单级蜗轮蜗杆减速器Word格式文档下载.docx

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电动机的选择

初选电动机类型和结构型式

根据动力源和工作条件，并参照选用一般用途的Y系列三相交流同步电动机，电源的电压为380V。

电动机的容量

确定减速器所需的功率

根据已知条件，工作机所需要的有效功率为

=

kW

确定传动装置效率

查表得：

联轴器效率

=0.99

双头蜗杆传动效率

=0.70

一对滚动轴承效率

输送机滚筒效率

=0.96

开式滚子链传动

=0.92

估算传动系统总效率为

=.6551

工作时，电动机所需的功率为

由表查表可知，满足P

≥P

条件的Y系列三相交流同步6级电动机Y100L-6额定功率P

应取为1.5kW,960r/min。

电动机的转速

根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速

为

r/min

传动装置的传动比及动力参数计算

传动装置运动参数的计算

由式（3-5）可知，传动系统的总传动比

取链传动的传动比为3。

由传动系统方案（见图）知：

传动系统的运动和动力参数计算

传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：

1轴（电动机轴）：

=960r/min

1.0495×

0.99=1.039kW

10.336N·

m

2轴（蜗杆轴）：

1.039×

0.99×

0.78=0.8023kW

427.804N·

3轴（蜗轮轴）：

17.91r/min

0.8023×

0.99=0.7864kW

419.326N·

轴号

电动机

单级蜗杆减速器

工作机

0轴

2轴

3轴

转速n

（r/min）

960

17.91

功率P

（kW）

1.0945

1.039

0.8023

0.7864

转矩T

（N·

m）

10.888

10.336

427.804

419.326

传动比

1

53.6

3、传动件的设计计算

3.1蜗杆副的设计计算

3.1.1选择材料

蜗杆：

45钢，表面淬火45-55HRC；

蜗轮：

10-3铝青铜ZCuAl10Fe3，金属模铸造，假设相对滑动速度vs<

6m/s

3.1.2确定许用应力

许用接触应力[σH]=120MPa

许用弯曲应力[σF]=90MPa

3.1.3参数的选择

蜗杆头数Z1=1

蜗轮齿数Z2=i•Z1=53.4则Z2取54

使用系数KA=1.1

综合弹性系数ZE=160

接触系数Zρ取d1/a=0.4由图12-11得，ZP=2.8

取整：

a=223.29mm

若取m=8,d1=80mm则

d2=mZ2=54×

8=432mm

则中心距a为

取250mm

3.1.4验算蜗轮圆周速度v2、相对滑动速度vs、及传动总效率η

1）蜗轮圆周速度v2

2）导程角

由

3）相对滑动速度vs

与初选值相符，选用材料合适

4）传动总效率η

当量摩擦角

原估计效率0.712与总效率相差较大，需要重新验算

3.1.5复核

所以原设计合理

3.1.6验算蜗轮抗弯强度

蜗轮齿根抗弯强度验算公式为

其中当量齿数

所以强度足够

3.2计算蜗杆传动等其他几何尺寸

3.2.1蜗杆相关几何尺寸

计算及其说明

计算结果

分度圆直径

齿顶高

全齿高

齿顶圆直径

齿根圆直径

蜗杆螺旋部分长度

（因为当m<

10时，b1加长15~25mm，故取b1=170mm;

蜗杆轴向齿距

d1=80mm

ha1=8mm

h1=17.6mm

da1=96mm

df1=60.8mm

b1=170mm

Pa1=25.12mm

3.2.2蜗轮相关几何尺寸

齿根圆直径

外圆直径

蜗轮齿宽

轮缘宽度

d2=432mm

da2=448mm

df2=412.8mm

取de2=380mm

b2=56mm

取B=70mm

3.2.3热平衡计算

取油温t=70℃，空气温度t=20℃,通风良好，αt取15W/（m2·

℃）,传动效率η为0.712；

由公式

得：

4、蜗杆副上作用力的计算

4.1.1已知条件

1）高速轴

传递的转矩T1=10336N·

mm

转速n1=960r/min

分度圆直径d1=80mm

2）低速轴

传递的转矩T2=427804N·

转速n2=17.91r/min

分度圆直径d2=432mm

4.1.2蜗杆上的作用力

1）圆周力

其方向与力作用点圆周速度方向相反

2）轴向力

其方向与蜗轮的转动方向相反

3）径向力

其中αn=20°

其方向力由力的作用点指向轮1的转动中心

4.1.3蜗轮上的作用力

蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等，方向相反，即蜗轮上的作用力为：

Fa2=Ft1；

Ft2=Fa1；

Fr2=Fr1

5、减速器箱体的主要结构尺寸

单位：

mm

名称

符号

尺寸关系

尺寸大小

箱座壁厚

δ

0.04α+3≥8

12

箱盖壁厚

δ1

δ1=0.085δ≥8

10

箱盖凸缘厚度

b1

1.5δ1

15

箱座凸缘厚度

b

1.5δ

18

箱座底凸缘厚度

b2

2.5δ

30

地角螺钉直径

df

0.036α+12

M20

地角螺钉数目

n

4

轴承旁连接螺栓直径

d1

0.75df

M16

盖与座连接螺栓直径

d2

（0.5~0.6）df

M10

连接螺栓Md2的间距

l

150~200

170

轴承端盖螺钉直径

d3

（0.4~0.5）df

M8

视孔盖螺钉直径

d4

（0.3~0.64）df

M6

定位销直径

d

（0.7~0.8）d2

Mdf、Md1、Md至外箱壁距离

C1

见表4-3

26,22,16

Mdf、Md1、Md至凸缘边缘距离

C2

24,20,14

轴承旁凸台半径

R1

14

凸台高度

h

根据低速轴轴承座外径确定

外箱壁至轴承座端面距离

l1

C1+c2+（5~10）

55~60

箱盖、箱座肋骨

m1、m2

m1≈0.85δ1、m2≈0.85δ

8.5、10.2

轴承端盖外径

D2

D+（5~5.5）,D-轴承外径（125）

130

轴承旁螺栓距离

s

s≈D2

减速器零件的位置尺寸

单位：

代号

荐用值/mm

Δ1

齿顶圆至箱体内壁距离

Δ7

箱底至箱底内壁的距离

Δ2

齿轮端面至箱体内壁距离

H

减速器中心高

Δ3

轴承端面至箱体内壁距离

轴承用脂润滑时

轴承用油润滑时

L1

箱体内壁至轴承座孔外端面的距离

Δ4

旋转零件间的轴向距离

L2

箱体内壁轴向间距

Δ5

齿轮顶圆至周彪面的距离

L3

轴承座孔外端面间距

Δ6

大齿轮顶圆至箱体底面内壁间距

e

轴承端盖凸缘厚度

6、蜗杆轴的设计计算

6.1.1已知条件

1）参数

传递的功率P1=1.039KW，转速n1=960r/min，转矩T1=10.336N•m，分度圆直径80mm，df1=60.8,宽度b1=170mm

2）材料的选择

因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用的45号钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此蜗杆表面采用淬火处理。

6.1.2初算轴径

初步确定蜗杆轴外伸段直径。

因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故轴径可由下式求得：

查询参考文献《机械设计基础（第五版）》杨可桢程光蕴李仲生主编高等教育出版社第245页表14-2可得

45钢的C值为118~107，故取118

6.2结构设计

6.2.1轴承部件结构设计

蜗杆的速度为

根据参考文献《机械设计基础课程设计》杨晓兰主编唐一科贾北平主审华中科技大学出版社第30页得

∵当蜗杆圆周速度v≦4~5m/s时，采用蜗杆下置式

当蜗杆圆周速度v＞4~5m/s时，采用蜗杆上置式

蜗杆下置时，润滑和冷却的条件比较好；

∴结构采用蜗轮在上、蜗杆在下的结构。

为了方便蜗轮轴安装及调整，采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结构，对于蜗杆轴，可按轴上零件的安装顺序进行设计。

6.2.2轴段①的设计

1）因为该段轴上安装联轴器，故此段设计与联轴器同步设计。

为了补偿误差，故采用弹性联轴器，根据参考文献《机械设计基础（第五版）》杨可桢程光蕴李仲生主编高等教育出版社第291页表17-1可得

工作情况系数KA为2.3

2）联轴器类型的确定及轴段①的设计

电动机的轴伸尺寸D×

E=18×

所以联轴器取型号为LT3弹性套住销联轴器，其公称转矩为315N·

m,许用转速为6300r/min（钢），毂孔直径取18mm，轴孔长度去30mm，J型轴孔，联轴器从动端代号为LT318×

30GB/T4323-2002。

则相应的轴段直径为d1=18mm，轴段长度略小于轮毂直径，故取L1=28mm

3）轴段②的直径

轴肩高度为

故，轴段②的直径为

该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为

65F2/T902010-91,则d2=21mm

4）轴段③及轴段⑦的设计

因为轴段③及轴段⑦上安装轴承，考虑其受力情况，所以选用圆锥滚子轴承，轴段③上安装轴承，现取轴承为2205，根据参考文献《机械设计基础课程设计》杨晓兰主编唐一科贾北平主审华中科技大学出版社第113页得其详细参数为

轴承内径d=25mm，外径D=52mm,宽B=18mm，T=26.25，内圈定位轴肩直径da=28mm，外圈定位轴肩直径Da=45mm，a≈25.8mm

蜗杆采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取Δ3=4mm，蜗杆浸油深度为

蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为

故取d3=25mm,

即d3=d7=25mm，l3=l7=B=18mm

5）轴段②的长度设计

因为轴段②的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件的尺寸有关。

取轴承座与蜗轮外圆之间的距离Δ=12mm（可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和向力内壁的位置）

由减速器箱体的主要结构尺寸可查轴承旁连接螺栓直径、箱体凸缘连接螺栓直径和地脚螺栓直径。

轴承端盖连接螺栓直径M8，取螺栓GB/T5782M8×

35,故轴承端盖厚e=1.2×

d端螺=1.2×

8mm=9.6mm，取e=10mm。

调整垫片厚度Δt=2mm，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K

1=16mm。

轴承座外伸凸台高Δt‘=5mm，轴承座长度为L′55mm。

则：

L2=K1+e+Δt+L′-Δ3-L3=63mm

6）轴段④和轴段⑥的设计

该轴段直径可以取轴承定位轴肩的直径：

d4=d6=28mm

轴段④和⑥的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与

内壁距离Δ1=15mm和蜗杆宽b1=130mm,及壁厚、凸台高、

轴承座长等确定：

L4=L6=

+Δ1+δ+Δt′-L′+Δ3-

=126mm

7）轴段⑤的设计

轴段⑤即为蜗杆段长L5=b1=170mm分度圆直径为80mm，齿根圆直径df1=60.8mm

8）轴上力作用点间距

轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距a=25.8m，则

可得轴的支点及受力点间的距离为

9）蜗杆的基本尺寸

28

21

63

25

79

126

80

106

7、键连接的设计

联轴器与轴段①间采用A型普通平键连接，键的类型为

GB/T1096键10×

8×

32

8、轴、滚动轴承及键连接校核计算

8.1轴的强度校核

8.1.1求出水平面的支承反力

8.1.2求出垂直面的支承反力

8.1.3轴承A的总支承反力

轴承B的总支承反力

8.1.4绘弯矩图

1）绘垂直面的弯矩图

2）绘水平面的弯矩图

3）蜗杆受力点截面右侧为

4）合成弯矩

蜗杆受力点截面左侧为

蜗杆受力点截面右侧为

5）画转矩图

T1=10336N·

8.2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

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

扭剪应力为

如认为轴的扭切应力时脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，当量应力为

σe＜[σ0b]

8.3蜗杆轴的挠度校核

蜗杆的当量轴径为

转动惯量为

对于淬火钢需用最大挠度

[r]=0.004m=0.004×

8=0.032mm

取弹性模量E=2.1×

105Mpa，则蜗杆中点挠度为

所以挠度满足

8.4校核键连接强度

联轴器处键连接的挤压应力为

所以强度符合

9、低速轴的设计与计算

9.1.1已知条件

传递的功率P2=0.8023KW，转速n2=17.91r/min，转矩T2=427.804N•m，分度圆直径432mm，宽度b2=56mm

2）材料的选择和处理

因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用的45号钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此采用调质处理。

9.1.2初算轴径

因为轴上有键，应增大轴径3%~5%，则

d>

14.5527+14.527×

（0.03~0.05）mm,故取dmin=22mm

9.2结构设计

9.2.1轴段①的设计

为了补偿误差，故采用弹性联轴器，

所以联轴器取型号为GB/T5014-2003中的LT9型联轴器符合要求，其公称转矩为1000N·

m,许用转速为

2850r/min（钢），毂孔直径取55mm，轴孔长度取84mm，J型轴孔，A型键。

则相应的轴段直径为d1=55mm，轴段长度略小于轮毂直径，故取L1=82mm

2）轴段②的直径

该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为55JB/ZQ4606-1997,则d2=64mm

3）轴段③及轴段⑥的设计

因为轴段③及轴段⑥上安装轴承，考虑其受力情况，所以选用圆锥滚子轴承，轴段③上安装轴承，现取轴承为3014，轴承内径d=70mm，外径D=125mm,宽B=24mm，T=26.25，内圈定位轴肩直径da=80mm，外圈定位轴肩直径Da=96～101mm，a≈21m，故取d3=70mm。

轴承采用脂润滑，需要设计挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取Δ3=10mm。

故d3=d6=70mm，

4）轴段④的设计

轴段④上安装蜗轮，为方便蜗轮的安装，d4应该略大于d3，可定d4=75mm,蜗轮轮毂的宽度范围为（1.2~1.8）d4=78~117mm,取其轮毂宽度H=90mm，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。

为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段④长度应该比轮毂略短，故取L4=88mm

5）轴段③的长度设计

取蜗轮轮毂到内壁距离Δ2=15mm，则

L3=B+Δ3+Δ2+H-L4=（22+10+15+80-78）=51mm

6）轴段②的长度设计

轴承端盖连接螺栓直径为M8，取螺栓GB/T5782M8×

调整垫片厚度

Δt=2mm，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K1=15mm。

轴承座外伸凸台高Δtˊ=5mm，轴承座厚度为L′=δ+c1+c2+（5~8）=67~70mm。

取L′=68mm

L2=K1+e+Δt+L＇-Δ3-B=61mm

该轴段为蜗轮提供定位，定位轴肩的高度为

h=（0.07~0.1）d4=5.25~7.5mm

取h=6mm,则d5=87mm,取轴段⑤的长度L5=10mm

9）轴段⑥的长度设计

保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称，则

L6=L3-L5-2mm=39mm

10）轴上力作用点间距

轴的支点及受力点间的距离为

11）低速轴的设计尺寸单位：

55

82

70

61

51

75

88

87

39

滚动轴承的校核

蜗杆轴滚动轴承校核

蜗杆上的轴承代号为：

2205

蜗杆受力

蜗杆的转矩

。

则作用于齿轮上的圆周力：

轴向力：

径向力：

当量动载荷

由已知条件知道工作时间为10年，每年按300天计算，且每天二班制工作，则大概总的工作时间为：

当量动载荷P=

，查表13-5得：

X=0.4，Y=1.7；

查表13-6得：

；

故P=

=2533.176N

由参考文献1式13-6a知基本额定动载荷

查表13-4得

对于滚子轴承ε=

故=

=34827.3N

校核轴承的寿命

查文献2表13-1得C=43.2KNε=10/3n=960r/min

故，此轴承的寿命满足要求

蜗轮轴上轴承的校核

蜗轮上的轴承代号为：

3014

蜗轮受力

蜗轮上的转矩

则作用于齿轮上的

圆周力：

求当量动载荷

由已知条件知道工作时间8年，每年按365天计算，且每天二班制工作，则大概总的工作时间为：

=995.424

故

=14201.62N

查文献2表13-1得C=63KNε=10/3n=1440r/min

10、键连接的设计

联轴器与轴段①间采用A型普通平键连接，，键的类型为

GB/T1096键12×

32和键16×

11、润滑油的选择

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。

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。

蜗杆轴承采用全损耗系统用油L-AN150润滑油润滑。

蜗轮轴承采用ZL-1锂基润滑脂润滑。

12、减速器附件的选择

视孔盖（Q235）：

单位mm

A

A1

A2

B1

B

B2

R

150

190

410

380

394

M6

2

8

起吊装置：

单位mm

箱盖吊耳

R

24

箱座吊耳

42

33.6

26.9

10.5

起重螺栓:

D

L

S

C

35

62

27

16

22

6

通气器:

d4

a

M18×

1.5

M33×

3

40

7

c

h1

D1

K

f

25.4

油标尺单位mm

5

26

油塞（工业用革）:

M1×

19.6

23

17

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