一级蜗杆减速器

1、目录前言2一、初定传动方案3二、电动机的选择42.1 选择电动机的类型42.2 选择电动机的容量42.3 确定电动机的转速5三、绘制各轴运动和动力参数63.1传分配动比63.2运动和动力参数计算6四 、设计蜗轮蜗杆84.1蜗杆蜗轮参数设计8 4.2 校核蜗轮蜗杆弯曲疲劳强度 . 4.3蜗杆的刚度计算94.4 蜗杆传动热平衡计算 4.5 绘制蜗轮蜗杆基本尺寸表8 五、轴的设计计算125.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算125.2 低速轴的设计计算13六、键联接的选择及校核计算16 6.1 蜗杆轴定固联轴器键 16 6.2 蜗轮定固联轴器键 16 6.3 定固蜗轮键 16 七、轴承的选择及计算177

2、.1 高速轴上轴承的选择及校核177.2 高速轴上轴承的选择及校核17八、联轴器的选择198.1、电动机与高速轴之间的联轴器198.2、低速轴与卷筒之间的联轴器19九、减速器箱体尺寸及结构的确定209.1 箱体尺寸的设计209.2 箱体各部件结构的设计21十、参考文献23前言课程设计能培养学生综合运用所学的理论知识与实践技能，树立正确的设计思想，掌握设计的基本方法。本人此次设计的是一级蜗杆减速器装置，适用于带式运输机。在袁逸萍老师的指导下，由本人独立完成设计任务：根据所给数据，任意选择一组参数，从而由所选参数设计整个传动装置，其中包括电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基

3、本尺寸设计，蜗轮蜗杆轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，最后完成减速器装配图一长，零件工作图两张，设计说明书一份。此次设计所选参数；运输滚筒直径：D=420mm运输带有效拉力：F=2400N运输带工作速度：V=1.1m/s工作条件：三相交流电源，两班制工作，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%使用期限：工作期限为十年，检修期间隔为三年。生产批量及加工条件：小批量生产。传动装置简图如右图：一、初定传动方案根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机连轴器减速器连轴器带式运输机 。当蜗杆的圆周速度V>4m/s时蜗杆选择上置式，

4、选择上置式需要给箱体增加整体润滑装置，箱体底部蜗轮需要安装刮油板，及时除去蜗轮轮缘的污垢，有利于装置传动，散热增加，蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。 该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。整体构造如下图：二、电动机的选择2.1 、选择电动机的类型根据工作要求选用Y系列封闭扇冷式三相异步电动机，电源电压为380V。三相异步电动机具有结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等

5、优点。2.2 、选择电动机的容量电动机所需工作功率为： 工作机所需功率： 传动装置的总效率为 联轴器效率=0.99，滚动轴承效率（一对）=0.98，闭式蜗轮蜗杆传动效率=0.85，传动滚动效率4=0.96为代入得：电动机所需功率为： =因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为4kW。2.3 、确定电动机的转速滚筒轴工作转速一般一级蜗轮蜗杆减速器传动比 为1040，故电动机的转速可选范围为：= 符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500r/min，现将这量种方案进行比较。有相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1

6、。表2-1 额定功率为4KW时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号同步转速/满载转速（r/min）电动机质量（kg）价格/元传动比1Y160M1-8750/720899812.8i2Y132S-61000/9607814400.5i3Y112M-41500/1440769801.5i方案3电动机质量较小，价格相对便宜，传动比适中，所以选择Y112-M4.三、计算传动装置以及动力参数3.1、分配传动比：总传动比 ：=28.78减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i：i=28.783.2、运动和动力参数计算3.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩P1= P0·1=3.42kw =1440r/m

7、inT1=9550=22.68N .m3.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩P2 = P1·23 = 2.85kWn2= =50.03r/minT2= 9550= 555.48N·m3.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P3 = P2·2·1=2.77kW= = 50.03 r/minT3= 9550 = 538.30N·m运动和动力参数计算结果整理于下表3-1： 表3-1各轴运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T（N·m）转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出 电动机轴 蜗杆轴蜗轮轴传动滚筒轴3.42 2.852.773.52

8、3.392.822.7422.68555.48538.30 23.3422.45549.93532.921440144050.0350.03128.7810.970.8330.97四 、设计蜗轮蜗杆4.1蜗杆蜗轮参数设计（1）选择材料并确定其许用应力蜗杆用40钢，表面淬火，硬度为4555HRC;蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1砂轮铸造许用接触应力，查表12-2得=200MPa许用弯曲应力，查表12-6得 =50MPa（2）选择蜗杆头数Z,并估计传动效率由 i=27查表12-2，取Z1=2,则Z2=i Z1=58;由Z1=2查表12-8，估计=0.8;（3）确定蜗杆转矩（4）确定使用系数，综合弹

9、性系数取=1.2，取=150（钢配锡青铜）（5）确定接触系数假定,由图12-11得=2.65（6）计算中心距a（7）确定模数m,蜗轮齿数,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角，中心距a等参数 由式12-10得 现取, , ,则,导程角 。4.2校核蜗轮蜗杆弯曲强度（1）蜗轮齿形系数由当量齿数 62查图11-8得，=2.3(2)蜗轮齿根弯曲应力=Mpa<=50Mpa弯曲强度足够4.3蜗杆的刚度校核圆周力=2T1/d1=222.68/0.05=907.2N蜗杆轴向力=2T2/d2蜗杆径向力=tan°=1394.33N 蜗杆材料弹性模量 E=2.06105MPa 蜗杆危险截面惯性矩 I=306

10、787.11mm 蜗杆支点跨距l=0.9d2=261mm许用挠度 Y=d1/1000=0.05mm由切向力和径向力产生的挠度分别为=5.3210-3mm=合成总挠度为=8.3210-3mm<Y刚度足够。4.4蜗杆热平衡的计算 在闭式传动中，热量通过箱壳散逸，要求箱内油温和周围空气温度之差不超过温差许用值t: t=1000P1(1-h)/atA t=6070 所代入数据：P1=3.42KW,h=0.85,at=16W/() 散热面积A=0.47264 t=1000×3.42×0.15/(16×0.47245)=67.86t温差高于许用值，需采用冷却措施，为箱体

11、增加循环油冷却装置。4.5 绘制蜗轮蜗杆基本尺寸表 圆柱蜗杆传动的几何尺寸 名称 计算公式 蜗杆 蜗轮分度圆直径 d1=mq=50 d2=mz2=290齿顶高 ha=m=5 ha=m=5齿根高 hf=1.2m=6 hf=1.2m=6齿顶圆直径 da1=m(q+2)=60 da2=m(z2+2)=300齿根圆直径 df1=m(q-2.4)=38 df2=m(z2-2.4)=278径向间隙 c=0.20m=1中心距 a=0.5m(q+z2)=170五、轴的设计计算5.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算 高速轴用45Cr，表面淬火处理。=3040MPa p=3.42kW C=118107 取C=1151

12、1 先按扭转计算轴的最小直径=15.34mm即轴的最小直径dmin=20mm。12再由当量弯矩校核轴的直径。 蜗杆作用在轴上的力为：圆周力： Ft=907.2N 径向力： Fr=3830.89N轴向力： Fa=1394.33N 求轴上各力大小：L=304mm,K=83mm （1）垂直面的支承反力 （2）水平面的支承反力（3） F力在支点产生的反力 （4）绘垂直面的弯矩图（5）绘水平面的弯矩图 F力产生的弯矩图： a-a截面产生的弯矩：（6）求合成弯矩 （7）求轴传递的转矩 （8）求危险截面的当量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为： 取 （9）计算危险截面处轴的直径轴的材料为45#钢，调质处

13、理，查表得，许用弯曲应力，则 所取高速轴蜗杆所在轴径齿根圆直径为35mm>34.61,强度符合。5.2 低速轴的设计计算下图中L=172mm,K=181mm,d=290mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。蜗轮作用在轴上的力为：圆周力： Ft=3830.89N 径向力： Fr=1394.33N轴向力： Fa=907.2N（1）垂直面的支承反力 （2）水平面的支承反力（3） F力支点产生的反力： （3）绘垂直面的弯矩图（4）绘水平面的弯矩图 （5） 求F产生的弯矩 a-a截面弯矩： （6） 求合成弯矩： （6）求轴传递的转矩 （7）求危险截面的当量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：

14、取 （8）计算危险截面处轴的直径轴的材料为45钢，正火处理，查表得，许用弯曲应力，则 考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大5%，故d=1.05x56.34mm=59.165<60mm经校核得知该轴的设计是合理的。六、键联接的选择及校核计算键均采用45钢，查得键的许用挤压应力为。6.1蜗杆定固联轴器键 选择键的宽度b=8mm，高度h=7mm，长度L=56mm。 已知轴的直径d=28mm，传递的转矩T=22.68N·m。=140Mpa校核： ， 安全。6.2蜗轮定固联轴器键 选择键的宽度b=14mm，高度h=9mm，长度L=100mm。 已知轴的直径d=45mm，传递的转矩T=555

15、.48N·m。=140Mpa校核： ， 安全。6.3定固蜗轮键 选择键的宽度b=18mm，高度h=11mm，长度L=63mm。 已知轴的直径d=60mm，传递的转矩T=555.48N·m。=140Mpa校核： ， 安全。七、滚动轴承的选择及计算7.1 高速轴上轴承的选择及校核因轴的直径为90mm，故选用圆锥滚子球轴承30210，其中 =73.2KN, （1） 轴承上的轴向力和径向力以及外加轴力： 轴承压紧端：·轴承放松端：查表得：计算所需的径向基本额定动载荷查表得 32307轴承的径向基本额定动载荷，故所选30210轴承适用。7.2 高速轴上轴承的选择及校核因轴的

16、直径为55mm，预先选择轴承30211轴承上的轴向力和径向力以及外加轴力：轴承压紧端：轴承放松端：P=2432.51NCr=所以额定动载荷满足要求，选择轴承30211适用。八、联轴器的选择8.1、电动机与高速轴之间的联轴器已知高速轴的输入功率为P=3.52W，转速n=1440r/min,因工作轻微振动，选用弹性套柱销联轴器。高速轴转矩为T=22.58N·m，查表得，故计算转矩为： 根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取弹性套柱销联轴器LT4，材料为钢时，许用转速为5700r/min，允许的轴孔直径为28或25 mm，选择28mm合适。8.2、低速轴与卷筒之间的

17、联轴器已知低速轴的输出功率为P=2.82kW，转速n=50.03r/min,因工作平稳，选用弹性柱销联轴器。低速轴转矩为T=555.48N·m，查表得，故计算转矩为： 根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取凸缘联轴器LT6，其公称转矩为710N·m，材料为钢时，许用转速为3000r/min，允许的轴孔直径为45、48、50、55、56mm，选择45mm的合适。九、减速器箱体尺寸及结构的确定9.1 箱体尺寸的设计减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。名 称符号计算结果箱座壁厚度 =10箱盖壁厚度 1机座凸缘厚度bb=1.5=1.5×

18、;10=15mm机盖凸缘厚度1bb1=1.51=1.5×10=15mm箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径 =18.3地脚螺钉数目nn=4轴承旁联接螺栓直径0.75=13.725箱盖与箱座联接螺栓直径 联接螺栓的间距ll=150200mm，取175mml=175mm轴承端盖螺栓直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径d 螺栓扳手空间与凸缘宽度安装螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30至外壁箱距离 13161822263440至凸缘边距离 11141620242834沉头座直径20243232404860轴承旁凸台半径=20mm凸台高度h自定h=56mm外箱壁至轴承座端面距离：蜗轮外圆与内壁距离蜗轮轮毂与内壁距离=10mm箱盖箱座肋厚 轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度tt=(11.2)d3t=9.0585mm轴承旁联接螺栓距离S S=140mm9.2 箱体各部件结构的设计箱体减速器箱体是支承轴系部件，保证传动零件正确啮合，良好润滑和密封的基础零件，应具有足够的强度和刚度。因无铸造设备，箱体采用锻造。为保证减速器支承刚度，箱体轴承座应有足够厚度，并设置加强肋。轴承旁联接螺栓凸台有利于提高轴承座孔的联接刚度，凸台高度由联接螺栓的扳手空