蜗轮蜗杆减速器课程设计说明书

1、唐 山 学 院机械设计课 程 设 计题 目 带式运输机的一级蜗轮蜗杆减速器设计 系 (部) 机电工程系 班 级 13材料成型及控制工程 姓 名 李进婷 学 号 4130111158 指导教师 张向红 2015年 12 月 22 日至2016年 1 月 17 日 共 3 周2016年 1 月 09 日2016年 01 月 09 日课程设计成绩评定表出勤情况出勤天数 缺勤天数成绩评定出勤情况及设计过程表现（20分）课设答辩（20分）设计成果（60分）总成绩（100分）提问（答辩）问题情况综合评定 指导教师签名： 年 月 日目录1 概述41.1课程设计的目的41.2设计内容和任务41.3设计步骤42

2、 传动装置总体设计方案52.1拟定传动方案52.2选择电动机52.2.1选择电动机类型52.2.2确定传动装置的效率52.2.3选择电动机的容量52.2.4确定电动机参数52.4计算传动装置运动学和动力学参数62.4.1电动机输出参数62.4.2蜗杆的参数62.4.3蜗轮轴的参数62.4.4滚筒轴的参数63 传动零件的设计计算和轴系零部件的设计83.1蜗轮蜗杆传动设计883.1.2按齿面接触疲劳强度进行设计83.1.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸83.1.4校核齿根弯曲疲劳强度93.1.5验算效率93.1.6热平衡计算93.2轴系的设计93.2.1蜗杆轴93.2.2蜗轮轴103.2.3蜗轮轴

3、轴承的寿命计算133.2.4蜗轮轴键的强度校核133.3 蜗轮的结构设计144 减速器的结构与润滑154.1箱体154.2 减速器的附件154.2.1 通气器的设计154.2.2 吊环螺钉154.2.3 启盖螺钉164.2.4 定位销164.2.5 油标164.2.7 窥视孔164.3端盖的结构174.4 润滑与密封174.4.1 齿轮的润滑174.4.2 轴承的润滑17 4.4.3 密封装置17 1 概述1.1课程设计的目的 1)以机械系统运动方案设计与拟定为结合点，把机械原理课程中分散于各章的理论和方法融会贯通起来，进一步巩固和加深学生所学的理论知识； 2)通过拟定机械运动方案的训练，使学

4、生初步具有机构选型与组合和确定运动方案的能力； 3)使学生在了解机械运动的变换与传递及力传递的过程中，对机械的运动、动力分析与设计有一个较完整的概念； 4)进一步提高学生运算、绘图、运用计算机和技术资料的能力； 5)通过编写说明书，培养学生表达、归纳、总结和独立思考与分析的能力1.2设计内容和任务 一级蜗杆减速器，拉力F=5300N，速度v=1.55m/s，直径D=410mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：250天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.3设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4

5、.计算传动装置的运动和动力参数 5.减速器内部传动设计计算 6.传动轴的设计 7.滚动轴承校核 8.键联接设计 9.联轴器设计 10.润滑密封设计 11.箱体结构设计2 传动装置总体设计方案2.1拟定传动方案 传动方案已给定，减速器为一级涡轮蜗杆减速器器。该方案的优缺点：一级涡轮蜗杆减速器机械结构紧凑、体积外形轻巧、小型高效；热交换性能好、散热快；安装简易、灵活轻捷、性能优越、易于维护检修；运行平稳、噪音小、经久耐用；使用性强、安全可靠性大；2.2选择电动机 2.2.1选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。 2.2.2确定传动装置的效率 查表得：一

6、对滚动轴承的效率：1=0.99 闭式蜗杆的效率：2=0.98 联轴器传动效率：=3=0.85 传动滚筒效率：4=0.96 故传动装置的总效率：=13×2×3²×4=0.73 2.2.3选择电动机的容量 工作机所需功率为：Pw=Fv/1000=7.95Kw 2.2.4确定电动机参数 电动机所需额定功率:Pd=Pw/=10.89Kw，工作转速:nw=60×1000v/D=69.87 r/min经查表按推荐的合理传动比范围，一级蜗杆减速器传动比范围为：10-40因此理论传动比范围为：10-40。可选择的电动机转速范围为nd=i×nw=(10

7、-40)×69.87=6992795r/min。方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）1Y180L-61110009702Y200L-8117507303Y160L-41115001460进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160L-4的三相异步电动机，额定功率Ped=11kW，满载转速为nm=1460r/min，同步转速为nt=1500r/min。2.3确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nm/nw=20.9取ia=21。（

8、2）分配传动装置传动比：减速器传动比为：2.4计算传动装置运动学和动力学参数2.4.1电动机输出参数功率：转速：扭矩：2.4.2蜗杆的参数功率：转速：扭矩：2.4.3蜗轮轴的参数功率：转速：扭矩：2.4.4滚筒轴的参数功率：转速：扭矩：轴名功率P/kw转矩T/N.m转速n/（r/min）传动比i效率输入P输出P输入输出电动机轴10.8971.21460蜗杆轴10.7810.6770.4969.78146010.98蜗轮轴8.538.451172.361160.6369.5210.792滚筒轴8.037.951103.071092.0469.510.94运动和动力参数计算结果整理于下表:3 传动

9、零件的设计计算和轴系零部件的设计 3.1蜗轮蜗杆传动设计(1)选择蜗杆传动类型：根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI） (2)选择材料 考虑到蜗杆传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用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，硬度未4555HRC。涡轮用铸锡磷青铜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45钢制造。3.1.2按齿面接触疲劳强度进行设计（1） 确定作用在蜗轮上的转矩T2：（2）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载荷系数K=1；由表11-5选取使用系数KA=1；由于转速不高，冲击

10、不大，可取动载系数Kv=1.05；则（3）确定弹性影响系数ZE 因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa。 (4)确定涡轮齿数z2 (5)确定许用接触应力H 根据涡轮材料为涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可从表11-7中查得涡轮的基本许用应力H'=268MPa。单向运转：j=1。应力循环次数：。故寿命系数为：则( 6)计算m2d值 ， 因z1=2，故从表11-2中取模数m=8mm，蜗杆分度圆直径d1=80mm。3.1.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1)中心距：（2）蜗杆 轴向齿距pa=25.133mm；直径系数

11、q=10；齿顶圆直径da1=96mm；齿根圆直径df1=60.8mm；分度圆导程角=11°18'36"；蜗杆轴向齿厚sa=12.57mm（3）蜗轮分度圆直径：齿根圆直径：喉圆直径：咽喉母圆半径：3.1.4校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数:。根据zv2=42.83，从图11-17中可查得齿形系数YFa2=2.43。螺旋角系数：基本许用弯曲应力： 寿命系数：许用弯曲应力：故弯曲强度满足。3.1.5验算效率 , , ,则。代入得：大于原计算值，不用重算。3.1.6热平衡计算 取油温t=70，周围空气温度t0=20，产生的热流量：；从箱体外壁散发到周围的空气中的热流量：；则散

12、热面积为：3.2轴系的设计 3.2.1蜗杆轴 （1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=1460r/min；功率P=10.78kW；轴传递的转矩T=70.49Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理硬度为217255HBS，许弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于蜗杆受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%；查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30mm；且选用凸缘联轴器YL7。 （4）轴的结构分析：为方便安装和调整涡轮轴。采用沿涡轮轴线的水平面剖分箱体结构，蜗杆轴不长，故轴承

13、采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序。 （5）确定各轴段的直径和长度。第1段：d1=30mm，L1=80mm第2段：d2=36mm（轴肩），L2=68mm第3段：d3=40mm（与轴承内径配合），L3=60mm第4段：d4=50mm（轴肩），L4=55mm第5段：d5=95mm（蜗杆段），L5=140mm第6段：d6=50mm（轴肩），L6=55mm第7段：d7=31mm（与轴承内径配合），L7=40mm3.2.2蜗轮轴（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n2=69.5r/min；功率P2=8.53kW；轴传递的转矩T=1172.36Nmm。（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用4

14、5，调质处理硬度为217255HBS，许弯曲应力为=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径取A0=112。由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%；查表可知标准轴孔直径为70mm故取dmin=70mm；且选用凸缘联轴器YL13。 （4） 设计轴的结构并绘制轴的结构草图（5）轴的各段长度 第1段：d1=70mm，L1=140mm 第2段：d2=80mm（轴肩），L2=55mm 第3段：d3=85mm（与轴承内径配合），L3=62mm 第4段：d4=100mm（蜗杆段），L4=118mm 第5段：d5=112mm（轴肩），L5=10mm 第6段：d6=85mm（与轴承内径配合），L

15、6=50mm（6） 蜗轮轴的受力分析 如图所示为蜗杆受力图以及水平平面和垂直平面受力图：（见下页）（7）第一段轴中点到轴承中点距离La=125mm，轴承中点到蜗杆中点距离Lb=93.22mm，蜗杆中点到轴承中点距离Lc=93.22mm。 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。(图中RAH位FNH1;RBH为FNH2; RAV为FNV1;RBV为FNV2)蜗轮上各力：；;；（8）校核轴的强度 由弯矩图可知，蜗杆受力点截面右侧为危险截面取；查表15-1查得，故安全。3.2.3蜗轮轴轴承

16、的寿命计算;则 查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.68。 当Fa/Fr>e，P=fd(0.4×Fr+Y×Fa)；X=0.41，Y=0.87;由表13-6选载荷系数fd=1.2；P=3089.47N轴承基本额定动载荷Cr=59.2kN，轴承选用7017AC,采用正装。要求寿命为Lh=12000h。此轴承寿命：故符合。 3.2.4蜗轮轴键的强度校核 键的强度符合。 3.3 蜗轮的结构设计4 减速器的结构与润滑 4.1箱体 箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结

17、构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表:箱座壁厚=0.04a+38mm箱盖壁厚1=0.859.6mm箱盖凸缘厚度,取b1=18mm；箱座凸缘厚度，取b=18mm；箱座底凸缘厚度，取b2=30mm；地脚螺栓的直径，取df=20mm；地脚螺栓的数目n=4轴承旁连接螺栓直径，取d1=12mm；盖与座连接螺栓直径，取d2=10mm；轴承端盖螺钉直径，取d3=10mm；视孔盖螺钉直径，取d3=6mm；定位销直径C1=16mm，c2=14mm，Dc=24mm，轴承旁凸台半径：R1=14mm，h=49mm，l1=46mm，。

18、轴承端盖外径，t=9mm，S=179mm。4.2 减速器的附件 4.2.1 通气器的设计 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。 4.2.2 吊环螺钉 用来起吊此装置 4.2.3 启盖螺钉 卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。 4.2.4 定位销 采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。 4.2.5 油标 用来指示箱内油面的高度，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，以防油进入油尺座孔而溢出。4.2.6 放油孔及螺塞 为排放减速器箱体内