机械设计课程设计-蜗轮蜗杆减速器设计[F=2300V=1.8D=250]【一级】

1、 一、课程设计任务书题目：蜗杆减速器设计技术参数：带拽引力F=2.3KN；带速V=1.8m/s；滚筒直径D=250mm工作条件：工作年限：8年工作班制：单班制载荷性质：载荷性质平稳，启动过载不大于5%，单向回转；允许鼓轮的速度误差±5%；工作环境：室内全套图纸加扣 3346389411或3012250582二、传动方案的拟定与分析由于本课程设计传动方案已给：采用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。根据设计要求传动方案如下：三、电动机的选择1、电动机类型的选择按工作要求和条件，选择全封闭自散冷

2、式笼型三相异步电动机，电压380，型号选择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滚筒工作转速：按机械设计教材推荐的传动比合理范围，取一级蜗杆减速器传动比范围，故电动机转速的可选范围为： ，符合这一范围的同步转速有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=3000r/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Y132S2

3、-2。其主要性能：额定功率7.5KW；满载转速2900r/min；额定转矩2.2。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比五、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴的功率P0=P电机 =6.235 KWP=P0×联=6.173KWP=P×轴承×蜗杆=4.4KW3、计算各轴扭矩T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×6.235/2900=20.53N·mT=9.55×106PII/n=9.55×106×6.173/2900=20.33N·mT=9.55×1

4、06PIII/n=9.55×106×4.4/138.1=304.27N·m五、传动零件的设计计算Ø 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HT200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

5、齿根弯曲疲劳强度。由教材P254式(1112),传动中心距(1)确定作用在蜗杆上的转矩由于传动比i=21，故取，估取效率=0.75，则= (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=0.35从教材P253图1118中可查得=2.9。(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>45HR

6、C,可从从教材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=125mm,因i=21,故从教材P245表112中取模数m=5mm, 蜗杆分度圆直径=50mm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41;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=210mm蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径mm

7、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=;与相对滑动速度有关。从教材P264表1118中用插值法查得=0.01632, 代入式中得=0.824,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9级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T100891988。然后由

8、参考文献5P187查得蜗杆的齿厚公差为 =71m, 蜗轮的齿厚公差为 =130m;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。8.热平衡核算初步估计散热面积：取(周围空气的温度)为。六、轴的设计计算Ø 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 (6.173/2900)1/3mm=14.8mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=14.8×(1+5%)mm=15.5mm选d=20mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配

9、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=20mm 长度取L1=50mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0. 08×20=1.6mm直径d2=d1+2h=20+2×1.6=23.2mm,取d2=28mm,长度取L2=50 mmIII段：直径d3= 30mm 初选用30206圆锥滚子轴承，其内径为30mm，宽度为16mm；故III段长：L3=40mm由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×30=2.4mmd4=d3+2h=30+2×2.4=3

10、4.8mm，取d4=36长度取L4=65mm段：为蜗杆，长度L5=60mm段：直径d6= d4=36mm 长度L6=65mm段：直径d7=d3=30mm 长度L7= 34.5mm初选用30206圆锥滚子轴承，其内径为30mm，宽度为16mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=215mm（3）按弯矩复合强度计算求蜗杆轮分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知T2=304.27N·m、T1=20.33N·m求圆周力：Ft根据教材P198（10-3）式得：=2T1/d1=2×20.33/50×=813.2N=2T2/d2=2968.5N求径向力Fr根据教

11、材P198（10-3）式得：Fr=·tan=2968.5×tan200=1080.4N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=62.5mmn 绘制轴的受力简图 n 绘制垂直面弯矩图 轴承支反力：FAY=FBY=Fr1/2=540.2NFAZ=FBZ=/2=406.6N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=16.9N·mn 绘制水平面弯矩图 图7-1截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=406.6×62.5×=12.7N·mn 绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(16.92+1

12、2.72)1/2=21.1N·mn 绘制扭矩图转矩：T= TI=20.33N·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。Ø 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=115dA0(P2/n2)1/3=115(4.4/138.1)1/3=36.5mm考虑有两处键槽，将直径增大10%，则：d=36.5×(

13、1+10%)mm=40.15mm选d=40mm2、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=40mm 长度取L1=110mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.08×40=3.2mm直径d2=d1+2h=40+6.448mm,长度取L2=46 mmIII段：直径d3=50

14、mm 由GB/T297-1994初选用30210型圆锥滚子轴承，其内径为50mm，宽度为20mm。故III段长：L3=44mm段：直径d4=54mm，涡轮轮毂宽为70mm，取L4=68mm段：由教材P364得：h=0.08 d5=0.08×54=4.32mmD5=d4+2h=54+2×4.3262mm长度取L5=22mm段：直径d6=d3=50mm L6=20mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=134mm（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=205mm求转矩：已知T2= TII=304.27N·m求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2

15、/d2=590 N求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=·tan=3586.4×tan200=1370N两轴承对称LA=LB=75mmn 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=107.35NFAX=FBX=/2=295Nn 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=107.35×75×=8N·mn 截面C在水平面弯矩为MC2=FAXL/2=295×75×=22.125N·mn 计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.125

16、2）1/2=23.54N·m 图7-2n 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。此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：8×365×8=23360小时。1、计算输入轴轴承初选两轴承为圆锥滚子轴承30206型查轴承手册可知其基本额定动载荷=46.2KN基本额定静载荷=30.5KN。(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面

17、力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:（2）求两轴承的计算轴向力对于30206型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数,其值由的大小来确定,但现轴承轴向力未知,故先取e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a) 由教材P321表13-5进行插值计算,得。再计算由两次计算相差不大，所以则有e=0.225, e=0.2,=669N,=140.77N。(3)求轴承当量动载荷和因为由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =0.44, =

18、1.18对轴承2 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)h故所选轴承满足寿命要求。2、计算输出轴轴承初选两轴承为30210型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=115KN基本额定静载荷=87.2KN。(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:（2）求两轴承的计算轴向力和轴

19、承当量动载荷和由教材P321表13-5进行插值计算,得。再计算由两次计算相差不大，所以则有e=0.385, e=0.28,=1526.7N,=223.24N。(3)求轴承当量动载荷和由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =1, =0对轴承2 =1 =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)h故所选轴承满足寿命要求八、键连接的选择及校核计算1、连轴器与电机连接采用平键连接轴径d1=38mm，L电机=50mm查参考文献5P

20、119选用A型平键，得：b=10 h=8 L=50即：键A10×50 GB/T1096-2003 l=L电机-b=50-8=42mm T2=20000N·m 根据教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4×20000/10×8×42=23.8Mpa<p(110Mpa)2、输入轴与联轴器连接采用平键连接轴径d2=20mm L1=50mm T=29.48N·m查手册P51 选A型平键，得：b=6 h=6 L=45即：键A6×45 GB/T1096-2003l=L1-b=45-6=39mm h=6mmp=4T/dhl=4&

21、#215;54800/20×6×45=18.3Mpa<p(110Mpa)3、输出轴与涡轮连接用平键连接轴径d3=54mm L2=68mm T=812.49N.m查手册P51 选用A型平键，得：b=16 h=10 L=63即：键A16×63 GB/T1096-2003l=L2-b=68-16=52mm h=10mm根据教材P106（6-1）式得p=4T/dhl=4×812.49/54×10×52=78.1Mpa<p (110Mpa)4、输出轴与滚筒联轴器采用平键连接轴径d3=40mm L2=68mm T=812.49N.m查

22、手册P51 选用A型平键，得：b=12 h=8 L=100即：键A12×100 GB/T1096-2003l=L2-b=100-12=88mm h=8mm根据教材P106（6-1）式得p=4T/dhl=4×812.49/40×8×88=36.2Mpa<p (110Mpa)九、联轴器的选择及校核计算联轴器选择的步骤：Ø 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= N·m3、型号选择从GB43232002中查得LX3型弹性套柱销连轴器的公称转矩为1250N·m,许用最大转

23、速为5700r/min,轴径为3048 mm之间,故合用。十、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑因蜗杆圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高蜗杆轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，涡轮采用飞溅润滑。2、滚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。十一、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。2、注意事项（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；（2）齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于0.211mm，低速级侧隙也不应小于0.211mm；（3）齿轮的齿侧间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%；（4）圆锥滚子轴承30206、30210