单蜗杆齿轮减速器设计方案说明书3

/一：设计要求设计任务设计带式输送机传动系统。要求传动系统中含有单级蜗杆减速器。传动系统机构简图<3）原始数据输送带有效拉力Ｆ＝24０0Ｎ输送带工作速度v=0。9m/s输送机滚筒直径d=3３５mm减速器设计寿命为5年。工作条件两班制，常温下连续工作;空载起动，工作载荷平稳;电压为3８0/220Ｖ的三相交流电源。二、传动系统方案设计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。(如右图所示〉根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度Ｖ≤4－5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见〈如右图所示）,采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。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。传动系统的总体设计＜1）电动机的选择由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用Ｙ系列三相异步电动机。三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉,维护方便,启动性能好等优点。一般电动机的额定电压为38０Ｖ。根据生产设计要求,该减速器卷筒直径D=３３５mｍ。运输带的有效拉力Ｆ=24０0N,带速V=0。9m/s,载荷平稳，常温下连续工作，工作环境多尘，电源为三相交流电,电压为3８0V。按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封闭扇冷式结构,电压为3８0V，Y系列传动滚筒所需功率传动装置效率：由电动机至工作机之间的总效率：其中、、、、、分别为联轴器，轴承，窝杆,齿轮，链和卷筒的传动效率。查表可知：联轴器效率：=0。99滚动滚子轴承效率<一对)：=0.9８窝杆传动效率:=0.75传动滚筒效率：=０．96所以：电动机所需功率：Ｐr=Pw／η=2。16/０。64６＝3.34KW传动滚筒工作转速：n=60×1００0×Ｖ/×33５＝５１.3r/mｉｎ根据容量和转速，根据课本表３-2和续表3—2可查得所需的电动机Ｙ系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号,因此有四种传动比方案，如下表：表1方案电动机型号额定功率kw电动机转速r/min额定转矩同步转速满载转速1Ｙ１22Ｍ-２4。０30０028902．2２Y112Ｍ—4４.０1500１4402。2３Y132Ｍ１—６4.0100096０2。0４Y16０M1—84。０750720２.0综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比,可见第２方案比较适合。因此选定电动机机型号为Y１12M－4其主要性能如下表2：表２中心高H外形尺寸Ｌ×<AC／2+AD）×ＨＤ底角安装尺寸Ａ×B地脚螺栓孔直径K轴身尺寸D×Ｅ装键部位尺寸Ｆ×G×D11２400×〈230／2＋190）×265190×1４0１２28×608×24×2８(２〉计算总传动比和各级传动比的分配１、计算总传动比：2、各级传动比的分配由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。(3＞传动系统的运动和动力参数计算１.蜗杆轴的功率、转速与转矩P0=Pr×0．99×0。９8=３．２4kｗn０=１4４０r/ｍinT0=95５0P0/n0=21．５N。m２。蜗轮轴的功率、转速与转矩P1=Ｐ0·η0１＝3.24×0．75×0.９8=2．３2kｗr/miｎT１＝9550P1/n1=431。５N·m3。传动滚筒轴的功率、转速与转矩P2＝P1·η12＝２．32×0.99×0．9８=2。2５kwr/minT2=955０P2/n2=419．0N·m运动和动力参数计算结果整理于表3:表3参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速r/min１4401440５1.35１.３功率P/kw3.343。242。322．25转矩N.m２２．221．５43１．5419。0传动比i２８.1效率０.９70．7２０。97减速器传动零件的设计计算蜗轮蜗杆的传动设计:蜗杆选40Gr,表面淬火４5-55HRＣ；蜗轮边缘选择ZＣｕSn1０Ｐ１，金属模铸造.以下设计参数与公式除特殊说明外均以＜〈机械设计基础〉〉蜗杆传动为主要依据，具体如表4：表4计算工程计算内容计算结果1．选择材料２.确定许用应力确定接触应力循环次数：许用接触应力确定弯曲应力循环次数：许用弯曲应力3。确定蜗杆头数及蜗轮齿数3．按接触疲劳强度设计估取载荷系数Ｋ初步估计蜗杆传动总效率确定蜗轮的输出转矩确定模数及蜗杆直径确定蜗杆传动基本参数４.计算蜗杆传动各尺寸参数５．校核蜗轮齿的弯曲强度6.蜗杆传动热平衡计算估算蜗杆传动箱体的散热面积Ａ计算蜗杆圆周运动速度计算相对滑动速度当量摩擦角啮合效率传动总效率油温计算结论蜗杆选40Gr,表面淬火45—55HRＣ；蜗轮边缘选择ZCuSn10P1，金属模铸造。查Ｐ204表9－8得许用接触应力力为：查Ｐ205表9-10得许用弯曲应力为:由P204式9—２1：由P２05式9-22：查Ｐ１95表9—３,得=１;所以=３１查《机械设计课程设计》教材表４—5得：=１.=31.中心距a＝１６0，ｍ=8，=80因载荷平稳，取Ｋ＝1．1由Ｐ203页9－1８得:综合分析：中心距a=160,m＝８,=80m=8,＝80，=-０.5=５度42分38秒cos=0.９95蜗轮当量齿数蜗轮齿形系数按P204表９－7,由内插法得：=1.39由,所以小于，所以蜗轮齿弯曲强度足够。将箱体简化为长方体,箱体高为3a,箱体宽为2a,箱体厚为a，a为蜗杆传动中心距.一般箱体底部与机座接触，计算箱体散热面积不包括底部面积。故:由Ｐ200表9—5,根据插入法可查得:=1度17分取由P2０6公式９—２5，取室温，则油温：4０GrZＣｕSn10Ｐ1=1=３1K＝1.１=５度４２分38秒coｓ＝0.99５＝1．39〈＝1度１7分合适五。减速器轴及轴承装置的设计〈1）蜗轮轴的设计以下设计参数与公式除特殊说明外均以<〈机械设计基础＞＞蜗杆传动为主要依据，具体如下表：计算工程计算内容计算结果1．轴的材料的选择，确定许用应力2。按扭转强度,初步估计轴的最小直径3。轴承和键４．轴的结构设计〈1）、径向尺寸的确定<2）、轴向尺寸的确定5．轴的强度校核〈1）计算蜗轮受力<2)计算支承反力〈3）弯矩＜４)当量弯矩＜5)分别校核<６)键的强度校核及设计考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置,轴主要传递蜗轮的转矩，所以选用45号钢,正火处理；[σｂ＋］=600MPa［σｂ-]=55ＭPad≥轴伸安装联轴器,考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴器，查Ｐ469表18—1：工作情况系数K＝1。5。计算转矩Tc=ＫT=1.5×4３1。5=6４７.25N．M查９5版汝元功、唐照民主编《机械设计手册》：P４9８表13-10，蜗轮轴与传动滚筒之间选用ＨＬ４弹性柱销联轴器4０×112，轴孔直径为４0，轴孔长度为112．因此采用角接触球轴承,并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定.从轴段d1=40ｍm开始逐渐选取轴段直径,d2起固定作用，定位轴肩高度可在〈0。07～０。１）ｄ范围内,故d２=d１+2h≥4０×〈1＋2×0。0７）=45。6mｍ，该直径处安装密封毡圈,标准直径。应取d２=45mm；d3与轴承的内径相配合,为便与轴承的安装，取d3=50mｍ,轴承选用角接触球轴承,7０1０C。d5与蜗轮孔径相配合。按标准直径系列,取ｄ５=60mｍ;d4由h＝＜０。0７～0。1）d=<0.07~０.1）d，取d4=5４mm;d６起轴向固定作用，取d6=6６。ｄ8与轴承配合，取ｄ8=d3=５0ｍｍ;d7起轴向固定轴承作用,取d7=５4。由课程设计课本:;所以取经调整设计如下：Ｌ１＝50mｍ；L2=３8mm;L３=１８mｍ；L４＝43mm；L5＝76mm；L6=20mｍ；L７=26mｍ;L8=17mm两轴承的中心的跨度为Ｌ跨=186ｍm,轴的总长为L总=288mｍ。蜗轮的分度圆直径d=２48mm；转矩T=4３1．５N·ｍ蜗轮的切向力：Ft=2T/d=２×４31。5/0．248＝3479．8N蜗轮的径向力:Fr=Ft×taｎα/cｏsβ=3479。8×ｔａｎ２0°/ｃｏs5°42´３8"=12７２．9Ｎ蜗轮轴向力：Ｆa＝Ft×ｔanβ=3479.8×tan５°4２´3８＂＝347。8N水平平面N垂直平面Fv1=Ｎ水平平面弯矩：垂直平面弯矩：合成弯矩:单向运转，转矩为脉动循环a=0.６aT=0．6×431．5＝258。9M·m截面Meａ＝Mｅl＝aＴ=２５8.9Ｍ·m考虑到键：所以ｄ1=１0５％×36.１＝37。91mm；ｄ5=１05％×37。１=３８.９6mm.实际直径分别为40mm和53mｍ，强度足够。应为选用A型平键联接，根据轴径d＝53，由GB1095-７9，查键宽b=１6mm；键高h＝10mm，因为轮毂的长度为78mm,故取标准键长7０mm.将l=Ｌ—ｂ＝70—１6=５４mm,ｋ=0.4ｈ＝０.4×1０=4mm查得静荷时的许用挤压应力［σp]=１20＞σp，所以挤压强度足够。45钢,正火处理[σb+］=600MPａ［σb-］=55MＰaTｃ=647．２５N．Md1＝40mｍd２=45mmd3=50mmｄ4=54mmd5=60mｍｄ6=66ｍmd7=5４ｍmｄ8=50mｍL１=50mｍ;Ｌ2＝33ｍm;L3＝４7ｍm；L4＝90mm；L5=20mm;L６=４0ｍm;Ft=34７9.8NFｒ=１２72.9NFa=34７。８NFv1=１939。9NMea=２5８。9M·m结论：强度足够结论：合格<2)蜗轮轴轴承的选取计算工程计算内容计算结果1。计算轴向载荷〈1)计算蜗轮的受力情况2。选轴承类型<2)内部轴向力Ｓ1，S２轴向力平衡判断轴向载荷计算当量动载荷冲击载荷系数当量动载荷选择轴承预期寿命所需Cｒ值<３)选轴承蜗杆的径向力：Fr1=Ｆｒ２=Fｒ／2=1272.9/２=636．5N蜗轮轴向力:Fa＝３4７。8N径向力与轴向力都比较大，选用一对圆锥滚子轴承.e=1.５taｎα=0．4０Fa/Fr=0。５5，大于e，所以：由机械设计基础课本P440,表17—7,可得:X＝0．40,Y=1.49S1=Fｒ1/２Y=636．5／（2×1．４9)=213.６NＳ２＝Fｒ2/2Y=636.５/(2×1.49）=２13.6NFa+S２＞S1Fa1=Fａ＋S2=561。4NFａ2=S2＝213.6Ｎ查机械设计课本Ｐ４40,表１7—8，fp＝1。2Ｐｒ1＝（X１Ｆr1+Y1Fa１>fｐ＝13０9。3NPr2=(X2Ｆr2+Y2Fａ2〉ｆp=６8７．4N所以取:查唐照民主编《机械设计手册》，P4２9，表11－１４,取７２１0E，Cr=72。２kN,符合条件。Fr1=Ｆr2=63６。５NFａ=３47.８N圆锥滚子轴承Fx=53．7ＮX=0.40,Y＝1。49Fa1=５６1。4NFa2＝213.6NＰｒ1=130９．3ＮPr2=687。4N轴承型号：７210E<３)蜗杆轴的设计以下设计参数与公式除特殊说明外均以<<机械设计基础〉>蜗杆传动为主要依据，具体如下表：计算工程计算内容计算结果1.轴的材料的选择,确定许用应力２.按扭转强度，初步估计轴的最小直径3．联轴器的选择4.轴承和键５.轴的结构设计（1＞径向尺寸的确定轴承的选取（2〉轴向尺寸的确定考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递转矩。所以选用４5号钢,正火处理；［σb+]=60０MPa[σｂ－]＝55MＰade＝（0．8—1。2>ｄm,由dm=28mｍ，所以取de=3０ｍｍ。查P469表1８-1:工作情况系数Ｋ=1．5.计算转矩Ｔc=KT=1.5×２1．5=３2．25Ｎ.M查９5版汝元功、唐照民主编《机械设计手册》：Ｐ493表13-８，蜗轮轴与传动滚筒之间选用ＴL６弹性套柱销联轴器４０×１12,轴孔直径为4０,轴孔长度为112.因此右端装一对向心角接触轴承，左端采用一对圆锥滚子轴承，实现轴承系两端固定。从轴段ｄ1=４0mm开始逐渐选取轴段直径;d2起轴向固定作用,查毡圈标准直径系列，取d2＝4５ｍm。ｄ3与圆螺母配合,查圆螺母直径系列，取为５0mm.d4与深沟球轴承配合,查课程设计课本21２页附表E－２，选用6０12,ｄ=60，D=９5，b=18。所以ｄ４=60。ｄ6与蜗轮孔径相配合，取d6=7０mm;d5起固定作用，定位轴肩高度可在〈0．０7～０．１)d6范围内，故取d5=7６mmd8与两个圆锥滚子轴承配合,查课程设计课本2２4页附表Ｅ-4;选用７011E，其中ｄ＝５５，Ｄ=１00;所以d8＝55。d7起轴向定位,所以取d7=65ｍm。d9与圆螺母配合,取d9=50mm.由课程设计课本：，，，则，则长度设计尺寸设计如下：；；;；;,,设计蜗杆轴总长度为。４5钢，正火处理［σb＋]=600MPa［σb-]=5５MPaK=1．5Tc=32。25N．Md1=40mmd2=45ｍmd３=50ｍｍ轴承尺寸：d=60，D=95,b=１8d4＝６0d5＝66mmd6=70mmｄ７=65ｍmd8=55ｍ<4)蜗杆轴轴承的校核计算工程计算内容计算结果１。计算载荷<1)计算径向受力情况〈2)计算轴向载荷深沟球轴承校核〈1)动载荷系数＜２)当量动载荷（３>轴承的寿命圆锥滚子轴承校核〈1）动载荷系数＜2）当量动载荷(３〉轴承的寿命蜗杆的切向力:Ｆｔ=347。8N蜗杆轴向力：Fa=3479.8N蜗杆的径向力：Ｆr=12７２。9N左端选深沟球轴承，右端选一对向心角接触球轴承。，查课程设计课本，Cr=31．５kＮ。Ｃ0ｒ=24.２kNfｐ=1。2所以:由机械设计基础课本Ｐ440，表17—7,可得：X1=1。Y1＝０查机械设计课本P4４0，表17—8,Pr1=（X1Ｆr１+Ｙ1Fａ1＞ｆｐ＝469。7Nh所以符合条件。查课程设计课本，Cr=90.8kN。C０r=115ｋNfp＝1.2Fa2/2C0r=0。053，所以e=0.42,Fa2/Fr2＝2。1〉e，所以Ｘ２=0。40，Y2=1。49查机械设计课本Ｐ440，表１7-8,Pr2=（X2Fr2＋Y2Fa２＞fp＝7005。7Ｎh所以符合条件.Fr1＝391．４NFr2=1６３2。９Ｎｆｐ=１.2X１＝1.Y1=0Pｒ１=469．7Ｎ符合条件轴承型号：60１2fｐ=1.2X2=0。40,Y２＝1。4９Pr２＝700５.７N符合条件轴承型号:7211E六。箱体的设计计算〈1)箱体的结构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器，铸造箱体，材料HT１50〈2）铸铁箱体主要结构尺寸和关系依据《机械设计课程设计》，设计如下表:名称符号蜗杆减速器结构尺寸箱座壁厚10箱盖壁厚10箱座凸缘厚度15箱盖凸缘厚度１5箱座底凸缘厚度2５地脚螺栓直径20地脚螺栓数目４地脚螺栓螺栓直径M20螺栓通孔直径Ｍ２4螺栓沉头座直径M40地脚凸缘尺寸323０轴承旁联接螺栓直径M１6轴承旁螺栓螺栓直径M16螺栓通孔直径Ｍ17。５沉头座直径Ｍ３2剖分面凸缘尺寸242０上下箱联接螺栓直径Ｍ12上下箱螺栓螺栓直径M12螺栓通孔直径M1３。5沉头座直径M24剖分面凸缘尺寸２420定位销孔直径M1０轴承盖螺钉直径和数目n＝4,ｄ3=1０n=4d3=M8检查孔盖螺钉直径d４d4=0。4dd4＝8ｍｍ轴承旁联接螺栓距离13０轴承旁凸台半径20轴承旁凸台高度5０箱体外壁至轴承座45蜗轮轴承座长度〈箱体内壁至轴承座外端面距离）Ｌ1＝K+δL1=55mｍ蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离取=１2mm蜗轮端面与箱体内壁之间的距离取=10mm机盖、机座肋厚m１,mm1=0.85δ１m=0。85δm1=１２.8mm,m=8．5mm七.减速器其他零件及附件的选择经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、定位销的组合设计，经校核确定以下零件:键单位:ｍｍ安装位置类型ｂ<h９）h〈h１1）Ｌ9<ｈ14）蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处GB１０96-79108５0蜗轮与蜗轮轴联接处ＧＢ1096—7912８120蜗轮轴、联轴器及传动滚筒联接处GB１096-7916103６密封圈〈FJ1４５－7９）单位:mm安装位置类型轴径ｄ基本外径D基本宽度蜗杆B44×57×64４5７6蜗轮轴B4４×5７×644５76圆螺母单位ｍm螺纹规格D×Pdkd1mntCC1Ｍ5０×1.57261128４1.50.5弹簧垫圈〈GB93—87）单位mm安装位置类型内径d宽度〈厚度）材料为6５Mn,表面氧化的标准弹簧垫圈轴承旁连接螺栓ＧB９3-８７-16164上下箱联接螺栓ＧB93-87-121２3查唐照民主编的《机械设计手册》P402页得：定位销为ＧB1１7-86销10×4０材料为４５钢.视孔盖〈Ｑ235）单位ｍmAA1A。B1ＢB0d4ｈ150190１701501００1２5Ｍ8１．5蜗杆毡圈单位mm轴径ｄd１Db1b2d0４５4457５７。146套杯单位mmD0DcDＤ1S1Ｓ2e４ｍ1521２8100８29８982蜗轮轴J型骨架式橡胶油封单位mm轴径ｄDH4５6２12A型通气器单位mmｄd１d２d３DhabCh1ＲD1SKeＭ1８×1．５Ｍ3３×1．5834040127161840２5。422８２凸缘式轴承盖<HT１50）单位mm安装位置d3Ｄd0Ｄ０D2ee1mD4蜗杆810091201409。６103085蜗轮轴８909１１０1309.61０15７6油标尺单位mmdd１d2ｄ3habcDＤ1M20６208４２1５１０6３２26螺塞及封油垫单位mmdD０ＬlaDSD1d1HM1６×１,5262312319.６1716172吊耳每个铸铁吊耳的允许起重量/tｈ/mmｌ1/mms/mmr1／mmr2／mｍr3/mmr4／ｍmr5/mm０．33５2０1６6４3０1６8吊钩单位mｍbHhｒB１82814936八、减速器的润滑减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑,这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。本减速器采用蜗杆下置式,所以蜗杆采用浸油润滑,蜗杆浸油深度ｈ大于等于１个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。因速度相当较大,蜗轮也用油润滑.九、设计小结本设计说明书通过对单级蜗杆减速器的结构形状进行分析,得出总体方案.按总体方案对各零部件的运动关系进行分析得出单级蜗杆减速器的整体结构尺寸，然后以各个系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算，得出各零部件的具体尺寸,再重新调整整体结构，整理得出最后的设计图纸和说明书.此次设计通过对单级蜗杆减速器的设计，使我对成型机械的设计方法、步骤有了较深的认识。熟悉了蜗轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图;以及设计非标准零部件的要点、方法