蜗轮蜗杆减速器课程设计模板总结.docx
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蜗轮蜗杆减速器课程设计模板总结
蜗轮蜗杆减速器课程设计模板总结
一、课程设计任务书
题目：
设计某带式传输机中的蜗杆减速器
工作条件：
工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制。
已知条件：
滚筒圆周力F=4400N；带速V=0.75m/s；滚筒直径D=450mm。
二、传动方案的拟定与分析
由于本课程设计传动方案已给：
要求设计单级蜗杆下置式减速
器。
它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优
点，适用于传动V≤4-5m/s,这正符合本课题的要求。
三、电动机的选择
1、电动机类型的选择
按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，
电压380Ｖ，型号选择Y系列三相异步电动机。
2、电动机功率选择
1）传动装置的总效率：
23
ηηηηη
=?
?
?
总蜗杆
联轴器轴承滚筒23
0.990.990.720.960.657=?
?
?
=
2）电机所需的功率：
0.657η=
总
23001.2
4.38100010000.657
FVPKWη?
===?
电机
总3、确定电动机转速
计算滚筒工作转速：
6010006010001.263.69/min360VrDηππ?
?
?
===?
滚筒
按《机械设计》教材推荐的传动比合理范围，取一级蜗杆减速器
传动比范围580i=减速器，则总传动比合理范围为I总=5～80。
故电动机转速的可选范围为：
（5~80）63.69318.45~5095.2/minninr=?
=?
=总电动机滚筒。
符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第4方案比较适合，则选n=3000r/min。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S1-2。
其主要性能：
额定功率5.5KW；满载转速2920r/min；额定转矩2.2。
四、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比
2920
45.8563.69
nin=
=
=电动机总滚筒
五、动力学参数计算
1、计算各轴转速002920/min
2920/min2920
63.69/min45.85
63.6963.69/min1
nnrnnrnnrinnriIIIIIIIII======
==
==电动机减速器
2、计算各轴的功率P0=P电机=4.38KWPⅠ=P0×η联=4.336KW
PⅡ=PⅠ×η轴承×η蜗杆=3.09KW
4.38PKW=电机
63.69/minnr=滚筒
860~
10320/minnr=电动机
电动机型号：
Y132S1-2
45.85i=总
02920/min2920/min63.69/min63.69/minnrnrnrnrIIIIII====
P0=4.38KWPI=4.336KWPII=3.09KWPIII=3.03KW
PⅢ=PⅡ×η轴承×η联=3.03KW3、计算各轴扭矩
T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×4.38/2920=14.325N·mTⅠ=9.55×106PII/nⅠ=9.55×106×4.3362/2920=14.1818N·mTⅡ=9.55×106PIII/nⅡ=9.55×106×3.09/63.69=463.33N·mTⅢ=9.55×106PIII/nⅡ=9.55×106×3.03/63.69=454.33N·m
六、传动零件的设计计算蜗杆传动的设计计算
1、选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆（ZI）。
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、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。
由教材P254式（11—12）,传动中心距[]32
2）（HPEKTaσZZ≥
（1）确定作用在蜗杆上的转矩2T
按11Z=，估取效率η=0.72,则IIT=
663.09
9.55109.551063.69
pnIIII?
=?
?
=468667N.mm
（2）确定载荷系数K
因工作载荷有轻微冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数βK=1;由教材P253表11—5选取使用系数1.0AK=由于转速不高,
冲击不大,可取动载系数05.1=Kv;则由教材P252
1.011.051.05vβAK=KKK=?
?
≈
（3）确定弹性影响系数EZ
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故EZ=1602
1aMP。
T0=14.325N·mTI=14.1818N·mTII=463.33N·mTIII=454.33N·m
K=1.21
（4）确定接触系数PZ
先假设蜗杆分度圆直径1d和传动中心距a的比值a
d1
=0.35从教材P253图11—18中可查得PZ=2.9。
（5）确定许用接触应力[]Hσ
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,可从从教材P254表11—7查得蜗轮的基本许用
应力[]'
Hσ=268aMP。
由教材P254应力循环次数
26060163.69365241033475460hjnLN==?
?
?
?
?
≈寿命系数7810
0.6448334754640
HN
K==则[][]0.6448268173HHNHaσσ'
=K?
=?
=MP
（6）计算中心距
2
31602.91.05468667152.405173amm?
?
?
≥?
?
=?
?
?
（6）取中心距a=180mm,因i=45.85,故从教材P245表11—2中取
模数m=6.3mm,蜗轮分度圆直径1d=63mm这时a
d
1=0.35从教材P253
图11—18中可查得接触系数'ZP=2.9因为'
ZP=PZ,因此以上计算结
果可用。
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
（1）蜗杆
轴向尺距3.146.319.792amπP==?
=mm;直径系数10=q;
齿顶圆直径11263216.375.6aaddhmmm*
=+=+?
?
=;齿根圆直径（）11247.25fa
ddhmcmm*
=-+=;分度圆导程角54838γ'''=;蜗杆轴向齿厚
3.146.3
9.89622am
Sπ?
=
=
=mm。
（2）蜗轮
蜗轮齿数48;变位系数20.4286X=-mm;
19.792aP=175.6admm=
147.25fdmm=
演算传动比2148481ziz===mm,这时传动误差比为4845.854.7%45.85-=,是允许的。
蜗轮分度圆直径226.348302.4dmz==?
=mm蜗轮喉圆直径2222aahdd+==315mm蜗轮齿根圆直径2222281.25ffddhmm=-=
蜗轮咽喉母圆半径2211
18032522.522
garad=-=-?
=mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度
[]FFaFYYm
ddKTσσβ≤=
2212
53.1当量齿数（）
223
3
48
48.24coscos5.71vγ
ZZ==
=
根据220.4286,48.24vX=-Z=从教材P255图11—19中可查得齿形系数
22.717FaY=
螺旋角系数5.71110.9592140140
Yβγ=-=-=
从教材P255知许用弯曲应力[][]FNFFK?
'
=σσ
从教材P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[]'
Fσ=56MPa。
由教材P255寿命系数66
991010
0.67733475460FNKN===
[]560.67737.912FMPaσ=?
=
1.531.05468667
2.7170.959216.34963302.46.3
FMPaσ?
?
=
?
?
=?
?
可见弯曲
强度是满足的。
6、验算效率η
（）（）
v～ ?
γγ
η+=tantan96.095.0
2302.4d=
2315ad=
2281.25fd=
222.5gr=
248.24vZ=
22.717FaY=
[]37.912FMPaσ=
已知γ=5.71;vvfarctan=?
;vf与相对滑动速度sV有关。
11
632920
9.68/601000cos601000cos5.71sdnVmsππγ
?
?
=
=
=?
?
?
从教材P264表11—18中用插值法查得vf=0.01632,
'5388vφ=?
代入式中得η=0.824,大于原估计值,因此不用重算。
7、精度等级公差和表面粗糙度的确定
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、蜗轮精度中选择9级精度,侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089—1988。
然后由参考文献[5]P187查得蜗杆的齿厚公差为1sT=71μm,蜗轮的齿厚公差为2sT=130μm;蜗杆的
齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6μm,蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μm和3.2μm。
8.热平衡核算初步估计散热面积：
1.751.75
1800.330.330.92100100aS?
?
?
?
===?
?
?
?
?
?
取at（周围空气的温度）为20?
c。
22（8.15~17.45）/（）,17/（）
1000
（1）10004.3366（10.824）（20S170.9268.885S0.92dadwmcwmcpttccααηα?
?
?
=?
?
-?
?
-=+=+
?
=<∴=取油的工作温度）合格。
七、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217~255HBS根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d≥115（5.9/1500）1/3mm=18.1mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：
d=18.1×（1+5%）mm=19.1mm∴选d=30mm2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。
968/sVms=?
at=20?
c
t=68.8c
S0.92=
d=30mm
（2）确定轴各段直径和长度I段：
直径d1=30mm长度取L1=60mmII段：
由教材P364得：
h=0.08d1=0.08×30=2.4mm直径d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,长度取L2=50mmIII段：
直径d3=40mm初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为15mm，并且采用套筒定位；故III段长：
L3=40mm由教材P364得：
h=0.08d3=0.08×50=4mmd4=d3+2h=40+2×4=50mm长度取L4=90mmⅤ段：
直径d5=80mm长度L5=120mmⅥ段：
直径d6=d4=50mm长度L6=90mmⅦ段：
直径d7=d3=40mm长度L7=L3=40mm初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为15mm。
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=490mm（3）按弯矩复合强度计算①求小齿轮分度圆直径：
已知d1=80mm=0.08m②求转矩：
已知T2=91.7N·m、T1=54.8N·m③求圆周力：
Ft根据教材P198（10-3）式得：
1tF=2T1/d1=2X54.8/80X310=1370N
2tF=2T2/d2=590N
④求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得：
Fr=2tF·tanα=590×tan200=214.7N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=182.5mm?
绘制轴的受力简图?
绘制垂直面弯矩图轴承支反力：
FAY=FBY=Fr1/2=107.35NFAZ=FBZ=1tF/2=685N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为：
MC1=FAyL/2=19.6N·m?
绘制水平面弯矩图d1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=50mmd5=80mm
d6=50mmd7=40mm
FAY=107.35N
FAZ=685N
MC1=19.6N·m
图7-1截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=685×182.5×310-=125N·m?
绘制合弯矩图
MC=（MC12+MC22）1/2=（19.62+1252）1/2=126.5N·m?
绘制扭矩图
转矩：
T=TI=54.8N·m?
校核危险截面C的强度∵由教材P373式（15-5）（）
[]12
2
-≤T+M=
σασW
cca经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取α=0.6,
（）（）（）
（）
2
2
2
23
1265000.62000030.50.180ccaaW
ασM+T?
+?
=
=
=MP
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得[]aMP=-601σ,因此caσ<[]1-σ,故安全。
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=115d≥A0（P2/n2）1/3=115（5.31/553）1/3=24.4mm取d=58mm2、轴的结构设计
（1）轴上的零件定位，固定和装配
30.5caaσ=MP
d=58mm
单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
I段：
直径d1=58mm长度取L1=80mm
II段：
由教材P364得：
h=0.08d1=0.09×58=5.22mm直径d2=d1+2h=58+2×5.22≈66mm,长度取L2=50mmIII段：
直径d3=70mm
由GB/T297-1994初选用7014C型圆锥滚子轴承，其内径为70mm，宽度为20mm。
故III段长：
L3=40mm
Ⅳ段：
直径d4=82mm
由教材P364得：
h=0.08d3=0.08×82=6.56mmd4=d3+2h=70+2×6.682=82mm长度取L4=110mmⅤ段：
直径d5=d3=70mmL5=40mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=150mm（3）按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：
已知d2=82mm②求转矩：
已知T2=TII=91.7N·m
③求圆周力Ft：
根据教材P198（10-3）式得2tF=2T2/d2=590N
④求径向力Fr：
根据教材P198（10-3）式得
Fr=2tF·tanα=3586.4×tan200=1370N
⑤∵两轴承对称∴LA=LB=75mm?
求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=107.35NFAX=FBX=2tF/2=295N
?
由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=107.35×75×310-=8N·m
?
截面C在水平面弯矩为MC2=FAXL/2=295×75×3
10-=22.125N·m
?
计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N·m
d1=58mm
d2=66mm
d3=70mm
d4=110mm
d5=70mm
2tF=590N
Fr=1370NFAY=107.35N
FAX=295N
MC1=8N·m
MC2=22.125N·m
MC=23.54N·m
图7-2
校核危险截面C的强度由式（15-5）
∵由教材P373式（15-5）（）[]12
2
-≤T+M=
σασW
cca经判断轴
所受扭转切应力为对称循环变应力,取α=1,（）（）（）（）222
23
23.540.6917001.070.180ccaaWασM+T+?
===MP前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得[]aMP=-601σ,因此caσ<[]1-σ,故安全。
∴此轴强度足够八、链及链轮的选择1、选择链轮齿数取小链轮尺数1Z=19,由前面计算知1.75i=链则大链轮齿数
211.751938iZ=?
Z=?
=2、确定计算功率
由教材P178表9—6查得1.1=KA,由教材P179图9—13查得
1.52ZK=,单排链,则由教材P178式（9-15）得计算功率为
1.07caaσ=MP
238Z=
1.11.525.79.5caazkwP=KKP=?
?
=3、选择链条型号和齿距
根据9.5cakwP=及2553/minnr=查教材P176图9-11,可选
20A-1。
查教材P167表9-1得链条节距为P=25.4mm。
4、计算链节数和中心距初选中心距0（30~50）（30~50）25.4762~1270amm=P=?
=取
=0a1000mm由教材P180式9—16相应链节数为查得
2
0122100
2
222210001938381925.4107.4225.4221000paLpaππZ+ZZ-ZP?
?
=++?
?
?
?
+-?
?
=++≈?
?
?
取链长节数PL=104节,此时12110819
4.73819
PL-Z-==Z-Z-查教材P180表9-7得到中心距计算系数1f=0.24925,则由教材P180式9—17
得链传动的最大中心距。
（）（）11220.2492525.4210819381006.6afpLmmP=-Z+Z?
?
?
?
=?
?
?
-+≈?
?
?
?
5、计算链速v,确定润滑方式由教材P172式9—1115531925.44.4601000601000
nzpv?
?
=
=≈?
?
m/s由v=4.4m/s和链号20A-1查教材P181图9-14可知采用油池润滑6、计算压轴力PF
有效圆周力为P100010005.7
F13004.4
PNv?
=
=≈链轮水平布置时的压轴力15.1=FPK，则压轴力为
1.1513001495pFPeFKFN≈=?
≈。
九、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命：
16×365×10=58400小时。
1、计算输入轴轴承
9.5cakwP=
=0a1000mm
1006.6amm≈
PF1300N≈
1495pFN≈
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