机械设计课程设计涡轮减速器.docx
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机械设计课程设计涡轮减速器
机械设计课程设计
设计计算说明书
设计题目:
蜗轮减速器
班级:
设计者:
指导教师:
完成日期:
2013年10月日
工业制造学院
【机械设计】课程设计任务书
设计
题目
蜗轮减速器
设计者
机设级班
姓名：
题目
数据
工作机输入功率（kW）
1.35
工作机转速（rpm）
37.5
电动机（未画出）与减速器输入轴用弹性联轴器联接，减速器输
出轴与工作机用刚性联轴器联接。
工
作
条
件
1、连续单向运转；
2、载荷较平稳；
3、两班制；
4、结构紧凑；
5、工作寿命5年。
设
计
内
容
1、减速器装配图1张
（0号图）；
2、零件图2－3张；
3、设计计算说明书1份。
设计期限
自年月日至年月日
答辩日期
指导教师
设计成绩
机械设计课程设计
减速器输入功率1.35KW，减速器输出转速37.5r/min
1、设计准备
认真研究设计任务书，明确设计要求和工作条件，通过看实物，模型，录像级减速器拆装实验等来了解设计对象，复习课程有关内容，熟悉有关零部件的设计方法和步骤，准备好设计需要的图书，资料和用具，拟定设计计划等。
2、传动装置的总体设计
确定传动装置的传动方案：
一级蜗杆减速器；
选定电动机的类型和型号：
（1）选择电动机类型
按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V；
（2）选择电动机的容量
工作机的有效公率：
Pw=1.35KW；
从电动机到工作机间的总功率：
η总=η1×η2×η3×η4；由表9.1取：
弹性联轴器传动效率：
η1=0.995；
刚性联轴器传动效率：
η2=0.995；
轴承传动效率：
η3=0.98；
双头蜗杆传动效率：
η4=0.8；
则η总=0.995²×0.98×0.8=0.776
所以电动机所需工作功率为：
P=1.35／η总=1.71KW；
（3）确定电动机转速
按表9.1推荐的传动比合理范围，一级蜗杆减速器传动比i=10~40，而工作机转速n=36.5r∕min；
所以电动机转速的可选范围为：
nd=i×n=（10~40）×37.5=（375~1500）r∕min；
综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，由机械设计课程设计指导书表14.1选定电动机型号为Y112M-6。
其主要性能如下表：
电动机型号
额定功率∕KW
满载转速∕（r∕min）
起动转矩∕额定转矩
最大转矩∕额定转矩
Y112M-6
2.2
940
2.0
2.0
电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：
型号
H
A
B
C
D
E
F×GD
G
K
b
b1
b2
h
AA
BB
HA
L1
Y112M-6
112
190
140
70
28
60
8×7
24
12
245
190
115
265
50
180
15
400
计算传动装置的运动和动力参数（确定总的传动比，计算各轴的功率，转速和转矩）；
①总的传动比：
i=940∕37.5=25.07；
②各轴的转速：
输入轴nⅠ=940r∕min；
输出轴nⅡ=37.5r∕min；
③各轴的输入功率：
输入轴PⅠ=1.35∕（0.995×0.98×0.8）=1.73KW;
输出轴PⅡ=1.35∕（0.995×0.98）=1.38KW;
④各轴的输入转矩：
电动机的输出转矩：
Td=9.55×106×P∕n=1.77×104N·mm；
输入轴的输入转矩TⅠ=Td×0.995=1.76×104N·mm；
输出轴的输入转矩TⅡ=TⅠ×0.98×0.8×i=3.53×105N·mm；
3、传动零件的设计计算
（1）选择蜗杆传动类型
根据GB∕T10085-1998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，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆旋齿面要求淬火，硬度45~55HRC。
蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。
为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。
（3）计算中心距
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。
则传动中心距：
a≧³√KT2（Ze×Zρ／[σH]）
确定作用在蜗轮上的转矩
按ZI=2，估取效率η=0.8，则
T2=3.53×105N·mm；
确定载荷系数K
因为工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kβ=1；由机械设计教科书表11-5选取使用系数KA=1.15,；由于转速不高，冲击不大，可取KV=1.05；则
K=KA×Kβ×KV=1.15×1×1.05=1.21
确定弹性影响系数Ze
因选用的是铸锡磷青铜与钢蜗轮相配，故Ze=160MPa½；
确定接触系数Zρ
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值为0.3，从机械设计教科书图11-18中科查得Zρ=3.1.
确定许用接触应力[σH]
根据蜗轮材料为蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋面硬度＞45HRC,可从机械设计教科书表11-7中查得蜗轮的基本许用应力[σH]’=268MPa；
应力循环次数N=60×1×37.5×43800=9.855×107
寿命系数KHN=8√（107／5.256×107）=0.7513
则[σH]=0.7513×268MPa=201.34MPa
计算中心距a≧³√KT2（Ze×Zρ／[σH]）=137.369mm；
取中心距a=200，因i=25.07，故从机械设计教课书表11-2中取模数m=6.3，蜗杆分度圆直径d1=63mm，这是d1／a=0.315，从机械设计教科书图11-18可查得Zρ'=3.07，则Zρ'＜Zρ，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
蜗杆
轴向齿距Pa=19.792，直径系数q=10，齿顶圆直径da1=75.6mm，齿根圆直径df1=47.88mm，分度圆导程角γ=11.31º；蜗杆轴向齿厚Sa=9.896mm.
蜗轮
蜗轮齿数z2=53，变位系x2=+0.2460；
验算传动比i=z2／z1=53／2=26.5，这时传动比误差为（26.5﹣25.07）／25.07=5.7%，是允许的。
蜗轮分度圆直径d2=mz2=6.3×53=333.9mm;
蜗轮喉圆直径da2=349.6mm；
蜗轮齿根圆直径df2=321.9mm；
蜗轮咽喉母圆直径rg2=a﹣da2／2=25.2mm；
（5）校核齿根弯曲疲劳强度
σF=（1.53KT2／d1d2m）YFa2×Yβ≦[σF]
当量齿数ZV2=Z2／cos3γ=53／cos311.31º=53.07
根据x2=+0.2460，ZV2=53.07，从机械设计教科书图11-19中查得YFa2=2.87。
螺旋角系数Yβ=1—11.31º／140º=0.9192
许用弯曲应力[σF]=[σF]'×KFN
从机械设计教科书表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮基本许用弯曲应力[σF]'=56MPa
寿命系数KFN=9√106／9.855×107=0.644
[σF]=56×0.6MPa=33.626MPa
σF=（1.53KT2／d1d2m）YFa2×Yβ=13.001MPa
弯曲强度是满足的。
（6）验算效率η
η=（0.95~0.96）tanγ／tan（γ+φV）
已知γ=11.31º；φV=arctantfV；fV与相对滑动速度vs有关。
Vs=πn1d1／60×1000cosγ=3.162m／s
从机械设计教科书表11-18中插值法查得fV=0.0276，φV=1º34'；则
代入式中η=0.8322，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式动力传动，属于通用机械减速器，从GB-T10089-1998圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8fGB-T10089-1998。
蜗杆的齿厚极限偏差为标准值
蜗轮的齿厚极限偏差为标准值
蜗杆的三个公差组的精度等级为8
蜗轮的三个公差组的精度等级为8
蜗杆，蜗轮的齿坯尺寸和形状公差
孔尺寸公差IT7
形状公差IT6
轴尺寸公差IT6
形状公差IT5
蜗杆，蜗轮的表面粗糙度Ra推荐值
蜗杆齿面1.6um顶圆1.6um
蜗轮齿面1.6um顶圆3.2um
传动标注为传动8fGB-T10089-1998。
4、装配图的设计
（1）装配草图设计
选择联轴器，初定轴的基本直径，选择轴承类型，确定减速器箱体结构方案和主要结构尺寸
与电动机连接的轴，既输入轴
①ZI蜗杆的法向压力角αn为20º，蜗杆的轴向压力角和法向压力角关系为
tanαa=tanαn／cosγ
求作用在蜗杆齿上的力
圆周力Ft1=Fa2=2TⅠ／d1=558.73N
而轴向力Fa1=Ft2=2TⅡ／d2=2114.41N
径向力Fr1=Fr2=Ft2×tanαa=784.82N
法向力Fn=Fa1／cosαncosγ=Ft2／cosαncosγ=2TⅡ／d2cosαncosγ=2294.67N
各力的方向如图机械设计教科书15-24所示。
②初定该轴的最小直径dmin
先按机械设计教科书式15-2初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理。
根据机械设计教科书表15-3，取A0=110，于是得
dmin=A0×3√PⅠ／nⅠ=110×3√1.73／940=13.48mm
输入轴的最小直径显然是与联轴器连接，此处该有一键槽，将计算值加大4%，则
dmin=14.02mm
③选择联轴器
根据传动装置的工作条件拟选用HL型弹性柱销联轴器（GB／T5014-1985）。
计算转矩Tca=KA×TⅠ查械设计教科书表14-1，考虑到转矩变化很小，取KA=1.5则
Tca=1.5×1.76×104N·mm=26.4N·mm；
根据Tca=26.4N·m，Y112M-6型电动机安装尺寸D=28mm，查机械设计课程设计指导书表13.1HL型联轴器HL2型联轴器就能满足传递转矩的要求（Tn=315N·m﹥TC），其孔直径选择d=25mm；可满足电动机轴径要求。
其半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。
最后确定的减速器输入轴轴伸处最小直径
dmin=25mm。
④轴的结构设计
拟定轴上的零件装配方案
初步大体选用机械设计课程设计蜗杆减速器图号37所示的输入轴装配方案。
从左到右各段轴依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ，Ⅴ，Ⅵ，Ⅴ，Ⅳ，Ⅲ轴，以便说明，Ⅰ轴和Ⅶ轴分别为与联轴器连接轴和蜗杆轴，其它的轴对称布置设计。
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ轴右端需制出一轴肩，故Ⅱ轴直径dⅡ=dmin+7=32mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径d=25取D=35mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ轴的长度比L1稍短一些，现去LⅠ=42mm。
2初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据dⅡ=dⅧ=32mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d×D×T=35mm×72mm×18.25mm，故dⅢ=35mm，加上挡油环宽10mm，因而LⅢ=28.25mm。
两端轴承都采用轴肩进行轴向定位。
取dⅣ=48mm，设计LⅣ=8mm。
3已知蜗杆的分度圆直径d1=63mm，蜗杆的齿顶圆直径da1=75.6mm，蜗杆的齿根圆直径df1=47.88mm，则LⅥ由蜗杆的齿顶圆直径确定LⅥ=75.6mm，其长度LⅥ按机械设计教科书表11-4计算得b1=128mm，蜗杆经磨削处理，既LⅥ=128mm，dⅥ=75.6mm。
4Ⅴ轴的直径应小于蜗杆的齿根圆直径，设计为dⅤ=40，，其长度设计为LⅤ=51.73mm。
5采用对称式设计：
取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离L=50mm，则LⅡ=119.35mm。
因此，输入轴的各段直径和长度确定了。
则输入轴的总长为L=LⅠ+LⅡ+LⅢ+LⅣ+LⅤ+LⅥ+LⅤ+LⅣ+LⅢ=42+119.35+28.25+8+51.73+128+51.73+8+28.25=465.31mm。
轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。
按dⅠ=25mm由机械设计教科书表6-1查得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，半联轴器与轴的配合为H7／K6；半联轴器与电动机轴颈的配合为H7／K6；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
则最后联轴器标记为
HL2联轴器JC28×44／JB25×44GB／T5014—2003
确定轴上的圆角和倒角尺寸
参照机械设计教科书表15-2，取轴端倒角为2×45º，各轴肩处的圆角半径见图。
⑤求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，查轴承相关尺寸得a=15.25mm,可以得知
作为简支梁的轴的支承跨距为两轴承中心距
L=18.25+8+51.73+128+51.73+8+18.25-15.25-15.25=253.46mm。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出蜗杆中间截面为危险截面。
现将计算出的危险截面处的MH，MV及M的值列于下表：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力
FNH1=FNH2=Ft1／2=274.605N
FNV1=FNV2=Fr1／2=193.98N
弯矩
MH=FNH1×125=34325.625N·mm
MV=FNV1×125=24247.5N·mm
总弯矩
M=√MH²+MV²=42026.06N·mm
扭矩
T=TⅠ=1.73×10^4N·mm
⑥按弯扭合成应力校核该轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上守最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据机械设计教科书式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
σca=√M²+（αT）²／W=3.94MPa；
前面选定轴的材料为45钢，调质处理，有机械设计教科书表15-1查得[σ-1]=60MPa。
因此
σca＜[σ-1]，故安全。
⑦精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面
从轴的各段受弯矩和扭矩分析来看，最后确定输入轴只需校核Ⅵ段轴。
Ⅵ轴左侧有关数据抗弯截面系数W=0.1dⅥ³=0.1×40³mm=6400mm³；
抗扭截面系数WT=0.2dⅥ³=0.2×40³mm=12800mm³;
截面所受弯矩M
M=M×（125-64）／125=20508.72N·mm；
扭矩T=TⅠ=1.73×10^4N·mm；
截面上的弯曲应力σb=M／W=3.20MPa；
截面上的扭转切应力τT=T／WT=1.35MPa；
Ⅵ轴右侧有关数据W=0.1df1³=10976.5mm³；
WT=0.2df1³=21952.9mm³；
弯矩M及弯曲应力为
M=M×（125-64）／125=20508.72N·mm；
σb=M／W=1.87MPa；
扭矩T及扭转切应力
T=TⅠ=1.73×10^4N·mm；
τT=T／WT=0.79MPa；
轴的材料为45钢，调质处理。
有机械设计教科书表15-1查得σB=640MPa,σ-1=275MPa,τ-1=155MPa。
故安全。
本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可忽略去静强度校核。
至此，轴的设计计算结束。
校核输入轴上一对轴承的额定寿命
查单列圆锥滚子轴承30207的基本额定动载荷C=54200N，基本基本额定静载荷C0=63500N。
①求轴承受到的颈向载荷
由前面的计算可以知道：
此轴承受到的外加轴上载荷Fae=Fa1=Ft2=2TⅡ／d2=1045.22N，作用在轴上的径向力Fre=Fr1=Fr2=Ft2×tanαa=387.96N。
设计轴承的安装为正装
②计算两轴承的轴向力
则如果把派生轴向力的方向与外加轴向载荷的方向一致的轴标为2，另一端标为1，达到轴向平衡时有Fae＋Fd2=Fd1
圆锥滚子轴承派生轴向力Fd=Fr／2Y由轴的相关数据知道Y=1.6，e=0.37。
因为轴承与受到的径向力对称布置设计，则Fd2=Fd1=Fr1／2Y=121.24N。
既Fae＋Fd2＞Fd1，则轴承有向左窜动的趋势，相当于轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”，所以轴承1受到的总轴向力Fa1=Fae＋Fd2=1166.46N。
轴承2受到的总轴向力Fa2=Fd2=121.24N。
轴承1，2收到的径向力Fr1'=Fr2'=√Fr1²+Ft1²／2=336.21N。
③求轴承当量载荷P1和P2
因为Fa1／Fr1'=3.47＞e；
Fa2／Fr2'=0.37=e；
由机械设计教科书表13-5分别进行查表和插值法计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1X1=0.4Y1=Y=1.6；
对轴承2X2=1Y2=0；
因轴承运转中无或轻微冲击载荷，按机械设计教科书表13-6，fp=1.0~1.2，取fp=1.2.
则P1=fp（X1×Fr1'＋Y1×Fa1）=2400.98N；
P2=fp（X2×Fr2'＋Y2×Fa2）=403.45N；
④验算轴承寿命
因为P1＞P2，所以按轴承1受力大小验算
Lh=10^6×（54200／2400.98）³／（60×940）=203963.53h＞24000h；
故所选轴承满足寿命要求。
与工作机连接的轴既输出轴的设计
①查机械设计教科书表11-4得蜗轮齿宽B≦0.75da1=56.7mm；取B=56mm。
蜗轮的端面模数，压力角与蜗杆的轴面模数，压力角相等
mt2=ma1=m
at2=aa1
作用在蜗轮齿上的力由前面已经算出；
圆周力Ft1=Fa2=2TⅠ／d1=558.73N
而轴向力Fa1=Ft2=2TⅡ／d2=2114.41N
径向力Fr1=Fr2=Ft2×tanαa=784.82N
法向力Fn=Fa1／cosαncosγ=Ft2／cosαncosγ=2TⅡ／d2cosαncosγ=2294.67N
各力的方向如图机械设计教科书15-24所示。
②初定该轴的最小直径dmin
先按机械设计教科书式15-2初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理。
根据机械设计教科书表15-3，取A0=110，于是得
dmin=A0×3√PⅡ／nⅡ=110×3√1.38／37.5=36.47mm
输出轴的最小直径显然是与联轴器连接，此处该有一键槽，将计算值加大4%，则
dmin=38.05mm
③选择联轴器
根据传动装置的工作条件拟选用凸缘联轴器（刚性）（GB／T5843-2003）。
计算转矩Tca=KA×TⅡ查机械设计教科书表14-1，考虑到转矩变化很小，取KA=1.5则
Tca=1.5×3.53×105N·mm=5.30×105N·mm；
根据Tca=529.5N·m，查机械设计手册表8-2凸缘联轴器GY6型联轴器就能满足传递转矩的要求（Tn=900N·m﹥Tca），其孔直径选择d=40mm；其轴孔长度L=112mm，
最后确定的减速器输入轴轴伸处最小直径
dmin=40mm。
④轴的结构设计
拟定轴上的零件装配方案
初步大体选用机械设计课程设计蜗杆减速器图号37所示的输出轴装配方案。
从左到右各段轴依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ，Ⅴ，Ⅵ轴，以便说明，Ⅲ轴，Ⅵ轴与轴承连接
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ轴右端需制出一轴肩，故Ⅱ轴直径dⅡ=dmin+7=47mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径d=40取D=50mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L=112mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ轴的长度比LⅠ稍短一些，现去LⅠ=110mm。
2初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据dⅢ=50mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为d×D×T=50mm×110mm×29.25mm，故dⅢ=dⅥ=50mm，加上挡油环宽10mm，则LⅥ=39.25mm。
左端轴承采用套筒定位，进行轴向定位。
由机械设计手册查得30210型轴承的定位高度h=5mm，套筒的内径也为50mm，设计套筒宽为32mm，为了套筒的端面可靠的压紧轴承，则加上10mm宽的挡油环，LⅢ=29.25+32+10=71.25mm。
3已知蜗轮的分度圆直径d2=333.9mm，蜗轮喉圆直径da2=349.6mm，蜗轮的齿根圆直径df2=321.9mm，取安装蜗轮处的轴的直径dⅣ=56mm，已知蜗轮宽B=56mm，为了套筒的端面可靠的压紧蜗轮此段轴应略小于蜗轮宽度，取LⅣ=54mm，蜗轮右端采用轴肩定位，轴肩高度其高度h≧0.07Ⅳ=3.92mm，取h=4mm,则dⅤ=56+8=64mm，其宽度b≧1.4h=5.6，取b=30mm，则LⅤ=30mm。
4轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器的及轴承端盖的设计而定）。
根据轴承端盖的拆装机便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离L=50mm，则LⅡ=80mm。
因此，输入轴的各段直径和长度确定了。
则输入轴的总长为L=LⅠ+LⅢ+LⅡ+LⅣ+LⅤ+LⅥ=110+80+71.25+54+30+39.25=384.5mm。
轴上零件的周上定位
半联轴器与轴和蜗轮与轴的周向定位采用平键连接，。
按dⅠ=40mm由机械设计教科书表6-1查得平键截面b×h=12mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，半联轴器与轴的配合为H7／K6；按dⅣ=56mm，查得平键截面b×h=16mm×10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴的配合为H7／n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
则最后联轴器标记为
GYS6凸缘联轴器Y40×112／Y40×112GB／T5843—2003
确定轴上的圆角和倒角尺寸
参照机械设计教科书表15-2，取轴端倒角为2×45º，各轴肩处的圆角半径见图。
此轴输出轴的校核及轴承寿命的校核与输入轴的校核一样（此处略去），经校核，输出轴的强度和轴承的寿命均满足要求。
蜗杆减速器机体结构尺寸
名称
符号
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