完整版单级蜗杆减速器机械设计毕业课程设计Word文件下载.docx
《完整版单级蜗杆减速器机械设计毕业课程设计Word文件下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《完整版单级蜗杆减速器机械设计毕业课程设计Word文件下载.docx（29页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
为了确定传动方案先初选卷筒直径：
D=300mm运输带速度：
V=1.3ms
卷筒转速=60×
1000v（D）=60×
1000×
1（×
300）rmin=82.80rmin
而i=35，并且=，
所以有=i=35.02×
82.80=2899.656rmin选择同步转速为1500r，满载转速为2900rmin的电动机。
===82.80rmin
由=60×
1000v（D）可得D≈300mm
2、选择电动机
（1）选择电动机类型
按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机.
（2）选择电动机容量
工作机要求的电动机输出功率为：
其中
则
由电动机至运输带的传动总效率为：
式中，查机械设计手册可得
联轴器效率=0.99
滚动轴承效率=0.98
单头蜗杆效率=0.72
转油润滑效率=0.96
卷筒效率=0.96
则
61.2%
初选运输带有效拉力：
F=5000N
从而可得：
=6.5kw
电动机型号表一
方案
电动机型号
额定功率
Pedkw
电动机转速rmin
额定转矩
同步转速
满载转速
1
Y132S2-2
7.5
3000
2900
2.0
2
Y132S2-4
1500
1440
2.2
3
Y160M-6
1000
960
4
Y160L-8
750
720
（3）确定电动机转速
有前面可知电机的满载转速为2899rmin
从而可以选取Y132S2-2以下是其详细参数
Y132S2-2的主要性能参数
kw
n（r）
电动机总重N
启动转矩
最大转矩
2.3
3、传动比的确定
由前面可知总传动比i总=i=35
4、计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速
蜗杆轴n1=2900min
齿轮轴n2=290035=82.81rmin
卷筒轴n3=n2=82.81rmin
（2）各轴的输入功率
蜗杆轴p1==6.3063kw
齿轮轴p2=p1=4.2717kw
卷筒轴p3=p2=3.0449kw
（3）各轴的转矩
电机输出转矩=9550=（9550×
6.5）2900N·
m=21.41N·
m
蜗杆输入转矩==21.41×
0.99×
0.98N·
m=20.77N·
蜗轮输入转矩=i=20.77×
35×
0.98×
0.72×
0.96N·
m=14.06N·
m
卷筒输入转矩==492.1×
m=477.43542N·
将以上算得的运动和动力参数列于表2-2
表2-2
类型
功率P（kw）
转速n（rmin）
转矩T（N·
m）
传动比i
效率η
电动机轴
6.5
21.41
蜗杆轴
6.3063
20.77
0.61
蜗轮轴
4.2717
82.81
492.1
35
传动滚筒轴
3.0449
477.43542
二、传动零件的设计
1、减速器传动设计计算
蜗杆的设计
（1）选择蜗杆传动类型
根据GBT的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。
（2）选择材料
蜗杆：
根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；
因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45~55HRC。
因而蜗轮用铸锡磷青铜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45号或者铸铁HT100钢制造。
（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。
由手册知传动中心距
≥
①确定作用在蜗轮上的转距
由前面可知=492.1N·
②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=1;
由机械设计手册取使用系数=1.15
由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数=1.05;
K==1.21
③确定弹性影响系数
因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160
④确定接触系数
假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值da=0.35,从而可查得=2.9
⑤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,可从手册中查得蜗轮的基本许用应力=268
应力循环次数N=60j=60×
1×
123×
8×
365×
16=3.4×
寿命系数==0.61
则==0.61×
268=163.48
⑥计算中心距
mm=104.55mm
取中心距a=125mm,i=35,完全满足要求，取模数m=5，蜗杆分度圆直径d1=50mm。
这时d1a=0.4，根据机械设计可查接触系数=2.75，由于,因此以上计算结果可用。
⑷蜗杆与蜗轮主要几何参数
①蜗杆
轴向齿距pa=zm=15.7mm
直径系数q=d1m=10
齿顶圆直径da1=d1+2m=50+2×
5mm=60mm
齿根圆直径df1=d1-=d1-2m（+）=50-2×
（1×
5+0.2×
5）mm=38mm
导程角γ=18’36’’
蜗杆轴向齿厚Sa=0.5m=7.85mm
蜗杆尺宽b1=91mm
蜗轮的设计
蜗轮的齿数Z2=31；
变位系数X2=-0.5；
验算传动比
这时传动比误差为，是允许的。
蜗轮齿数=31
变位系数=-6587
分度圆直径=m=5×
31=155mm
齿顶圆直径da2=+2ha2=155+2×
5（1-0.6581）=158.419mm
齿根圆直径df2=-=155-2×
5）mm=143mm
蜗轮咽喉母圆半径Yg2=a-0.5da2=.419mm=45.7905mm
⑸校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数
由=-0.6587，=32.88，查机械设计手册可得齿形系数=3.35
螺旋角系数=1-=1-=0.9192
许用弯曲应力=
从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56
寿命系数
==0.487×
56=14.67
弯曲强度是满足的。
计算中心距
2、验算效率
已知γ=18’31’’=，；
与相对滑动速度有关
==3.845ms
查表可得=0.0236，
代入式中可得87%大于原估计值，因此不用重算。
3、热平衡计算
散热面积A
取传热系数，取，从而可以计算出箱体工作温度
因为，所以符合要求。
4、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GBT圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度，侧隙种类为c，标注为7cGBT。
然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，详见图纸。
三、轴及轴承装置的设计
1、蜗杆轴的设计
（1）最小直径的确定
由于蜗杆的直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做蜗杆轴。
蜗杆的转矩。
蜗轮的转矩N·
则作用于齿轮上的圆周力：
轴向力：
径向力：
初步确定轴的最小直径
先按参考文献1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。
根据表15-3，取，于是得
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。
为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
（2）联轴器的选择
联轴器的计算转矩，查文献1表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献2表14-4，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000N·
mm。
半联轴器的孔径d1=25mm,故取d12=25mm,半联轴器长度L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。
（3）轴上零件的装配方案
蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装。
（4）轴向定位及轴各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右段需制出一轴肩，故取2-3段直径d23=28mm;
左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。
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1-2段的长度应比L1短一些，现取L12=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mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其基本尺寸
，故，则。
3）由于蜗杆的齿根圆为38mm，故取轴段mm。
蜗杆的轴承内侧采用轴环定位，轴肩高度h＞0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直径，轴环宽度，取。
4）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆以及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间的距离，故取。
5）由于箱体由蜗轮决定，轴承采用脂润滑，蜗杆齿宽，滚动轴承宽度，
（5）轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
按=25mm，由文献一表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为了保证齿轮半联轴器与轴的配合为。
滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为m6。
（6）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考文献一表15-2，取轴端倒角为，各处轴肩的圆角半径如下：
，，，
，，
蜗杆轴的校核
蜗杆轴校核
设蜗杆齿宽的法向中心线的有侧长为，左侧的长度为，则：
水平面的支承反力（图a）
垂直面的支承反力（图b）
绘水平面的弯矩图
绘垂直面的弯矩图
绘合成弯矩图
该轴所受扭矩为：
10.21N·
m=10210N·
mm
按弯扭合成应力校核轴的强度
由图可知轴承上截面C为危险截面，根据文献1式（15-5）及以上数据，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
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得。
因此<
，故安全。
由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴的其它截面的疲劳强度不必校核。
2、蜗轮轴的设计
（1）最小直径的确定
蜗轮上的转矩。
则作用于齿轮上的
圆周力：
先按文献1式15-2初步估算轴的最小直径。
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献2表14-4，
选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N·
m。
半联轴器的孔径d1=35mm,故取d12=35mm,半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。
（3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
根据蜗轮结构尺寸，取=45mm。
为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右段需制出一轴肩，故取2-3段直径=38mm;
左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm，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1-2段的长度应比L1短一些，现取L12=58mm。
初步选择滚动轴承。
参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其基本尺寸
，故，而。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
取轴肩高度h=5mm，因此，取=50mm。
蜗轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h＞0.07d，故取h=5mm，则轴环直径=55mm。
轴环宽度，则取=10mm。
轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆以及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间的距离，故取。
轴承宽度为19.75mm，取挡圈宽度为15mm，所以=20+15+2=37mm。
=（1.2～1.8），则取=60mm；
取=16mm。
所选轴承的外形如前面所选轴承图所示。
（4）蜗轮轴的校核
该轴所受扭矩为
由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗轮轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。
3、滚动轴承的选择
蜗杆轴上轴承的校核
1）蜗杆轴滚动轴承校核
蜗杆上的轴承代号为：
30206
2）蜗杆受力
蜗杆的转矩。
则作用于齿轮上的圆周力：
3）当量动载荷
由已知条件知道工作时间为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：
当量动载荷P=，查表13-5得：
X=0.4，Y=1.5；
查表13-6得：
；
故P===4917N
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=83380N
4）校核轴承的寿命
查文献2表13-1得C=43.2KNε=103n=2900rmin
故，此轴承的寿命满足要求
蜗轮轴上轴承的校核
1）蜗轮轴上轴承的校核
蜗轮上的轴承代号为：
30208
2）蜗轮受力
3）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：
X=0.4，Y=1.7；
故P==1.2x（0.4x66.03+1.7x83.08=1726.526N
故=10074.97N
5）校核轴承的寿命
查文献2表13-1得C=63KNε=103n=1440rmin
5、键联接和联轴器的选择
（1）选择键联接的类型和尺寸
本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处，设置在蜗杆上的键标此处为键1此处轴的直径d1=25mm。
一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处，设置在蜗轮轴上的键标此处为键2此处轴的直径d2=35mm。
另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接，标记此处的键为键3此处轴的直径d3=45mm。
一般8级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用圆头普通平键（A）型。
而键3的蜗轮在轴的中间，所以也选择圆头普通平键（A）型。
根据以上的数据，从文献1表6-1中查得键1的截面尺寸为：
B（mm）
H（mm）
L（mm）
键Ⅰ
14
9
70
键Ⅱ
键Ⅲ
18
11
（2）校核键联接的强度
键Ⅰ处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为[]=120～150MPa,取其平均值，[]=135MPa。
键的工作长度为l=L-b=36mm-8mm=28mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5×
7mm=3.5mm。
由文献1的式6-1可得
可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。
键Ⅱ处键、轴和蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为[]=MPa,取其平均值，[]=135MPa。
键的工作长度为l=L-b=50mm-10mm=40mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5×
8mm=4mm。
键Ⅲ处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为[]=MPa,取其平均值，[]=135MPa。
键的工作长度为l=L-b=32mm-14mm=18mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5×
9mm=4.5mm。
自此减速器中的所有的键均以校核完毕，所有的键均满足使用要求。
键的外型图和键槽的安装图：
四、机座箱体结构尺寸及其附件
1、箱体的结构尺寸
（1）箱座高度
齿高为：
则齿轮浸油深度符合条件齿轮浸油深度大于10mm的要求。
总的油深
箱体内储油宽度大约为160mm
箱体内储油长度大约为350mm
则储藏的油量
单级减速器每传递1kw的功率所需的油量：
符合要求。
（2）箱体的刚度设计
⑴箱体结构形式的选择
选择本蜗杆减速器的箱体形式为剖分式.由于蜗杆圆周速度小于10ms,故采用蜗杆下置式
⑵箱体材料的选择与毛坯种类的确定
根据蜗杆减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200.由于铸造箱体刚性好,易得到美观的外形,灰铸铁铸造的箱体还易于切削、吸收振动和消除噪音等优点,可采用铸造工艺获得毛坯.
从参考文献2表4-1，表4-2可得下表：
名称
符号
蜗轮蜗杆减速器尺寸
选用
箱座壁厚
8
箱盖壁厚
箱盖凸缘厚度
12
箱座凸缘厚度
箱座底凸缘厚度
20
地脚螺钉直径
地脚螺钉数目
轴承旁联结螺栓直径
盖与座联结螺栓直径
联结螺栓间距
175
轴承端盖螺钉直径
视孔盖螺钉直径
定位销直径
至外箱壁距离
26、22、18、16
至凸源边缘距离
20、16、14
轴承旁凸台半径
16
凸台高度
45
外箱壁至轴承座端面距离
42
蜗轮顶圆与内壁的距离
10
蜗轮轮毂端面与内壁距离
箱盖、箱座肋厚
轴承端盖外径
120
轴承旁联结螺栓距离
2、减速器的附件
（1）窥视孔及视孔盖
图8
参考文献2表4-3得：
表8
直径
孔数
90
75
60
-
55
40
7
5
（2）通气器
由已知选型号
外型安装图：
图9
查参考文献2表4-5可得：
表9
25.4
22
6
（3）油标尺
由条件可选M16型的。
安装图：
图10
表10
d1
d2
d3
h
a
b
c
D
D1
M16
升级会员 