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蜗轮蜗杆减速器设计说明书

一、电动机的选择3

二、传动比分配4

三、计算传动装置的运动和动力参数4

四、传动零件的设计计算4

五、轴的设计计算6

六、蜗杆轴的设计计算17

七、键联接的选择及校核计算18

八、减速器箱体结构尺寸确定19

九、润滑油选择：

十、滚动轴承的选择及计算21

十一、联轴器的选择22

十二、设计小结22

减速器种类：

蜗杆—链条减速器

减速器在室内工作，单向运转工作时有轻微震动，两班制。

要求使用期限十年，

大修期三年，速度误差允许5%，小批量生产。

设计计算及说明

结果

一.电动机的选择

1、电动机类型选择

按工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型Y

（112M-4）系列三相异步电动机。

2、电动机容量

（1）工作机所需功率FW

P2x102=2.4kw

1000

（2）电动机的输出功率Pd

PdPw

传动装置的总效率1234567

式中，n1、n2…为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。

由《机械设计课程设计》表2-4查得：

单头蜗杆10.75;轴承20.9875（三对）；联轴器30.99;

滚筒40.95链传动50.965则

12345670.6624

故FdPw2.4/0.6624=3.6233kw

3、电动机的转速

（1）工作机滚筒主轴转速

601000v…“•

nw45.84r/min

Pv2.4kw

0.6624

Fd3.6233kw

nw=45.84r/min

型号

额定功率

同步转速

满载转速

质量

Y112M-4

4.0

1500

1440

470

有表中数据可知两个方案均可行，但方案1的总传动比较小，传动装置结构尺寸较小，并且节约能量。

因此选择方案1,选定电动机的型号为Y112M-4,

•传动比分配

ia=一==114.55

i2（0.03~0.06）i=3~5

取i涡=30所以i2=3.82

ia=114.55

三•计算传动装置的运动和动力参数

1）各轴传速

960

rmin

960

960rmin

压

ni1

960

32rmin

匹

32rmin

8・38rmin

4kw

Pd3

3.96kw

巳

12.9106kw

P22

32.824kw

2）各轴输入功率

i涡=30i2=3.82

nD=960

m=960

min

n2=

n3=32

n工=8.38r/min

Pd=4kw

F工P34w2.63kw

3）各轴输入转矩T（N?

m）

Tn=9550Xp/ni

Ti=9550X3.96/960=39.393N•m

E=9550X2.9106/32=868.63N•m

Ta=9550X2.824/32=842.79N•m

Ti=9550X2.63/8.38=2985.7995N•m

轴号

功率P/kw

转矩

T/（Nm）

转速

n/rmin

电动机轴

960

I轴

3.96

39.4

960

U轴

2.824

868.63

川轴

2.9106

842.79

工作轴

2.63

29854.7995

8.38

将以上算得的运动及动力参数列表如下：

四、传动零件的设计计算

㈠蜗轮蜗杆

P=3.96kw

F22.9106kw

F32.824kw

R：

2.63kw

Ti=39.393N•m

T2=868.63N•m

Ta=842.79N•m

T4=2985.7995N•

则T>868630

⑵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Kb=1,由书上（机

械设计）表11-5，选取使用系数Ka=1.15;由于转速不咼，冲不大，可取载荷Kv=1.05。

则K=KaKbK=1.15X1X1.05〜1.21

⑶确定弹性影响系数Ze

因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配，故ZE=160mpa/2

⑷确定接触系数Zp

先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d』a=0.35,

从图11-8得Zp=2.9

⑸确定许用接触应力[6H]

根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮，金属模铸造，蜗杆螺旋面齿面硬度>45HRC据表11-7查得蜗轮的基本许用应力[6h|'=268mpa

应力循环次数N=60X1X32X（10X250X2X8X0.15）=11520000

71/8

Khn=（10/11520000）=0.9825

寿命系数[6h]=KhnX[6h]'=0.9825X268mpa=262.8mpa

⑹计算中心距

根据公式：

a>[KT2（ZeZp/[6h]）2]1/3

a>[1.21X868630X（160X2.9/262.8）2]1/3=148.53

据实际数据验算，取中心距a=160,i=30，故从表11-2中取模数

m=8mm分度圆直径d1=80mm这时，d』a=0.4

4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸

⑴蜗杆

轴向齿距pa=25.133mm直径系数q=10,齿顶圆直径da1=96mm;

齿根圆直径df1=60.8，分度圆导程角丫=5o42'48'';蜗杆轴向齿厚

Sa=12.5664mm

⑵蜗轮

蜗杆：

45钢蜗轮:

ZCS10P1

T2=868630N-mm

Kv=1.05。

贝U

K=KKbKv=1.15X1

X1.05〜1.21

1/2

ZE=160mpa

[6h]'=268mpa

N=11520000

Khi\=0.9825

[6h]=262.8mpa

Z2=31，变为系数X2=-0.5

验算传动比i=31，传动比误差为（31-30）/30=3.3%，是允许的蜗轮分度圆直径：

d2=m乙=8X31=248mm

蜗轮喉圆直径：

da2=d2+2ha2=248+2X[8X（1-0.5）]=256mm蜗轮齿根圆直径：

df2=d2-2hf2=248-2X8X1.7=220.8mm蜗轮咽喉母圆半径：

rg2=a-1/2da2=160-（1/2）256=32mm

5、校核齿根弯曲疲劳强度

6f=（1.53KT/ddrrOYazYBW[6f]

当量齿数Zv2-乙/cosr=31/（cos5.71）=31.47

根据X2=-0.5,Zv2=31.47,查得齿形系数Ya2=3.34即，螺旋角系数YB=1-r/140。

=1-5.71。

/140。

=0.9592许用弯曲应力[6f]=[6f]/•心

从表11-8中查得由ZGS10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力[6f]/

=56mpa

寿命系数Kfn=（106/11520000）1/9=0.762

[6f]=56X0.762=42.672mpa

6f=（1.53X1.21X868630/80X248X8）X3.36X

0.9592=32.6534mpa

V6f<[6f]，二符合要求

6、验算效率n

n=（0.95~0.96）tan丫/tan（丫+^）

丫=5.71。

；书v=arctanfv；fv与相对滑速度VS有关

VS=ndn/60X1000cos丫=nX80X960/60X1000cos5.71。

=4.784m/s

从表11-8中用插值法查得fv=0.022432,书v=1.285，代入式中得n=0.77>0.75，大于原估计值，因式不用重算。

7、精度等级公差和表面粗糙度确定

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，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类

a=160,i=30

m=8mmd1=80mm

d2=248mm

da2=256mm

df2=220.8mmrg2=32mm

乙2=31.47

Ya2=3.34

Y=0.9592

[6f]/=56mpa

20.762

[6f]=42.672mpa

6f=32.6534mpa

为f,标注为8fGB/T10089-1988，然后由有关手册查得要求公差项目以及表面粗糙度。

㈡齿轮

1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数

⑴选用直齿圆柱齿轮传动

⑵运输机为一般工作器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）⑶材料选择，由表10-1选择小齿轮材料40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS

⑷初选齿数：

小齿轮乙=29,大齿轮Z2=3.77X29=109.33=110

2、按齿面接触强度设计

d1t>2.32X{（KT/©d）•（卩土1/卩）•（Ze/[6h]）2}1/3

⑴确定公式内的各计算数值

1试选载荷系数K=1.3

2计算小齿轮转矩，由先前算得T3=842790N・mm

3由表10-7选齿宽系数©d=1

4由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8mpa1/2

5由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限6Hlim1=600mpa；大齿轮接触疲劳强度极限6Hlim2=550mpa

6计算应力循环次数N=60X32X（10X250X16X0.15）=11520000;2=11520000/3.77=3.056X106

7由图10-19取接触疲劳强度寿命系数Khn=1.29;Khn=1.06

⑧

8计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%安全系数S=1，

[6H|1=Khn1・6lim1/S=1.29X600mpa=774mpa

[6H|2=KhN2，6lim2/S=1.06X550mpa=583mpa

符合要求

丫=5.71。

;

VS=4.784m/s

小齿轮Cr（调

质）

硬度：

280HBS

大齿轮：

45钢

硬度：

240HBS

小齿轮Z1=29,齿

轮Z2=110

Ta=842790N-mm

©d=1

⑴计算

1计算小齿轮分度圆直径dit,[6H中较小的值[6h]2,dit>2.32

X{（KT/©d）•（卩土1/卩）•（Ze/[6h]）2}1/3=2.32X{（1.3X842790/1）•（3.77±1/3.77）•（189.8/583）2}1/3=122.42mm

2计算圆周速度V。

，V=nd1tm/60X1000=0.21m/s

3计算齿宽b=©d•d1t=1X122.42=122.42mm

4计算齿宽与齿高之比b/h

模数m=d1t/Z1=1.2X122.42/29=5.064,二m=6,h=2.25X

6=13.5,b/h=122.42/13.54=9.068

5计算载荷系数，根据V=0.21m/s,7级精度，KV=1.02，直齿轮

a=KFa=1,由表10-2查得使用系数Ka=1.25，由表10-4用插值法得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，心=1.437。

由b/h=9.068,陥=1.437,AK=KKvKhKh=1.25X1.02X1X1.437=1.832

6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t（K/Kt）1/3=

122.42X（1.832/1.3）1/3=137.25mm

7计算模数mm=1.2Xd1/Z1=1.2X37.25/29=5.679，二取m=6

3、按齿根弯曲强度设计

21/Q

由m>{（2KT1/©d•乙）•（YFaYsa/[6f]）}

⑴确定公式内的各计算数值

1由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限6fe=500mpa大齿轮弯曲疲劳强度极限6fe2=380mpa=

2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数&N1-0.98,©2=1.07

3计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式[6

f]1=Kfn16fei/S=0.98X500/1.4=350mpa[6f]2=Kfn26fe2S=1.07X380/1.4=290.43mpa

4计算载荷系数K,K=KKvKFa后=1.25X1.02X1X1.352=1.724

5查取齿形系数，由表10-5查得YFa1=2.53；YFa2=2.172；

6查取应力校正系数由表10-5查得Ysa1=1.62;Ysa2=1.798

7计算大小齿数*a1Ysai/[6F]1=2.53X1.62/350=0.01171,W2

6Hiim1=600mpa

6Hiim2=550mpa

Ni=11520000

N=3.056X106

Khn=1.29;

Khn=1.06

[6h]1=774mpa

[6h]2=583mpa

d1t>122.42mm

V=0.21m/sb=122.42mm

m=6

b/h=9.068

K/=1.02,Ka=1.25

Kh=1.437

K=1.832

d1=137.25mm

m=6

Ysa讥6f]2=2.172X1.798/290.43=0.01345，二大齿轮的数值大

⑵设计计算

1.2X{（2X1.724X842790/1X292）•0.01345}1/3=4.31，二m取5,二小齿轮数乙=d1/m=137.25/5〜28,二大齿轮齿数乙=3.77X28=105.56;•••不能有公约数，要求互质，.••取107

4、几何尺寸计算

⑴计算分度圆直径d1=Zm=28^5=140mm

d2=乙m=107X5=535mm

⑵计算中心距a=（d1+d2）/2=337.5mm

⑶计算齿轮宽度b=©dd1=1X140=140mm

取B2=140mmB1=145mm

6fe1=500mpa

6fe2=380mpa

Kfn1=0.98,fn2=1.07[6f]1=350mpa[6f]2=290.43mpa

K=1.724

大齿轮的数值大

m=5

乙=107

d1=140mm

d2=535mm

a=337.5mm

b=140mm

R=140mmBi=145

五、轴的设计计算

1轴径初算和联轴器选择

⑴根据公式d>CX（P2/n2）1/3=112X（2.911/32）1/3=50.37

⑵这根是低速轴，所以选择HL型弹性柱销联轴器。

根据公称转矩x1.7的工况系数接近2000,故选择HL5考虑到安全因素，即选择轴孔直径为63mm轴长取140。

⑶根据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径63mm故取第二段轴径为65mm

⑷第三段轴上安装圆锥滚子轴承，由轴承标准件取得内径为70

⑸第四段要求直径扩大6~10,又需要安装键槽，故再需乘上系数

1.05，取直径为80mn，满足条件。

⑹因为轴肩需比前一段轴径〉6~10,又需大于79,故取为90mm。

⑺理由同⑷，取得70mm

㈡确定各段轴长

⑴由上述“⑵”得第一段轴长为140mm

⑵因为实际安装时轴承需推进3mm润滑间隙，所以轴肩宽度取为

8mm（即上述的“⑹”这段轴肩宽度）

根据箱体壁厚以及箱体侧视图的宽度为116,以及蜗轮端面距离内

壁距离为（116-72）/2=22。

以及蜗轮轮毂长度为96。

让整体布局成为对称分布。

但需要注意的是：

我们必须留出挡油板或分油盘的空隙。

⑶因第三段上圆锥滚子轴承T为26.25mm故轴长取为47.5mm满足要求。

⑷上述“⑺”这段轴长也需安装轴承，要求大于26.25（第三段轴

上安装的圆锥滚子轴承宽度），故取为39mm

d>50.37

HL5型弹性柱销联

轴器

第一段轴径63mm

第二段轴径为65

第三段轴内径70

第四段:

80mm

轴肩：

90mm

最后一段：

70mm

第一段轴：

140mm

轴肩宽8mm

第三段：

47.5mn

第四段轴长：

39mm

⑸最后确定第二段的轴长，因上面需安装端盖，故等确定了减速

器箱体结构尺寸后方可推算而得，暂且搁置。

先行计算箱体结构。

⑹确定轴上圆角和倒角尺寸

轴端倒角皆为245，参考书上表15-2，各轴肩处的圆角半径和

倒角。

㈢轴的校核计算

1、根据已求得的的功率P2转速n2和转矩T2

P2=2.9106kw，

T2=868630N-mm

P22.9106kw，T2868630Nmm

2、求作用在齿轮上的力

齿轮分度圆的直径为d2248mm

Ft=7005N

圆周力：

Ft2T228686307005N

Fr=2562.35N

d2248

径向力.FrFtan/cos7005tan20/cos571'

Ka=1.7

2562.35N

Tca=1476671N・mm

Fa=Fttanp=7005Xtan542'48"=700.8N

2、求轴上的载何

水平：

Fnh1Fnh27005NFnh169.168.6Fnh2

Fnh13489.8N

有Fnh13489.8NFnh23515.2N

Fnh23515.2N

垂直：

Fnv1Fnv22562.35NFnv169.168.6Fnv2

Fnv11276.48N

有：

Fnv11276.48NFnv21285.87N

FNV21285.87N

水平弯矩：

Mh241145.18Nmm

MH241145.18Nmm

垂直弯矩：

MV188204.768Nmm

MV21305.5Nmm

总弯矩：

M1/M2M2256770.47191Nmm

1、•H2V12

M2v'MH2MV22241148.7138Nmm

根据轴的计算作出弯矩图和扭矩图

256770.5Nmm

2411487N.mm

从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面.现将计算

出危险截面处的力矩值列于下表

载荷

水平面H

垂直面V

Fnh13489.8N

FNv11276.48N

支反力

FNH23515.2N

FNv21285.87N

MV188204.768Nmm

弯矩M

MH241145.18Nmm

MV21305.5Nmm

M1jM：

M2v12

256770.47191Nmm

总弯矩

M2JM：

M：

241148.7138Nmm

扭矩T

T2=868630N-mm

6）按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的强根据

式15-5及上表中的数值,并取a=0.59，轴的计算应力

（T=[M2+（aT）2]1/2/W=10.191mpa

前面以选定轴的材料为45钢,调质处理，由表15-1查得,60MPa.cW[c-1]，故安全.

7）精确校核轴的疲劳强度

（1）危险截面的左侧

抗弯截面系数W1=0.1d3=0.1x703=34300mrn

抗扭截面系数W2=0.2d3=0.2x703=68600mrn

a=0.59

c=10.191mpa

160MPa

cW[c-1]故安全.

W=34300mrn

W=68600mm

截面左侧的弯矩M为

M=2567O.4791X（69.1-47.5）/69.仁80264N•mm

截面上的扭矩T2为T2=868630N・mm

截面上的弯曲应力b—2.34MPa

截面上的扭转切应力t=T/W2=12.66

轴的材料为45钢，调质处理.由表15-1查得

b640MPa,1275MPa,1155MPa

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按表

3-2查取.

因r/d=0.0285，D/d=1.142，经插值后可查得

2.2112，1.52

又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为

q0.82,q0.85

故有效应力集中系数按式（附3-4）为

kb=1+q°（a-1）=1.993

kt=1+q^（at-1）=1.67

由附图3-2得尺寸系数—=0.66

由附图3-3得扭转尺寸系数&t=0.8

轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为

0.92

轴未经表面强化处理,即q1,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为

K=ka/£a+1/Ba-1=3.1067

Kt=kt/£t+1/Bt-1=2.174

M=80264N-mm

T2=868630N-mm

b—2.34MPa

t=T7W2=12.66

aa=2.2112

at=1.52

q0.82,q0.85

ka=1.993

kt=1.67

£a=0.66

£t=0.8

0.92

Ka=3.1067

又由3-1节和3-2节得碳钢的特性系数

0.1~0.2,取0.1

0.05~0.1,取0.05

于是,计算安全系数

Sa=CT-1/（K小+巾小m）=37.9

St=T-1/（KTC+巾TTm）=14.07

221/2

Sca=SS/（Sc+S）=13.19>>1.5

故可知其安全.

（3）截面右侧

333

抗弯截面系数W1=0.1d=0.1X80=51200mm

抗扭截面系数W2=0.2d3=0.2X803=102400mrn

截

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