计课本表7-4，取m3q=1000mm3， m=5，d1 =40mm，q=8K

11、=1.05KA=1K =1.05Kv=1ZE=155MPaH 147.23MPam3q=1084.63 mm3， m=5，d1 =40mm ， q=8(4).计算蜗轮圆周速度、相对滑动速度、传动效率蜗轮圆周速度n2mZ 2475400.492m / sv2100060100060相对滑动速度vsv20.4922.028m / ssinsin14.04Z12其中arctanarctan14.04q8啮合效率tantan14.040.8383tan(v)tan(14.042.57 )=0.82其中当量摩擦角v 由 V s 查机械设计课本表7-10 得搅油效率2 取为0.99，滚动轴承效率3 取为0

12、.99/对。总效率 = 1 2 3=0.8383× 0.99× 0.99=0.82(5)复核 m3qm3q9.47cos kT2 ( Z2 ZE H )220.821550.840 147.231112.43mm31000mm3（ 6）计算中心距蜗轮分度圆直径d 2mZ2540200mmd 2 =200mm传动中心距a11 (d1 d 2 )40 200120mm=120mma122（ 7）校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度蜗轮齿根抗弯校核公式F1.64KT2YFY F d1 d2 mK 、 T2、 m、和 d1、 d2 同前，当量齿数Zv=Z 2/cos3 =41.52查机械设计课

13、本表7-8 得齿形系数 YF1.76螺旋角系数Y1=114.04=0.8997140140许用弯曲应力计算公式(0.250.089106Fsb )N 2其中 s140MPab220MPaN 260 n2 t260478300 5 12.35 107将数据代入许用弯曲应力计算公式得(0.25s 0.089106Fb )N29106(0.251400.08220)12.3510 730.80MPa齿根弯曲应力1.641.05161.041.760.8997F40200510.98MPa<30.80MPa蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度。(8)热平衡核算减速器润滑油工作油温1000 P (1)1tt0

14、K d A其中室温 t0=20 ， =0.82 ， P1=1.0Kw ，考虑到减速器用于室外取 Kd=15W/ （m2 ·）箱体散热面积1.751.75A0.33a0.331200.45m2100100则工作油温为t20 1000 (10.82)1.046 C80 C150.45YF =1.76Y0.8997F30.80MPa蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度油温满足温度要求。（ 9）计算蜗杆传动其他尺寸齿顶高ha1ha m155mm全齿高h12ha mc m2150.2511mm1）、蜗杆dd2h m402 1550mm齿顶圆直径a11a齿根圆直径df 1d 12ham2c m4021520

15、.2528mm蜗杆螺旋部分 b12mZ 212 5401 64.03mm取 b1=64mm蜗杆轴向齿距Pm3.14515.7mmx蜗杆螺旋线导程PaZ1 Px215.731.4mm2）、蜗轮喉圆直径da 2d 22mha20025 1210mmdd12m(hac )齿根圆直径f 2200251.2188mm蜗轮外径de 2da2m2105215mm喉圆母圆半径rg 2ada 21202102215mm齿宽 b22m(0.5q1)25(0.58 1)35.3mm取 b2 35mm2斜齿轮传动选择计算油温满足温度要求ha 15mmh111mmda150mmdf 128mmb164mmPx 15.7

16、mm Pa 31.4mmda 2210mmdf 1188mmde 2215mmrg 215mmb235mm（ 1）选择材料、热处理方式及精度等级齿轮计算公式和有关数对于一般动力传递， 选用 8 级精度斜齿轮， 小齿轮材料为45 钢， 据皆引自机调质处理，齿面硬度为HB3 =240，大齿轮材料为 45 钢，正火处理，械设计第齿面硬度为 HB 4=200， HB 3-HB 4 =40，热处理方式合适。75 页 100 页（ 2）初步确定大小齿轮齿数根据小齿轮齿数推荐围2040，取 Z3=30 ，则大齿轮齿数为Z4iZ33.2530 97.5 取 Z =98 ，则实际传动比为24Z 498u3.27

17、Z 330传动比误差u i 23.27 3.25100%0.51%i 23.25在允许的围。(3)初算传动主要尺寸对于闭式软齿面齿轮，按接触疲劳强度设计32KT 2 u12d3ZHZEZ ZudH1)确定载荷系数查机械设计课本表6-4，考虑微振工况取 K A=1查机械设计课本图6-11b 取K V =1.01初步取螺旋角=15,端面重合度1.88 3.2 11cosz3z411cos15 1.681.88 3.29830轴向重合度b sind Z 3130mntantan15 2.05其中d 查机械设计课本表6-7 取d 0.8总重合度3.73查机械设计课本图6-13 取K1.45查机械设计课

18、本图6-17 取K1.12 则Z3=30Z4=98u3.27KA=1KV =1.011.682.053.73K1.45KKAKVK K1 1.01 1.45 1.121.642)材料的弹性系数K1.12查机械设计课本表6-5 得 ZE =189.8MPaK1.643)节点区域系数Z =189.8由 =15，查机械设计课本表6-19取 Z H=2.42E4）重合度系数MPaZ4)ZH =2.42(13其中>1 ，取=1 ，则1Z0.771.685）螺旋角系数Z0.77Zcoscos150.9836）接触疲劳强度极限查机械设计课本图6-27(c)取 Hlim3=590MPaZ0.983查图

19、6-27（ b）取 Hlim4=470MPa7）计算应力循环次数N 3 60n3 jL h60471830053.38107Hlim3590MPaN3.384107Hlim4470MPaN37N3=3.38 × 10741.0410u3.25N4=1.04 × 107查机械设计课本图6-25 得接触疲劳寿命系数KHN3=1.25 ， K HN31.25KHN4 =1.38）计算接触疲劳许用应力K HN41.3取安全系数 S=1(失效概率为 1%)H 3KHN 3H lim31.25590737.5MPaH 3737.5MPaH 4KHN 4H lim41.3470611MP

20、a611H取611MPaHMPa9) 试算小齿轮分度圆直径d13221.64161.0393.251189.82.420.770.98d10.83.2561167.143mm（ 4）确定传动尺寸1）校核圆周速度vd3n267.14470.165m / s1000601000602）修正载荷系数vZ30.165 30 =0.0495m / s100100查机械设计课本图6-11b 得 K 'V1.03）校正分度圆直径33'Kv '67.141.066.92mmd3d31.01Kv4）确定模数计算法向模数m nd3 'cos66.92cos15Z3302.15mm取

21、标准值mn2.5mm5）计算中心距mnZ3 Z42.5(3098)165.64 mma2cos2cos15圆整取a=165mm6）按圆整后的中心距修正螺旋角arccos mn Z3Z4arccos2.530 9815.452a2165值改变不大，故不必对相关参数进行修正7）确定传动尺寸mnZ32.5 3077.81mmd1cos15.45ocosK 'V1.0d'3 66.92 mmm n2.5mma=165mm15.45od1 =77.81mmmn Z42.5 98254.18mmd2cos15.45ocos8)计算齿宽bdd30.877.8162.25mm圆整取 b4=63

22、mm ，b3 =70mm（ 5）校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度校核公式F 32KT2 YFa3YSa3Y YF 3bd3mnF 3YFa 4YSa4F 4F 2YFa 3YSa31）计算重合度系数Y0.750.750.6960.250.251.682）计算螺旋角系数Y1120o1 2.05 15.45o0.736120o3)计算当量齿数zV 3z330cos333.50cos3 15.45zV 4z498cos3109.44cos3 15.454) 查取齿形系数查机械设计课本图6-21 得YFa3=2.55 ，YFa4=2.185）查取应力集中系数查机械设计课本图6-22 得YSa3=1

23、.62 ，YSa4=1.826）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数查机械设计课本图6-28b 。6-28c 得 Flim3=450MPa ， Flim4=390MPa查机械设计课本图6-26 得寿命系数K FN1=K FN2=17）计算弯曲疲劳许用应力d2 =254.18mmb3 =70mmb4 =63mmY=0.696Y=0.736zV3=33.50zV4=109.44YFa3=2.55YFa4=2.18YSa3=1.62YSa4=1.82Flim3450MPaFlim4390MPaKFN1 =K FN2 =1 F =K FN · Flim/S取安全系数S=1(取失效概率为1%) 则F

24、31 450450MPa F4 1 390 390MPa8）计算弯曲应力F 321.64161.042.551.620.6960.7367077.812.575.62MPaF 3F 475.622.181.8272.63MPaF 42.551.62齿根弯曲疲劳强度满足条件。（ 6）计算齿轮传动其他尺寸mn2.5端面模数 mt2.59 mmcoscos15.45齿顶高haha mn1 2.52.5mm齿根高hf(hac )mn1.25 2.5 3.125mmS=1F3 450MPa F4 390MPa齿根弯曲疲劳强度满足条件mt 2.59mm ha 2.5mmhf3.125mm齿顶隙 cn0.2

25、52.50.625mmc0.625mmc mda 3 82.81齿顶圆直径da 3dd32ha77.81 2 2.5 82.81mmmmd42h254.1822.5 259.18mmda 4259.18a 4amm齿根圆直径df 3d32hf77.8123.12571.56mmdf 371.56df 4d 42hf254.18 23.125247.93mmmm五轴的设计和计算df 4247.93mm1.初步确定轴的结构及尺寸（ 1）蜗杆轴设计及计算轴的计算公下图是蜗杆轴与蜗杆材料一致选择45 号钢调质处理， HB=240 ， 式 和 有 关 数考虑到蜗杆为下置，有轴向力，所以选用一对角接触轴承

26、，一个深据皆引自机沟球轴承，一端固定，一段游动，稀油润滑，橡胶密封。轴的结构械设计第设计如下图137页 第157 页轴的材料选用常用的45钢，调质处理图 2 蜗杆轴的结构设计1）初算轴头按需用切应力初算d1d cpnd1 段直接与电机相连，不受弯矩，查机械设计课本表10-2d =18mm1取 c=112 则1l =42mm31.00d1 11211.43mm940d =20mm2轴颈上有单键，轴颈虚增大3%， d1=11.4 ×1.03=11.74（l 2 =40mm ）考虑到蜗杆轴刚度较小，需增大轴径，取d1=18mm查机械设计指导手册126 页选取 LT2 型联轴器l=42mmd

27、 =25mm132）计算 d2、 l2l3=17mm该段轴与联轴器想连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密封圈径为标准值，所以取d22需伸出端盖4=20mm ，ld =30mm1520mm ，由作图决定，作图后的l =40mm 。l =53mm243）计算 d3、 l3该段与圆螺母配合，考虑圆螺母的标准值。d =36mm5所以取 d3=25mm ， l3=17.l5=5mm4）计算 d4、 l4该段与轴承配合，所以选取d4，选取 7206C 轴承，6=30mmd =41mm长度 l 4 为两个轴承宽度 16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，l6=5mm故 l 4=53mmd7 =34mm

28、5）计算 d5、 l5l7=40mm该段主要是固定溅油板所以取d5=36 ，其厚度为10，所以取l 5=56）计算 d6、 l6该段为轴向固定溅油板，所以取d6=41mm ，长度取5mm。7）计算 d7、 l7该段为过渡段，取d7=34mm ， l7 由作图决定，取40mm。8）计算 d8、 l8该段与轴承配合，所以选取 d8=30mm ，选取 6206 轴承，长度 l 8 为轴承宽度 16mm ，考虑到还需添加套筒和溅油板，故l 8=32mm.（ 2） 2 轴设计计算选用 45 号钢调质处理，HB=240 ，轴的结构设计如图3 所示。图 3 轴 2结构设计1）初算轴头按需用切应力初算d2dc

29、pnd2 段与蜗轮配合，受弯矩，查机械设计课本表10-2 取c=112 则30.79d211228.69mm47d8 =30mml8=32mmd2 =35mml2=40mmd1 =30mml1 =55mmd3 =40mm考虑到轴上有单键， 需增大轴径 3%， d2考虑到轴承径为标准值，取 d2=35mml 2 取决于蜗轮轮毂宽度，蜗轮轮毂宽度取L=1.2d 2=1.2x35=42mmd4 =35mm取 L=42mm ，考虑到轴肩定位，所以取l=42-2=40mml =67mm242）计算 d1、 l1该段轴与轴承配合，所以取d1=30mm ，选取轴承 6206，d5 =30mm考虑到脂润滑，轴

30、承侧断面距箱体壁为812mm，取 10mm，5l =42mm齿轮断面距离箱体壁取25mm，在考虑轴肩定位2mm ，所以l 1=16+10+27+2=55mm 。3）计算 d3、 l3d3 与 d2 的 过 渡 轴 肩 为 定 位 轴 肩 承 受 轴 向 力 ， 所 以 取 d3=d2 +5=40mm ， l3 的长度影响到蜗杆轴承座与大齿轮是否干涉，由作图决定。4）计算 d 、 l44d到 d过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d =344d3 -5=35mm ，长度由小齿轮宽度减去13mm的定位距离来确定， l4 =675)计算 d5， l5该段与轴承配合，取d5=30mm ， l5=4

31、2mm（ 3） 3 轴设计计算轴的材料选用常用的45 钢，调质处理HB=240轴的结构设计如下图d1 =45mml1=82mmd2 =48mml2=51mmd3 =50mml3=29mmd4 =55mml4=90mmd5 =60mml5=10mmd6 =55mml6=60mmd7 =50mml7=45mm图 4 轴 3的结构设计1）初算轴头按需用切应力初算d1pdcnFt=4139.31NF =1563.07Nad1 段直接与联轴器相连，不受弯矩，查机械设计课本表10-2取 c=112 则Fr =1144.04N30.76d111241.96mm14.45考虑到轴上有键槽， 需增大轴径， 取 d1=41.96× 1.03=43.22mmd段轴不受弯矩，且考虑到与联轴器配合取d =45mm11查机械设计指导手册126 页选取 LT7 型联轴器取 l1=82mm2）