单级蜗杆减速器课程设计.docx

单级蜗杆减速器课程设计.docx

《单级蜗杆减速器课程设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《单级蜗杆减速器课程设计.docx（31页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

单级蜗杆减速器课程设计

机械工程学院

机械设计课程设计说明书

设计题目：

单机蜗轮蜗杆减速器课程设计

专业：

机械设计制造及其自动化

班级：

13机制

姓名：

学号

指导教师：

王利华张丹丹

2016年7月3日

一、设计任务.

错误!

未定义书签。

1.设计题目1

2.原始数据1

3.工作条件1

4.

传动系统方案的拟订

1.选择电机2

1.1电动机的功率2

1.2电动机转速的选择2

1.4传动比的分配3

2.计算传动装置的运动和动力参数3

2.1各轴转速3

2.2各轴的输入功率3

2.3各轴的转矩.3

3.蜗轮蜗杆的设计计算.4

3.1选择蜗杆传动类型4

3.2选择材料4

3.3按齿面接触疲劳强度进行设计4

3.4确定许用接触应力5

3.5计算口尙值5

3.7校核齿根弯曲疲劳强度6

3.8验算效率7

3.9精度等级工查核表面粗糙度的确定7

3.10蜗杆传动的热平衡计算7

4.轴的设计计算8

4.1蜗轮轴的设计计算8

4.2蜗杆轴的设计计算11

5.轴承的计算15

5.1计算输入轴轴承15

5.2计算输出轴轴承16

6.键连接的选择的计算.17

6.1蜗杆轴键的计算17

6.2蜗轮轴上键的选择17

7.联轴器的校核18

7.1蜗杆轴联轴器的校核18

7.2蜗轮轴联轴器的校核18

8.减速器箱体结构设计.18

8.1箱体结构形式和材料18

8.2箱体主要结构尺寸18

8.3减速器的附件20

9.润滑和密闭说明21

9.1润滑说明21

9.2密封说明22

三、设计心得.23

参考文献23

、设计任务

1.设计题目

设计用于带式输送机传动装置的单级蜗杆减速器

2.原始数据

输送带工作拉力F=2400N输送带速度V=0.8m/s；卷

筒直径D=300mm

3.工作条件

班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用期限10

年，小批量生产；允许输送带速度误差为土5%;生产条件是中等规模机械厂，可加工7〜8级精度的蜗杆及蜗轮，动力来源是三相交流电（220V/380V）。

K=1

Ka=1.15

Kv=1

K=1.15

zi=2

z2=29

h'=268MPa

N1.46044108

Khn=0.72

H=191.69MPa

4.传动系统方案的拟订

m=8

蜗杆

蜗轮

B=64mm

vs=3.03m/s

蜗轮轴

蜗杆轴

蜗杆轴采用30305型

圆锥滚子轴承

蜗轮轴采用30313型圆锥滚子轴承

Cr=152KN

Cor=188KN

联轴器与轴的周向定位采用双圆头平键连接联轴器与轴的周向定

位采用双圆头平键连接

蜗轮轴上蜗轮与轴的周向定位采用双圆头平键连接

电动机与蜗杆轴之间的联轴器型号为LX1蜗轮轴与卷筒轴之间的联轴器型号为LX4蜗杆圆周速度为

传动比较大，结构紧凑，传动平稳，噪音小，适合于繁重及恶劣条件下长期工作。

缺点是效率低，发热量较大，不适合于传递大功率。

二、设计计算

1.选择电机

1.1电动机的功率

由以知条件可以计算出工作时所需的有效功率查阅参考文献【2】中表2-2可知

联轴器效率1=0.99

滚动轴承效率2=0.98

双头蜗杆效率3=0.8

卷筒效率40.96

34=0.70

传动系统总效率n总=1*12*23

式中：

12=2*3=0.98X0.8=0.78

232*10.98X0,99=0.97

工作时所需电动机功率为

1.2电动机转速的选择

输送机滚筒轴的工作转速为

50.93rmin

60*1000v60*1000*0.8…

nwr/mim

D3.14*300

1.3电动机型号的选择

选取同步转速为750m/s的电动机，根据工作条件，查阅参考文献【2】中表16-1可知，应选择的电动机型号为丫132M其主要性能参数为

额定功率Pm3kW

满载转速nm710%in

1.4传动比的分配

总传动比inm71013.9414

nw59.3

2.计算传动装置的运动和动力参数

2.1各轴转速

蜗杆轴n1=710r/min

齿轮轴n2=710/14=50.71r/min

卷筒轴n3=n2=50.71r/min

2.2各轴的输入功率

蜗杆轴p1=Pr*12.74*0.993.713KW

齿轮轴p2=P1*122.713*0.782.116KW

滚筒轴p3=p2*23*342.116*0.97*0.941.929KW

2.3各轴的转矩

电机输出转矩

P

Td=9550Pl=9550*2.74/710NM36.855NM

nm

蜗杆输入转矩

「=9550旦9550*2.713/710NM36.492NM

蜗轮输入转矩

T2=9550巳9550*2.116/50.71NM398.497NM

滚筒输入转矩

T3=9550」9550*1.929/50.71NM363.28NM

将以上算得的运动和动力参数列于表1

表1

类型

功率P

（kw）

转速n

（r/min）

转矩T

（n-m

电动机轴

3

710

36.855

蜗杆轴

3.713

710

36.492

蜗轮轴

2.116

50.71

398.497

滚筒轴

1.929

50.71

363.28

3.蜗轮蜗杆的设计计算

3.1选择蜗杆传动类型

根据GB/T10085-1988的推荐，米用渐开线蜗杆0）。

3.2选择材料

考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用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,硬度为45〜55HRC蜗轮用铸锡磷青铜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,而轮芯用灰铸铁HT100制造。

3.3按齿面接触疲劳强度进行设计

根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。

由式确定作用在涡轮上的转距

由前面可知T2=398.497N•m

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K=1;

由参考文献【1】表11-5取使用系数KA=1.15

由转速不高，冲击不大，可取动载何系数Kv=1,则

K=KKAKV=1.15

确定弹性影响系数ZE

1

因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa2

确定蜗杆齿数z1和蜗轮齿数z2

由参考文献【1】表11-1，初选蜗杆头数为Zi=2蜗轮齿数为z2=i*z128,由于z1与z2之间尽量要互

为质数，取Z229o

3.4确定许用接触应力

根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属模

铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC可从参考文献【1】中表11-7查得蜗轮的基本许用应力h'=268MPa

应力循环次数

假设减速器每天工作16小时，每年按300工作日计，则寿命为十年时

LJ300*16*1048000h

应力循环次数N=60jn2Lh=60X1X50.71X

480001.46044108

2348023

3416.73mm

md11.1539849710（）mm

29191.69

因乙=2,从参考文献【1】表11-2中取模数m=8蜗

1118'36''

杆分度圆直径d180mm，分度圆导程角

⑥蜗杆与蜗轮主要几何参数

由1、昉did2808*29

中心距amm156mm

22

蜗杆

轴向齿距Pam3.14*825.13mm

直径系数q乞聖10

m8

齿顶圆直径da1d12ham8021886mm齿根圆直径df1d1hf1d12m（h；c*）60mm

蜗杆齿宽

b|110.1z2m110.129825136.5mm

取b1136.5mm

导程角1118'36''

1

蜗杆轴向齿厚sa—m0.58mm12.57mm

2

蜗轮

蜗轮齿数z229

分度圆直径d2=mZ2=829232mm

蜗轮喉圆直径

da2d22ha2232218mm248mm

齿根圆直径

蜗轮咽喉母圆半径

11

rg2a—da2156-248mm32mm

g22

蜗轮宽度B0.75da10.7586mm64.5mm取

B=64mm

3.7校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数Zv2Z；29330.76

cos（cos11.31）

根据Zv230.76，从参考文献【1】中可查得齿形系数

YFa22.43

因为1118'36''11.31

螺旋角系数Y=1-一=1-11.300=0.9192

14001400

许用弯曲应力[f][JKfn

从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力f'=56MPa

寿命系数Khn0.72

f=0.72X56MPa=40.32MPa

3

f1.531.15398.497102.430.9192MPa10.5048MPa

802328

故弯曲强度是满足的。

3.8验算效率

已知1118'36'',varctan化;fv与相对滑动速

度vs有关

vs==3.03m/s

s601000cos11.310

由参考文献【1】表11-18可得fv=0.027,v1.15

代入式中可得（0.83~0.84），大于原估计值，因此

不用重算。

3.9精度等级工杳核表面粗糙度的确定

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，蜗轮精度选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089-198&然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。

详细情况见零件图。

3.10蜗杆传动的热平衡计算

蜗杆传动的热平衡校核公式：

其中：

蜗杆传递的名义功率P2.713kW

蜗杆传动的总效率0.841

箱体散热系数（Wm2C）,

d（8.15~17.45）Wm2C，取d13Wm2C

箱体散热面积S1.2m2

周围空气的温度to20C

润滑油工作温度的许用值一般取60~70C,取

t60C

代入上述数据，得

t2010002.713（10.84）c47.83C[t]，符合131.2

要求。

4.轴的设计计算

4.1蜗轮轴的设计计算

4.1.1选择轴的材料及热处理

选用45钢，调质处理。

4.1.2求作用在蜗轮上的力

2T>398.4972103h

轴向力Ft—2N3435.32N

d2232

径向力FrFt回tan20Ft1275.12N

coscos11.31

圆周力

4.1.3初步确定轴的最小直径

根据参考文献【1】表15-3，取A112,由

输出的最小轴径显然是安装联轴器处的直径d1，为了

使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩TeaKaT2，查参考文献【1】14-1，

考虑转矩变化很小，故取Ka=1.5，贝U

由参考文献【2】表13-9，选用LX3型弹性柱销联轴器,联轴器孔径d40mm，故取，由于键槽的存在，故将直径增大10%取d1（10.1）4044mm

则重新选择联轴器LX4,d145mm

联轴器与轴配合的长度为84mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面，故取第一段长度为Lj82mm。

装配方案：

右端从左到右依次安装甩油环，滚动轴承，端盖。

左端从右到左依次安装蜗轮、套筒、甩油环，滚动轴承、端盖和联轴器。

图2

确定轴的各段直径和长度

1段：

由上得d145mm，L182mm;

2段：

为满足联轴器要求，两段轴之间要有定位轴肩，则d24523.552mm，考虑到轴承端盖的长度和安

装和拆卸的方便，取L2252550mm

3段：

由于轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故

选轴承为圆锥滚子轴承，由于d252mm

查参考文献【2】表12-3，所选轴承型号为30311。

其尺寸为

贝yd355mm

甩油盘的长度为12mm取齿轮距箱体内壁之间的距离

为18mm，则第三段轴的长度为

L318mm12mm31.5mm61.5mm

4段：

查参考文献【2】表12-3知该型轴承的定位轴肩咼度为h5mm，则d4d32h65mm，该段与蜗

轮接合，蜗轮轮毂L4「5d41.56597.5mm,为了

使套筒能可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取L495mm。

5段：

轴肩高度为h（2~3）R，由轴d465mm得

R2mm故取h6mm则d577mmL512mm。

6段.d6d355mmL6361248mm。

轴的圆角半径R2mm，轴端倒角为C2。

先确定轴的支点位置，查参考文献【2】表12-3得，对于30311型轴承，a25mm，则轴的支承跨度为

J1384mm82.5mm166.5mm根据轴的计算简图

做出轴的弯矩图和扭矩图，如图3所示

图3

从轴的结构图和弯矩图中可以看出涡轮中心截面C为

轴的危险面。

现计算截面C处的各数值

对水平面H

对垂直面V

总弯矩

M1J142983.598293282"170721.523Nmm

扭矩为TT2398.497Nm

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭

矩的截面的强度经判断轴所受扭转切应力为脉动循

环应力,取0.6,轴的计算应力为

寸M「（T3）2v'170721.5232（0.6398497）2._

ca1—3MPa

W0.177

6.44MPa

以选疋轴的材料为45钢，调质处理。

由参考文献【1]

表15-1查得［j=60MPa，因此ca,,故安全。

4.2蜗杆轴的设计计算

4.2.1选择轴的材料及热处理

选用45钢，调质处理。

4.2.2求作用在蜗杆上的力

轴向力Ft2T1912.3N

di

径向力FrFttan338.67N

cos

圆周力FaFttan18246N

4.2.3确定轴的最小直径

根据参考文献【1】表15-3，取A0110,由的最小轴

径显然是安装联轴器处的直径d1

最小轴径显然是安装联轴器处的直径d1，为了使所选

的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩TcaKaT2，查参考文献【1】14-1，

考虑转矩变化很小，故取Ka=1.5，贝U

由参考文献【2】表13-9，选用LX1型弹性柱销联轴器,联轴器孔径d19mm，故取d119mm，联轴器与轴配合的长度为30mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面，故取第一段长度为

L125mm。

装配方案：

右端从左到右依次安装套杯、滚动轴承，挡圈，止动垫圈，圆螺母，端盖，左端从右到左依次安装套杯、滚动轴承、挡圈，套筒，端盖和联轴器。

c

123453910

图4

确定轴的各段直径和长度

1段：

由上得di19mm,Li25mm;

2段：

为满足联轴器要求，两段轴之间要有定位轴肩，

轴肩高度为h（2~3）R，由轴di19mm，查参考文献

【1】表14-2，得R1mm,故取h2mm，则

d221mm考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方

便，端盖与联轴器间的距离为25mm再初选套筒长度

为20mn取L2252045mm

3段：

由于轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故

选轴承为圆锥滚子轴承，由于d221mm杳参考文献

【2】表12-3，所选轴承型号为30305.其尺寸为

dDT25mm62mm18.25mm

则d325mm，选取该段长度为L321mm

4段：

查参考文献【2】表12-3知该型轴承的定位轴

肩高度为h4mm，则d4d32h33mm，取该段长

度为10mm1-410mm。

5段：

5段轴的直径与3段轴的直径相同，即

d5d325mm取该段长度为L540mm

6段：

其长度与蜗杆齿宽一致，取L6136.5mm，

d680mm。

7段：

该段轴的直径与5段轴的直径相同，即

d7d525mm取该段长度为L740mm

8段：

该段轴与4段轴一致，d833mm

9段：

该段轴与4段轴一致d925mm,Lg21mm

10段：

该段安装止动垫圈和圆螺母，取d1020mm

L1020mm

轴的圆角半径R2mm，轴端倒角为C2o

先确定轴的支点位置，查参考文献【2】表12-3得，对于30305型轴承a13mm，则轴的支承跨度

为J°124.25mm124.25mm根据轴的计算简图做

出轴的弯矩图和扭矩图，如图5所示

Ml

按弯扭合成应力校核轴的强度

扭矩为TTi36.492Nm

图5

从轴的结构图和弯矩图中可以看出截面C为轴的危险面。

现计算截面C处的各数值

对水平面H

对垂直面V

总弯矩

M1'60325.8375218745.115263171.09Nmm

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度经判断轴所受扭转切应力为脉动循

环应力，取0.6,轴的计算应力为

ca

Fn*

Q—

图6

456.15N

卜、、FrvE

0.1803

M2（T）2657076572厂（”一3649221.35MPa

W

以选定轴的材料为45钢，调质处理。

由参考文献【1]表15-1查得[1]=60MPa，因此ca1,故安全。

5.轴承的计算

5.1计算输入轴轴承

初选两轴承为30305型圆锥滚子轴承，查参考文

献【2】表12-3，可知其基本额定动载荷Cr=46.8KN

基本额定静载荷Cor48.0KN,e0.31,Y2，受力

分析如图6所示

Frlrd

o

由以上计算结果可知卩甘456.15NFrH2

则派生轴向力为

再求轴承的当量动载荷R和F2

由参考文献【1】表13-5可知

对轴1：

x11Y0

对轴2：

X20.4Y21.9

因轴承运转过程中有中等冲击，由参考文献【1】表

13-6得fd1.2~1.8，取fd1.4则

验算轴的寿命

以为PP2所以按轴承2的受力大小验算

减速器的设计寿命为Lh,48000h

LhLh'，故所选轴承寿命满足要求。

5.2计算输出轴轴承

初选两轴承为30311型圆锥滚子轴承，查参考文

献【2】表12-3，可知其基本额定动载荷Cr=152KN基

本额定静载荷Cor=188KNe0.35，Y1.7，受力分

析如图7所示

由以上计算结果可知

则派生轴向力为

再求轴承的当量动载荷P和P2

因为Fa10.29e

Fr1

由参考文献【1】表13-5可知

对轴1：

X11Y0

对轴2：

X20.4丫21.7

因轴承运转过程中有中等冲击，由参考文献【1】表

13-6得fd1.2~1.8，取fd1.4则

验算轴的寿命

以为RP2所以按轴承2的受力大小验算

减速器的设计寿命为Lh，48000h

LhLh'，故所选轴承寿命满足要求。

6.键连接的选择的计算

6.1蜗杆轴键的计算

联轴器与轴的周向定位采用双圆头平键连接，按

19mm，由参考文献【1】表6-1查得平键截面

di

h6mm6mm，键槽用键槽铣刀加工，长

20mm。

L

普通平键连接的强度条件为

由上得丨Lb14mm

查参考文献【1】表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许

用压力为100MPa~120MPa，故取p120MPa，

满足pp,该键满足要求。

6.2蜗轮轴上键的选择

蜗轮轴上蜗轮、联轴器与轴的周向定位都采用双

圆头平键连接。

按d145mm，65mm由参考文献

【1】表6-1查得平键截面

bi

h114mm9mm，b2h218mm11mm

键槽用键槽铣刀加工长Li70mm；L?

80mm

普通平键连接的强度条件为

400054

计算得p119.05MPa

p4.55645

查参考文献【1】表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用压力为100MPa~120MPa，故取p120MPa，

满足p1p，p2p该键满足要求。

7•联轴器的校核

7.1蜗杆轴联轴器的校核

电动机与蜗杆轴之间的联轴器型号为LX1,查参

考文献【2】表13-9可知，LX1的公称转矩为

Tn250Nm，许用转速为n8500r/min，而蜗杆轴的转矩为T122.8N.m，转速为n710r/min联轴器的计算转矩J心人34.2Nm

则心Tn，n1n故联轴器满足要求。

7.2蜗轮轴联轴器的校核

蜗轮轴与卷筒轴之间的联轴器型号为LX4,查参

考文献【2】表13-9可知，LX4的公称转矩为

Tn2500Nm，许用转速为n3870r/min，由以上

计算可知Tca597.7Nm，n250.71r/min

则TeaTn，n2n故联轴器满足要求。

8.减速器相体结构设计

8.1相体结构形式和材料

蜗杆圆周速度为

nd114403.140.045出工

v——11.672m/s，由于

6060

v10m/s，则米用卜置式蜗杆减速器。

箱体材料为

HT150

8.2箱体主要结构尺寸

由参考文献【2】表5-1，得出表2:

名

称

符

号

尺寸关

系

计算结

果

机座壁厚

0.04a+3>

8

10

机盖壁厚

10

机座凸缘厚度

b

1.5S

15

机盖凸缘厚度

15

机座底凸缘厚度

P

2.5S

25

地脚螺钉直径

0.036a+12

14.56取

M16

地脚螺钉数目

n

4

4

轴承旁连接螺栓直

径

13.25取

M16

机盖与机座连接螺栓直径

9.02取

M10

轴承端盖螺钉直径