单级蜗杆减速器课程设计

1、机械工程学院机械设计课程设计说明书设计题目：单机蜗轮蜗杆减速器课程设计专业：机械设计制造及其自动化班级： 13 机制姓名：学号指导教师：王利华 张丹丹2016年7 月3 日 错误! 未定义书签。1 .设计题目 12 .原始数据 13 .工作条件 14 .传动系统方案的拟订121 .选择电机 21.1 电动机的功率21.2 电动机转速的选择21.3 电动机型号的选择21.4 传动比的分配32 .计算传动装置的运动和动力参数32.1 各轴转速 32.2 各轴的输入功率32.3 各轴的转矩33 .蜗轮蜗杆的设计计算43.1 选择蜗杆传动类型43.2 选择材料 43.3 按齿面接触疲劳强度进行设计43

2、.4 确定许用接触应力 523.5 计算m di值53.7 校核齿根弯曲疲劳强度63.8 验算效率 73.9 精度等级工查核表面粗糙度的确定73.10 蜗杆传动的热平衡计算74 .轴的设计计算84.1 蜗轮轴的设计计算84.2 蜗杆轴的设计计算115 .轴承的计算155.1 计算输入轴轴承 155.2 计算输出轴轴承 166 .键连接的选择的计算176.1 蜗杆轴键的计算 176.2 蜗轮轴上键的选择177 .联轴器的校核187.1 蜗杆轴联轴器的校核 187.2 蜗轮轴联轴器的校核 188 .减速器箱体结构设计188.1 箱体结构形式和材料 188.2 箱体主要结构尺寸 188.3 减速器的

3、附件209 .润滑和密闭说明 219.1 润滑说明 219.2 密封说明 22三、设计心得23参考文献 23K =1Ka=1.15Kv =1K =1.15Z1 =2Z2=29'h =268MPaN 1.46044 108Khn= 0.72H =191.69 MPam=8蜗杆蜗轮B=64mmvs=3.03m/s蜗轮轴蜗杆轴蜗杆轴采用30305型圆锥滚子轴承Cr=46.8KN蜗轮轴采用30313型 圆锥滚子轴承Cr=152KNCor=188KN联轴器与轴的周向定 位采用双圆头平键连接 联轴器与轴的周向定、设计任务1 .设计题目设计用于带式输送机传动装置的单级蜗杆减速器2 .原始数据输送带工

4、作拉力F=2400N输送带速度V=0.8m/s；卷 筒直径D=300mm3 .工作条件班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用期限 10 年，小批量生产；允许输送带速度误差为± 5%;生产条 件是中等规模机械厂，可加工78级精度的蜗杆及蜗 轮，动力来源是三相交流电(220V/380V)。4 .传动系统方案的拟订如图1所示设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机一一联 轴器一一减速器一一联轴器一一带式运输机。优点是位采用双圆头平键连 接蜗轮轴上蜗轮与轴的 周向定位采用双圆头 平键连接电动机与蜗杆轴之间 的联轴器型号为LX1 蜗轮轴与卷筒轴之间的 联轴器型号为LX4 蜗杆圆周速度为传动比较大，结

5、构紧凑，传动平稳，噪音小，适合于 繁重及恶劣条件下长期工作。缺点是效率低，发热量 较大，不适合于传递大功率。二、设计计算1 .选择电机1.1 电动机的功率由以知条件可以计算出工作时所需的有效功率查阅参考文献【2】中表2-2可知联轴器效率1=0.99滚动轴承效率 2 =0.98双头蜗才f效率3=0.8卷筒效率4 0.96传动系统总效率门总=1 * 12 * 23 * 34 =0.70式中：12= 2* 3=0.98X0.8=0.78232* 1 0.98 X 0,99=0.97工作时所需电动机功率为1.2 电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速为50.93r min60* 1000v60*100

6、0* 0.8 ,.nwr/mimD 3.14* 3001.3 电动机型号的选择选取同步转速为750m/s的电动机，根据工作条 件，查阅参考文献【2】中表16-1可知，应选择的电 动机型号为Y132M其主要性能参数为额定功率Pm 3kW满载转速nm 710rmn1.4传动比的分配总传动比in71013.9414nw 59.32.计算传动装置的运动和动力参数2.1 各轴转速蜗杆轴n1=710r/min齿轮轴n2=710/14=50.71r/min卷筒* 由n3= n2=50.71r/min2.2 各轴的输入功率蜗杆轴p 1= Pr* 1 2.74* 0.99 3.713KW齿轮轴p 2=P1* 1

7、2 2.713*0.78 2.116KW滚筒*由 p3=p2 * 23* 34 2.116* 0.97* 0.94 1.929KW2.3 各轴的转矩电机输出转矩pTd =9550PL =9550* 2.74/710N M36.855N Mnm蜗杆输入转矩T1 = 9550且 9550* 2.713/710N M 36.492N M蜗轮输入转矩T2 =9550 艮 9550* 2.116/50.71N M 398.497N M n2滚筒输入转矩P3T3 = 95509550* 1.929/50.71N M 363.28N M%将以上算得的运动和动力参数列于表1表1功率p(kw)转速n(r/min

8、 )转矩T(n m电动机轴371036.855蜗杆轴3.71371036.492蜗轮轴2.11650.71398.497滚筒*由1.92950.71363.283.蜗轮蜗杆的设计计算3.1 选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐,米用渐开线蜗杆 (ZI)。3.2 选择材料考虑到蜗杆传动功率/、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。3.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设

9、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。由式 确定作用在涡轮上的转距由前间可知T2=398.497N - m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；由参考文献【1】表11-5取使用系数KA=1.15由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数Kv=1,则K=K KA KV=1.15确定弹性影响系数Ze1因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 ZE=160MPa2确定蜗杆齿数Zi和蜗轮齿数Z2由参考文献【1】表11-1 ,初选蜗杆头数为zi=2蜗轮齿数为z2 = i * Z1 28 ,由于Z1与z2之间尽量要互为质数，取Z2 29。3.4确定许用接触应力根据蜗轮

10、材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC灯从参考文献【11 '中表11-7查得蜗轮的基本许用应力H =268MPa应力循环次数假设减速器每天工作16小时，每年按300工作日计， 则寿命为十年时Lh, 300*16*10 48000h应力循环次数 N=60j n2 Lh =60X 1 X 50.71 X48000 1.46044 108寿命系数KHN1071.46 1080.72H = KHNh =0.72* 268 MPa =191.69 MPa3.5计算m2d1值23480233m d1 1.15 398.497 10() mm 3416.73mm29

11、 191.69因乙=2,从参考文献【1】表11-2中取模数m=8蜗杆分度圆直径d1 80mm,分度圆导程角 11 18'36''蜗杆与蜗轮主要几何参数小 1、wdi d2808* 29“八中心距 a mm 156mm22蜗杆轴向齿距Pa m 3.14* 8 25.13mm直径系数q曳80 10m 8齿顶圆直径da1 d1 2ham 80 2 1 8 86mm齿根圆直径 df1 d1 hf1 d1 2m(ha c) 60mm蜗杆凶竟b111 0.1z2 m 11 0.1 29 8 25 136.5mm取 b1 136.5mm导程角11 18'36'1蜗杆轴

12、向齿厚sa - m 0.58mm 12.57mm2蜗轮蜗轮齿数z2 29分度圆直径d2=mZ2=8 29 232mm蜗轮喉圆直径da2 d2 2ha2 232 2 1 8mm 248mm齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径1 .-1rn2a da2156248mm32mmg22 a22蜗 轮宽度 B 0.75da1 0.75 86mm 64.5mm 取B=64mm3.7校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数Zv2zZ3293 30.76cos(cos11.31 )根据Zv2 30.76 ,从参考文献【1】中可查得齿形系数2.43YFa2因为 11 18'36'' 11.31螺旋角系数 Y

13、=1-0=1-112匚=0.9192 14001400许用弯曲应力f f, Kfn从手册中查得由ZCuSn10P制造的蜗轮的基本许用弯(曲应力 f =56MPa寿命系数Khn 0.72f =0.72 X56MPa =40.32 MPa31.53 1.15 398.497 1080 232 82.43 0.9192MPa10.5048MPa故弯曲强度是满足的3.8验算效率已知 11 18'36'' , v arctan fv； fv与相对滑动速度vs有关Vs =d1n160 1000 cos11.310=3.03m/s由参考文献【1】表11-18可得fv =0.027,v

14、 1.15代入式中可得(0.830.84),大于原估计值，因此不用重算。3.9 精度等级工查核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/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度 选才¥8级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项 目及表面粗糙度，此处从略。详细情况见零件图。3.10 蜗杆传动的热平衡计算蜗杆传动的热平衡校核公式：其中：蜗杆传递的名义功率P 2.713kW蜗杆传动的总效率0.84 1箱体散热系数(W/m2 C),d (8.15 17.45) W/m2 C ,取 d 13W/m2 C

15、箱体散热面积S 1.2 m2周围空气的温度片20 C润滑油工作温度的许用值一般取60 70 c ,取t 60 C代入上述数据，得t 20 1000 2.713 (1 0.84) c 47.83C t,符合 13 1.2要求。4.轴的设计计算4.1 蜗轮轴的设计计算4.1.1 选择轴的材料及热处理选用45钢，调质处理。4.1.2 求作用在蜗轮上的力 , _3左山L2T， 398.497 2 103 M轴向力 Ft2N 3435.32Nd22322i-l tantan20径向力 Fr FtFt 1275.12NcosCOS11.31圆周力4.1.3初步确定轴的最小直径根据参考文献【1】表15-3,

16、取Ao 112，由输出的最小轴径显然是安装联轴器处的直径d-为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选 取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca KaT2,查参考文献【1】14-1 ,考虑转矩变化很小，故取Ka=1.5,则由参考文献【2】表13-9,选用LX3型弹性柱销联轴 器,联轴器孔径d 40mm,故取，由于键槽的存在，故将直径增大10% 取d1 (1 0.1) 40 44 mm则重新选择联轴器LX4, d1 45mm联轴器与轴配合的长度为84mm,为了保证轴端挡圈 只压在联轴器上而不压在轴的端面，故取第一段长度 为 L1 82mm。装配方案：右端从左到右依次安装甩油环， 滚动轴 承，

17、端盖。左端从右到左依次安装蜗轮、套筒、甩油 环，滚动轴承、端盖和联轴器。图2确定轴的各段直径和长度1 段：由上得 d1 45mm, L1 82mm;2段：为满足联轴器要求，两段轴之间要有定位轴肩， 则d2 45 2 3.5 52mm,考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便，取L2 25 25 50mm3段：由于轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故 选轴承为圆锥滚子轴承，由于d2 52mm查参考文献【2】表12-3,所选轴承型号为30311。其 尺寸为贝U d3 55mm甩油盘的长度为12mm取齿轮距箱体内壁之间的距离为 18mm,则第三段轴的长度为L3 18mm 12mm 31.5mm 61.

18、5mm4段：查参考文献【2】表12-3知该型轴承的定位轴 肩高度为h 5mm，则d4 d3 2h 65mm，该段与蜗 轮接合，蜗轮轮毂L4 1-5d4 1-5 65 97.5mm,为了 使套筒能可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度， 故取 L4 95mm。5段：轴肩高度为h (23)R,由轴d4 65mm得R 2mm 故取 h 6mm 则 d5 77mm L5 12mm。6 段.d6 d3 55mm L6 36 12 48mm。轴的圆角半径R 2mm,轴端倒角为C2o先确定轴的支点位置，查参考文献【2】表12-3得, 对于30311型轴承，a 25mm，则轴的支承跨度为l2 l3 84mm

19、82.5mm 166.5mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图 3所示图3从轴的结构图和弯矩图中可以看出涡轮中心截面C为轴的危险面。现计算截面 C处的各数值对水平面H对垂直面V总弯矩M1'142983.5982 932822 170721.523N mm扭矩为 T T2 398.497N m进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭 矩的截面的强度 经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力，取 0.6,Mi2 ( T3)2 caW6.44MPa轴的计算应力为,170721.5232 (0.6 398497)20.1 773MPa以选定轴的材料为45钢，调质处理。由参考文献【11表

20、15-1查得1=60MPa ,因此ca1 ,故安全4.2蜗杆轴的设计计算4.2.1 选择轴的材料及热处理选用45钢，调质处理。4.2.2 求作用在蜗杆上的力轴向力 Ft 2Tl 912.3N di径向力 Fr Ft tan 338.67N cos圆周力 Fa Ft tan18246N4.2.3 确定轴的最小直径根据参考文献【1】表15-3,取Ao 110,由的最小轴径显然是安装联轴器处的直径d1最小轴径显然是安装联轴器处的直径 d1 ,为了使所选 的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca KaT2,查参考文献【1】14-1 ,考虑转矩变化很小，故取Ka=1.

21、5,则由参考文献【2】表13-9,选用LX1型弹性柱销联轴器,联轴器孔径d 19mm,故取d1 19mm,联轴器与轴配合的长度为30mm,为了保证轴端挡圈只压在联 轴器上而不压在轴的端面，故取第一段长度为L1 25mm。装配方案：右端从左到右依次安装套杯、滚动轴承, 挡圈，止动垫圈，圆螺母，端盖，左端从右到左依次 安装套杯、滚动轴承、挡圈，套筒，端盖和联轴器。123 4 5 一一gg 10图4确定轴的各段直径和长度1 段：由上得 di 19mm, Li 25mm;2段：为满足联轴器要求，两段轴之间要有定位轴肩， 轴肩高度为h （2 3）R ,由轴di 19mm ,查参考文献【1】表14-2，得

22、R 1mm,故取h 2mm ,则 d2 21mm考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方 便，端盖与联轴器间的距离为25mm再初选套筒长度 为 20mn®（ L2 25 20 45mm3段：由于轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故 选轴承为圆锥滚子轴承，由于d2 21mm杳参考文献2表12-3,所选轴承型号为30305.其尺寸为d D T 25mm 62mm 18.25mm则d3 25mm，选取该段长度为L3 21mm4段：查参考文献【2】表12-3知该型轴承的定位轴肩高度为h 4mm，则d4 d3 2h 33mm，取该段长 度为 10mm L4 10mm。5段：5段轴的直径与3段轴的直

23、径相同，即 d5 d3 25mm 取该段长度为L5 40mm6段：其长度与蜗杆齿宽一致，取 L6 136.5mm,d6 80mm。7段：该段轴的直径与5段轴的直径相同，即 dy d5 25mm 取该段长度为L7 40mm33mm8段：该段轴与4段轴一致，d89段：该段轴与4段轴一致d9 25mm, L9 21mm10段：该段安装止动垫圈和圆螺母，取 d10 20mmL10 20mm轴的圆角半径R 2mm ,轴端倒角为C2o先确定轴的支点位置，查参考文献【2】表12-3得，对于30305型轴承a 13mm,则轴的支承跨度为l2 l3 124.25mm 124.25mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩

24、图和扭矩图，如图5所示按弯扭合成应力校核轴的强度扭矩为T Ti 36.492N m图5从轴的结构图和弯矩图中可以看出截面C为轴的危险面。现计算截面C处的各数值对水平面H对垂直面V总弯矩M1、6032583752 187451152 63171.09N mm进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭 矩的截面的强度 经判断轴所受扭转切应力为脉动循 环应力，取 0.6,轴的计算应力为1.35MPa,M 2 ( T )2657076572 厂(0.6-364922ca30.1 803以选定轴的材料为45钢，调质处理。由参考文献【11表15-1查得 J=60MPa ,因此ca i ,故安全。5.轴承的

25、计算5.1 计算输入轴轴承初选两轴承为30305型圆锥滚子轴承，查参考文 献【2】表12-3,可知其基本额定动载荷Cr=46.8KN基本额定静载荷 &48.0KN , e 0.31, Y 2,受力分析如图6所小图6由以上计算结果可知FrH1 456.15N FrH2 456.15N则派生轴向力为再求轴承的当量动载荷P和P2由参考文献【1】表13-5可知对轴 1: X11Y10对轴 2: X2 0.4 Y2 1.9因轴承运转过程中有中等冲击，由参考文献【1】表13-6 得 fd 1.21.8,取 fd 1.4则验算轴的寿命以为P1 P2所以按轴承2的受力大小验算减速器的设计寿命为Lh,

26、48000hLh Lh',故所选轴承寿命满足要求。5.2 计算输出轴轴承初选两轴承为30311型圆锥滚子轴承，查参考文 献【2】表12-3,可知其基本额定动载荷Cr=152KN«本额定静载荷Cor=188KN e 0.35, Y 1.7,受力分析如图7所示图7由以上计算结果可知则派生轴向力为再求轴承的当量动载荷P和P2因为 Fa1 0.29 eFr1由参考文献【1】表13-5可知对轴 1: X1 1 丫 0对轴 2: X2 0.4 Y2 1.7因轴承运转过程中有中等冲击，由参考文献【1】表13-6 得 fd 1.21.8,取 fd 1.4则验算轴的寿命以为P1 P2所以按轴承

27、2的受力大小验算减速器的设计寿命为Lh, 48000hLh Lh',故所选轴承寿命满足要求。6.键连接的选择的计算6.1 蜗杆轴键的计算联轴器与轴的周向定位采用双圆头平键连接，按d1 19mm,由参考文献【1】表6-1查得平键截面b h 6mm 6mm ,键槽用键槽铳刀加工，长L 20mm。普通平键连接的强度条件为由上得l L b 14mm查参考文献【1】表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用压力为 100MPa 120MPa ,故取 p 120MPa ,pp7满足pp ,该键满足要求。p p6.2 蜗轮轴上键的选择蜗轮轴上蜗轮、联轴器与轴的周向定位都采用双圆头平键连接。按d1 45mm

28、 , d465mm由参考文献【1】表6-1查得平键截面b1 h1 14mm 9mm, b2 h2 18mm 11mm键槽用键槽铳刀加工长L1 70mm； L2 80mm普通平键连接的强度条件为、l色土曰400054clnac计算得 p119.05MPap 4.5 56 45查参考文献【1】表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用压力为 100MPa 120MPa ,故取 0 120MPa ,p7满足plp2该键满足要求。7 .联轴器的校核7.1 蜗杆轴联轴器的校核电动机与蜗杆轴之间的联轴器型号为 LX1,查参 考文献【2】表13-9可知，LX1的公称转矩为Tn 250N m ,许用转速为n 850

29、0r/min ,而蜗杆轴的转矩为工22.8N.m,转速为n 710r/min联轴器的计算转矩Tca KaI 34.2N m则Tca Tn , n1n故联轴器满足要求。7.2 蜗轮轴联轴器的校核蜗轮轴与卷筒轴之间的联轴器型号为LX4,查参考文献【2】表13-9可知，LX4的公称转矩为Tn 2500N m,许用转速为n 3870r/min ，由以上计算可知Tca 597.7N m, n2 50.71r/min则Tca Tn , n2n故联轴器满足要求。8 .减速器箱体结构设计8.1 箱体结构形式和材料蜗杆圆周速度为n d11440 3.14 0.0456060v 1 1.672m/s,由于v 10

30、m/s ,则采用下置式蜗杆减速器。箱体材料为HT15Q8.2 箱体主要结构尺寸由参考文献【2】表5-1 ,得出表2:名符尺寸关计算结称号系果机座壁厚0.04a+3 >810机盖壁厚10机座凸缘厚度b1.5 615机盖凸缘厚度15机座底凸缘厚度P2.5 625地脚螺钉直径0.036a+1214.56 取M16地脚螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直 径13.25 取M16机盖与机座连接螺 栓直径9.02 取M10轴承端盖螺钉直径8.83 取M8窥视孔盖螺钉直径7.06 取M8轴承端盖外径D2轴承座直 径+(55.5)d3杆：128轮：170定位销直4径d8联接螺栓间距LL=150-200150m

31、m蜗轮外圆与内机壁 距离>1.2 615蜗轮轮毂端面与内 机壁距离> 612机盖机座肋厚m1、mm1 =0.85 1m =0.851010轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d310外机壁到轴承端面 的距离L1c1+c2+(58)36蜗轮离顶壁跑离SSS>1.2>12取15mm表28.3减速器的附件8.3.1 观察孔及观察孔盖为了方便维修和观察减速箱内部的结构，在箱体 顶端设置了观察孔及孔盖。根据箱体的情况选取材料 为HT20cl其尺寸如表3所示：mm907560705540745表38.3.2通气器减速器工作时，箱体温度升高，气体膨胀，压力增 大,对减速器各接缝面的密封很不利，故常在箱盖顶或 检查孔盖上装有通气器根据箱体的情况选取材料为 Q235的通气塞，其尺寸根据参考文献【2】表14-9可知，如表4所示：mmdDD1SLaM20X1.53025.422281546表48.3.3油塞为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部最 低位置设肩排油孔，通常设置一个排油孔，平时用油塞 及封油圈堵住，