蜗轮蜗杆减速器课程设计说明书资料Word文件下载.docx
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2.2.3选择电动机的容量5
2.2.4确定电动机参数5
2.4计算传动装置运动学和动力学参数6
2.4.1电动机输出参数6
2.4.2蜗杆的参数6
2.4.3蜗轮轴的参数6
2.4.4滚筒轴的参数6
3传动零件的设计计算和轴系零部件的设计8
3.1蜗轮蜗杆传动设计8
3.1.18
3.1.2按齿面接触疲劳强度进行设计8
3.1.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸8
3.1.4校核齿根弯曲疲劳强度9
3.1.5验算效率η9
3.1.6热平衡计算9
3.2轴系的设计9
3.2.1蜗杆轴9
3.2.2蜗轮轴10
3.2.3蜗轮轴轴承的寿命计算13
3.2.4蜗轮轴键的强度校核13
3.3蜗轮的结构设计14
4减速器的结构与润滑15
4.1箱体15
4.2减速器的附件15
4.2.1通气器的设计15
4.2.2吊环螺钉15
4.2.3启盖螺钉16
4.2.4定位销16
4.2.5油标16
4.2.7窥视孔16
4.3端盖的结构17
4.4润滑与密封17
4.4.1齿轮的润滑17
4.4.2轴承的润滑17
4.4.3密封装置17
1概述
1.1课程设计的目的
1）以机械系统运动方案设计与拟定为结合点，把机械原理课程中分散于各章的理论和方法融会贯通起来，进一步巩固和加深学生所学的理论知识；
2）通过拟定机械运动方案的训练，使学生初步具有机构选型与组合和确定运动方案的能力；
3）使学生在了解机械运动的变换与传递及力传递的过程中，对机械的运动、动力分析与设计有一个较完整的概念；
4）进一步提高学生运算、绘图、运用计算机和技术资料的能力；
5）通过编写说明书，培养学生表达、归纳、总结和独立思考与分析的能力
1.2设计内容和任务
一级蜗杆减速器，拉力F=5300N，速度v=1.55m/s，直径D=410mm，每天工作小时数：
16小时，工作年限（寿命）：
10年，每年工作天数：
250天，配备有三相交流电源，电压380/220V。
1.3设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.减速器内部传动设计计算
6.传动轴的设计
7.滚动轴承校核
8.键联接设计
9.联轴器设计
10.润滑密封设计
11.箱体结构设计
2传动装置总体设计方案
2.1拟定传动方案
传动方案已给定，减速器为一级涡轮蜗杆减速器器。
该方案的优缺点：
一级涡轮蜗杆减速器机械结构紧凑、体积外形轻巧、小型高效；
热交换性能好、散热快；
安装简易、灵活轻捷、性能优越、易于维护检修；
运行平稳、噪音小、经久耐用；
使用性强、安全可靠性大；
2.2选择电动机
2.2.1选择电动机类型
按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。
2.2.2确定传动装置的效率
查表得：
一对滚动轴承的效率：
η1=0.99
闭式蜗杆的效率：
η2=0.98
联轴器传动效率：
η=3=0.85
传动滚筒效率：
η4=0.96
故传动装置的总效率：
η=η13×
η2×
η3²
×
η4=0.73
2.2.3选择电动机的容量
工作机所需功率为：
Pw=Fv/1000=7.95Kw
2.2.4确定电动机参数
电动机所需额定功率:
Pd=Pw/η=10.89Kw，工作转速:
nw=60×
1000v/πD=69.87r/min
经查表按推荐的合理传动比范围，一级蜗杆减速器传动比范围为：
10--40因此理论传动比范围为：
10--40。
可选择的电动机转速范围为nd=i×
nw=（10--40）×
69.87=699~2795r/min。
方案
电动机型号
额定功率（kW）
同步转速（r/min）
满载转速（r/min）
1
Y180L-6
11
1000
970
2
Y200L-8
750
730
3
Y160L-4
1500
1460
进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：
Y160L-4的三相异步电动机，额定功率Ped=11kW，满载转速为nm=1460r/min，同步转速为nt=1500r/min。
2.3确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：
ia=nm/nw=20.9
取ia=21。
（2）分配传动装置传动比：
减速器传动比为：
2.4计算传动装置运动学和动力学参数
2.4.1电动机输出参数
功率：
转速：
扭矩：
2.4.2蜗杆的参数
2.4.3蜗轮轴的参数
2.4.4滚筒轴的参数
轴名
功率P/kw
转矩T/N.m
转速n/（r/min）
传动比i
效率η
输入P
输出P’
输入
输出
电动机轴
10.89
71.2
蜗杆轴
10.78
10.67
70.49
69.78
0.98
蜗轮轴
8.53
8.45
1172.36
1160.63
69.5
21
0.792
滚筒轴
8.03
7.95
1103.07
1092.04
0.94
运动和动力参数计算结果整理于下表:
3传动零件的设计计算和轴系零部件的设计
3.1蜗轮蜗杆传动设计
3.1.1
（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，硬度未45～55HRC。
涡轮用铸锡磷青铜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钢制造。
3.1.2按齿面接触疲劳强度进行设计
（1）确定作用在蜗轮上的转矩T2：
（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载荷系数Kβ=1；
由表11-5选取使用系数KA=1；
由于转速不高，冲击不大，可取动载系数Kv=1.05；
则
（3）确定弹性影响系数ZE
因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa。
（4）确定涡轮齿数z2
（5）确定许用接触应力[σH]
根据涡轮材料为涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>
45HRC，可从表11-7中查得涡轮的基本许用应力[σH]'
=268MPa。
单向运转：
j=1。
应力循环次数：
。
故寿命系数为：
（6）计算m2d值
，因z1=2，故从表11-2中取模数m=8mm，蜗杆分度圆直径d1=80mm。
3.1.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
（1）中心距：
（2）蜗杆
轴向齿距pa=25.133mm；
直径系数q=10；
齿顶圆直径da1=96mm；
齿根圆直径df1=60.8mm；
分度圆导程角γ=11°
18'
36"
；
蜗杆轴向齿厚sa=12.57mm
（3）蜗轮
分度圆直径：
齿根圆直径：
喉圆直径：
咽喉母圆半径：
3.1.4校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数:
根据zv2=42.83，从图11-17中可查得齿形系数YFa2=2.43。
螺旋角系数：
基本许用弯曲应力：
寿命系数：
许用弯曲应力：
故弯曲强度满足。
3.1.5验算效率η
则
代入得：
大于原计算值，不用重算。
3.1.6热平衡计算
取油温t=70℃，周围空气温度t0=20℃，产生的热流量：
从箱体外壁散发到周围的空气中的热流量：
则散热面积为：
3.2轴系的设计
3.2.1蜗杆轴
（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=1460r/min；
功率P=10.78kW；
轴传递的转矩T=70.49N•mm
（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理硬度为217∽255HBS，许弯曲应力为[σ]=60MPa
（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于蜗杆受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。
由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%；
查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30mm；
且选用凸缘联轴器YL7。
（4）轴的结构分析：
为方便安装和调整涡轮轴。
采用沿涡轮轴线的水平面剖分箱体结构，蜗杆轴不长，故轴承采用两端固定方式。
可按轴上零件的安装顺序。
（5）确定各轴段的直径和长度。
第1段：
d1=30mm，L1=80mm
第2段：
d2=36mm（轴肩），L2=68mm
第3段：
d3=40mm（与轴承内径配合），L3=60mm
第4段：
d4=50mm（轴肩），L4=55mm
第5段：
d5=95mm（蜗杆段），L5=140mm
第6段：
d6=50mm（轴肩），L6=55mm
第7段：
d7=31mm（与轴承内径配合），L7=40mm
3.2.2蜗轮轴
（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n2=69.5r/min；
功率P2=8.53kW；
轴传递的转矩T=1172.36N•mm。
（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理硬度为217∽255HBS，许弯曲应力为[σ]=60MPa
（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径
取A0=112。
查表可知标准轴孔直径为70mm故取dmin=70mm；
且选用凸缘联轴器YL13。
（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图
（5）轴的各段长度
第1段：
d1=70mm，L1=140mm
第2段：
d2=80mm（轴肩），L2=55mm
第3段：
d3=85mm（与轴承内径配合），L3=62mm
第4段：
d4=100mm（蜗杆段），L4=118mm
第5段：
d5=112mm（轴肩），L5=10mm
第6段：
d6=85mm（与轴承内径配合），L6=50mm
（6）蜗轮轴的受力分析
如图所示为蜗杆受力图以及水平平面和垂直平面受力图：
（见下页）
（7）第一段轴中点到轴承中点距离La=125mm，轴承中点到蜗杆中点距离Lb=93.22mm，蜗杆中点到轴承中点距离Lc=93.22mm。
轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。
作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。
（图中RAH位FNH1;
RBH为FNH2;
RAV为FNV1;
RBV为FNV2）
蜗轮上各力：
;
（8）校核轴的强度
由弯矩图可知，蜗杆受力点截面右侧为危险截面
取
查表15-1查得
，
故安全。
3.2.3蜗轮轴轴承的寿命计算
查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.68。
当Fa/Fr>
e，P=fd（0.4×
Fr+Y×
Fa）；
X=0.41，Y=0.87;
由表13-6选载荷系数fd=1.2；
P=3089.47N
轴承基本额定动载荷Cr=59.2kN，轴承选用7017AC,采用正装。
要求寿命为Lh=12000h。
此轴承寿命：
故符合。
3.2.4蜗轮轴键的强度校核
键的强度符合。
3.3蜗轮的结构设计
4减速器的结构与润滑
4.1箱体
箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。
箱体一般还兼作润滑油的油箱。
机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。
设计减速器的具体结构尺寸如下表:
箱座壁厚δ=0.04a+3≥8mm
箱盖壁厚δ1=0.85δ≥9.6mm
箱盖凸缘厚度
取b1=18mm；
箱座凸缘厚度
，取b=18mm；
箱座底凸缘厚度
，取b2=30mm；
地脚螺栓的直径
，取df=20mm；
地脚螺栓的数目n=4
轴承旁连接螺栓直径
，取d1=12mm；
盖与座连接螺栓直径
，取d2=10mm；
轴承端盖螺钉直径
，取d3=10mm；
视孔盖螺钉直径
，取d3=6mm；
定位销直径
C1=16mm，c2=14mm，Dc=24mm，轴承旁凸台半径：
R1=14mm，h=49mm，l1=46mm，
轴承端盖外径
，t=9mm，S=179mm。
4.2减速器的附件
4.2.1通气器的设计
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。
4.2.2吊环螺钉
用来起吊此装置
4.2.3启盖螺钉
卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。
4.2.4定位销
采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。
4.2.5油标
用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
4.2.6放油孔及螺塞
为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°
～2°
，使油易于流出。
4.2.7窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。
4.3端盖的结构
凸缘式端盖
4.4润滑与密封
4.4.1齿轮的润滑
浸油深度约为蜗杆的一个齿高，约为6.3cm，箱体底面尺寸364*168mm2，则油量为
该减速器所传递的功率为8.45kW。
对于单级减速器，每传递1kW的功率，需油量为V0=350cm^3，则该减速器所需油量为：
15*350=5250cm3
润滑油量满足要求
4.4.2轴承的润滑
dn值小于16，采用脂润滑。
4.4.3密封装置
均采用半粗羊毛毡封油圈
5结论
这次关于一级蜗杆减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。
通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。
参考文献
[1]濮良贵机械设计第八版：
高等教育出版社，2006.5
[2]陈铁鸣新编机械设计课程设计图册（第二版），高等教育出版社，2010
[3]王之栎王大康机械设计综合课程设计（第二版）机械工业出版社，2009
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