单级蜗轮减速器设计说明书

1、单级蜗轮减速器设计说明书院系：机电工程系专业：模具设计与制造班级：学号：姓名：指导老师：题目：设计带式运输机传动装置一 总体布置简图二 工作情况每年工作300个工作日，每日单班制工作，通风情况不良。三有关参数牵引力/kN2.75传送速度/m/s0.7链轮齿数8链节/mm125使用年限/年7四设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.传动比的分配3.计算各轴的转速和转矩4.蜗杆蜗轮的设计5.轴的设计6.滚动轴承的选择7.键和联轴器的选择及计算8.润滑与密封9.减速器附件的选择10.装配图、零件图的绘制设计说明书电动机的选择及有关参数计算计算内容计算说明计算结果1.确定传动装置所需要的功率Pw工

2、作机的输出功率Pw=FV/1000=2.75*0.7kw=1.925kwPw=1.925kw2.确定传动装置的效率总根据参考文献，联=0.99 ，轴=0.98-0.995，链=0.95-0.98，蜗= 0.7-0.75，总=联*轴*蜗*链*联*轴=0.6573总=0.65733.选择电动机根据参考文献，Pd=Pw/总=2.93kw根据参考文献，v=Z1Pn/(60*1000)得n=42 r/min，根据参考文献，单级蜗杆减速器传动比i（740），所以电动机转速范围为nd=n*（740）=2491680 r/min符合这一范围的电动机的同步转速有：250r/min,1000r/min,1500e

3、/min,3000r/min综合考虑Pd=2.93kwn=42r/minnd=960r/min选1000r/min的电动机查表可知它的满载转速为960r/min型号Y-132S-6，额定功率为3kw传动比的分配总传动比i=960/42=22.85,取23，由于蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上其他不分配传动比i=23计算各轴的转速和转矩1.各轴输入功率第一轴：P1=Pd * n联* n轴=2.87kw第二轴： P2=P1*n轴* n蜗=2.05kwP1=2.87kwP2=2.05kw2.各轴的输入转矩第一轴：T1= 9550*106*p/n=29.8N*m第二轴： T2= 9550*106*p/n

4、=652.6N*mT1=29.8N*mT2=652.6N*m蜗杆蜗轮的设计1.选择材料及制照精度（1）. 由题意可知：Pd=2.93kw,蜗杆转速nd=960 r/min，蜗轮转速n=42 r/min，传动比i=23。（2）.根据参考文献，考虑到蜗杆传动传递功率不大，速度中等故蜗杆用45#钢，淬火，硬度为45-55HRC，蜗轮采用锡青钢ZCuSn10Pb1,金属模铸造。（3）.蜗杆减速器中传动件的制造精度为8级.蜗杆用45号钢，蜗轮用锡青钢ZCuSn10Pb1，制造精度为8级2.选择蜗杆头数z1轮齿数z2根据参考文献，表11-3，选取蜗杆头数z1=2，蜗轮齿数z2=i z1=23*2=46z1

5、=2z2=463.计算蜗杆传递的转矩T2（1）.根据参考文献，式11-14得=（100-3.5）=0.832（2）. T2=iT1=570N.m=0.773T2=570N.m4.按照蜗杆齿面接触强度确定模数m和直径系数q（1) .根据所选材料，根据参考文献表11-5选取蜗杆许用接触应力（2）.选取载荷系数K=1.1（3）.根据参考文献，由表13-1取标准值=13.1mm，模数m=5，蜗杆直径系数q=18，蜗杆分度圆直径d1=90mmK=1.1m=5q=18d1=90mm4、确定传动的基本参数，计算蜗杆传动尺寸名称蜗杆蜗轮齿顶高和齿根高ha1=ha2=m=5，hf1=hf2=1.2m=6分度圆直

6、径d1=90mmd2=mz2=230mm齿顶圆直径da1=m（q+2）=100mmda2=m（z2+2）=240mm齿根圆直径df1=m（q-2.4）=78mmdf2=m（z2-2.4）=218mm顶系C=0.2m=1mm蜗杆分度圆导程角蜗轮分度圆螺旋角=arctan（z1/q）=6.340=6.340中心距a=(d1+d2)/2=(90+230)/2=160mm蜗杆螺纹部分长度L蜗轮齿顶圆弧半径L（11+0.06Z2)m=68.8mm。综合考虑取L=70mm= a- da2/2=40mm蜗轮外圆直径蜗轮轮缘宽b0.75da1=75mm5热平衡计算（1)根据参考文献,式11-16得A=10-4

7、*a1.75=0.72m2t=1000*P*(1-)/(KsA)=88.4Vs=12m/s，所以材料选择合适。（2）据表13-8，插值的=，据式（13-12），则3）散热面积S：据式（13-15），并取得ad=15，油的工作温度t0=700C,周围空气温度ta=200C.S=S=0.58m2A=0.72m2t=88.46.蜗杆轴强度和刚度计算（1）.根据参考文献，式（11-7）计算蜗杆的圆周力和径向力Ft1=2T1/d1=1326NFr1=Ft2*tan=2043N（2）.根据参考文献，式（11-10）校核蜗杆的最大挠度y=(Ft12 +Fr12)*l/(48E*J)=0.0018y=0.00

8、1d=0.009mmFt1=1326NFr1=2043N满足刚度条件输入轴的设计1、已知条件蜗杆轴的传递功率2.93Kw，转速n1=960r/min，传递转矩T1=29.8N*m，分度圆直径d1=90mm ，df1=78mm，宽度L=70mm。蜗轮：T2=570N，d2=240mm。2、选择轴的材料，确定须用应力由已知条件：传递功率 P=2.93kw，对材料无特殊要求，故选用45号钢，调质处理。根据参考文献 ，表15-1查b=650MPa，由表15-3查得需用弯曲应力-1b=60MPa选用45号钢调质的轴3、设计输出轴的最小直径根据参考文献，14-2，由表查得C=107-118.选取C=118

9、，则由式（1,4-2）得输出轴的最小直径为:D=17mm考虑到键槽对轴的削落，将直径增大-5，取为17.85mm由设计手册取dmin=20mmdmin=20mm4、蜗杆上的受力计算查表得=200圆周力：Ft1=Fa2=2*T1/d1=1326N轴向力：Fa1=Ft2=2*T2/d2=4957N径向力：Fr1= Fr2=Ft2tan=2043N蜗杆上的圆周力，轴向力，径向力，分别与蜗轮上相应的轴向力，圆周力，径向力大小相等，方向相反。如下图所示圆周力：Ft1=1326N轴向力：Fa1=4957N径向力：Fr1=2043N5、初步估计各轴的长度和宽度轴的设计：轴段连接联轴器，应与联轴器同步进行，所

10、以轴段的直径D1=30mm，轴宽L1=58mm轴段的设计：轴段没有接任何零件，没有什么要求，所以直径D2=35mm，轴宽L2=40mm轴段的设计：轴段上安装轴承，考虑到蜗杆的轴向力，径向力，圆周力，所以选用深沟球轴承6204，其直径应便于轴承的安装，又符合轴承内径系列。所以轴段的直径D3=D7=40mm，轴宽L3=L7=18mm轴段的设计：该轴段直径可取轴承定位轴肩的直径，则轴段的直径D4=D6=47mm，轴宽L4=L6=50mm轴段的设计：轴段即为蜗杆段长L5=L=100mm分度圆直径为D5=90mm轴上力作用力点距：l1=60/2+ L2+ L3-T-a=101.15mm l2=l3=T-

11、a+L4+L5/2=92.85mm轴：D1=30mm L1=58mm轴：D2=35mm L2=40mm轴：D3=D7=40mm L3=L7=18mm轴：D4=D6=47mm L4=L6=50mm轴：L5=100mm D5=63mm轴上力作用力点距:l1=100mm l2=l3=92.85mm6、轴的受力分析 (1)支承反力，在水平平面上为：RAH=RBH=Ft1/2=663N在垂直平面上为：RAV=(Fr1l3-Fa1*D1/2)/（l2+l3） =621NRBV=Fr1-RAV=1422N轴承A的总支承反力为：RA=轴承B的总支承反力为：RB=(2)画出轴的受力简图，轴的受力简图如下图所示。

12、（3）在水平平面上，蜗杆受力点截面为：M1H=RAH*l2=61559N.mm画弯矩图，弯矩图如图下图所示：在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为：M1V=RAV*l2=57659N.mm蜗杆受力点截面右侧为：M1V=RBV*l3=132033mm合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为：M1左=84345N.mm蜗杆受力点截面右侧为：M1右=145678N.mmMe=145678N.mm画Me图，如下图所示（4）画转矩图，如图所示：T1=29800N.mmRAH=RBH=663NRAV=621NRBV=1422NRA=908NRB=1569NM1H=61559N.mmM1V左=57659N.mmM1V右=

13、132033N.mmM1左=84345N.mmM1右=145678N.mmMe=145678N.mm7、校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面，其抗弯截面系数为：W=*df13/32=46589mm3抗扭截面系数为：WT=*df13/16=93178mm3最大弯曲应力为：12=T1/W=0.64MPa抗弯剪力为：T=T1/WT=0.32MPa因减速器单向运转，故可认为转矩脉动循环变化，取系数4(T)2=0.6.故合成当量应力为：e=8.12MPa所以：e-1b,故轴的强度足够W=46589mm3WT=93178mm312=0.64MPaT=0.32MPae=8.12MPa8.绘

14、制零件图输出轴的设计1、已知条件蜗轮轴的传递功率P2=2.87Kw，转速n=42r/min，分度圆直径。蜗轮：T2=652.2N*m，d2=230mm，b=53.8mm。2、选择轴的材料，确定须用应力由已知条件：因传递功率不大，对材料无特殊要求，故选用45号钢，调质处理。根据参考文献，表15-1查b=650MPa，由表15-3查得需用弯曲应力-1b=60MPa选用45号钢调质的轴3、设计输出轴的最小直径由表查得C=110.则由式（15-2）得输出轴的最小直径为:D=45mm考虑到键槽对轴的削落，将直径增大-5，取为47.25mm.由设计手册取dmin=50mmdmin=50mm4、蜗轮上的受力

15、计算查表得=200圆周力：Ft2=Fa1=2*T1/d1=4957N轴向力：Fa2=Ft1=2*T2/d2=1326N径向力：Fr2= Fr1=Ft1tan=2043N蜗杆上的圆周力，轴向力，径向力，分别与蜗轮上相应的轴向力，圆周力，径向力大小相等，方向相反。如下图所示圆周力：Fa2=1326N轴向力：Ft2=4957N径向力：Fr2=2043N5、初步估计各轴段的长度和宽度轴的设计：轴段连接联轴器，应与联轴器同步进行，所以轴段的直径D1=38mm，轴宽L1=58mm轴段的设计：轴段没有接任何零件，考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，所以直径D2=45mm，轴宽L2=30mm轴段的设计：轴段上

16、安装轴承，考虑到蜗杆的轴向力，径向力，圆周力，所以选用深沟球轴承6210，其直径应便于轴承的安装，又符合轴承内径系列。所以轴段的直径D3=D6=50mm，轴宽L3=30mm，L6=35mm轴段的设计：该轴段直径可取轴承定位轴肩的直径，则轴段的直径D4=47mm，轴宽L4=64mm轴段的设计：轴段即为蜗杆段长L5=60mm分度圆直径为D5=65mm轴上力作用力点距：l1=60/2+ L2+ L3-T-a=95.25mm l2=l3=T-a+L4+L5/2=59.75mm轴：D1=38mm L1=58mm轴：D2=45mm L2=30mm轴：D3=D6=50mm L3=30mm L6=35mm轴：

17、D4=47mm L4=64mm 轴：L5=60mm D5=65mm轴上力作用力点距:l1=80mml2=l3=59.75mm6、轴的受力分析（1）.支承反力，在水平平面上为：RAH=RB=Ft2/2=2478.5N在垂直平面上为：RAV=(Fr2l3-Fa2*D1/2)/（l2+l3） =811NRBV=Fr2-RAV=1232N轴承A的总支承反力为：RA=2608N轴承B的总支承反力为：RB= =2768N（2）.画出轴的受力简图，轴的受力简图如图所示（3） .在水平平面上，蜗轮受力点截面为：M2H=RAH*l2=148090N.mm画弯矩图，弯矩图如图所示：在垂直平面上，蜗轮受力点截面左侧

18、为：M2V=RAV*l2=48457N.mm蜗轮受力点截面右侧为：M2V=RBV*l3=73612N.mm合成弯矩，蜗轮受力点截面左侧为：M2左=155816N.mm蜗轮受力点截面右侧为：M2右=165376mmMe=165376N.mm，画Me图如下所示（4）.画转矩图，如图所示：625600N.mmRAH=RBH=2478.5NRAV=811NRBV=1232NRA=2608NRB=2768NM2H=148090N.mmM2V左=48457N.mmM2V右=73612N.mmM2左=155816N.mmM2右=165376N.mmMe=165376N.mm7、校核轴的强度由弯矩图可知，蜗轮

19、受力点截面左侧为危险截面，其抗弯截面系数为：W=*df23/32=1017113mm3抗扭截面系数为：WT=*df23/16=63595mm3最大弯曲应力为：12=M/W=8.11MPa抗弯剪力为：T=T2/WT=9.8MPa因减速器单向运转，故可认为转矩脉动循环变化，取系数4(T)2=0.6.故合成当量应力为：e=13.81MPa所以：e-1b,故轴的强度足够W=1017113mm3WT=514457mm312=8.11MPaT=9.8MPae=13.81MPa8、绘制输出轴的零件图联轴器和轴承的选择蜗杆轴输出轴联轴器的选用轴段选用弹性柱销联轴器轴段选用弹性柱销联轴器轴承的选用轴段，考虑到蜗杆受轴向力，径向力，切向力，故选用深沟球轴承6204轴段，考虑到蜗杆受轴向力，故选用深沟球轴承6210绘制零件图和装配图1.通气器 2.视孔盖 3.垫片 4.箱盖 5.螺母 6.螺栓 7.定位销 8.蜗轮杆 9.启盖螺钉 10.螺母 11.弹簧垫片 12.箱体 13.端盖 14.键槽 15.螺栓 16.垫圈 17.