涡轮蜗杆减速器课程设计学生版

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1、课程设计说明书 课程名称：机械设计课程设计 设计题目：设计一台蜗轮蜗杆减速器 机械工程基础系机械电子工程专业 14-1 班 设计者 学号： 指导教师 李宜峰 2012年6月6日 塔里木大学（校名） 目 录一 前言- 3 二 设计题目-5三 电动机的选择-4四 传动装置动力和运动参数 -8五 蜗轮蜗杆的设计-9六 轴的设计-13七 滚动轴承的确定和验算-21八 键的选择及校核-22九 联轴器的选择及校核-23十 润滑与密封的设计-24十一铸铁减速器结构主要尺寸-25十二感谢-26十三参考文献-27一、课程设计的目的和意义 机械设计基础课程设计是相关工科专业第一次较全面的机械设计练习，是机械设计基

2、础课程的最后一个教学环节。其目的是： 1、 培养学生综合运用所学的机械系统课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。 2、学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。 3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手册、标准和规范。4、机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。二、课程设计的内容和份量 1、题目拟订 一般选择通用机械的传动装置作为设计的课程，传动装置中包括齿轮减速器、带传动、链传动、蜗杆传动及联轴器等零、部件。 传动装置是一般机械不可缺少的组成部分，其设计内容既包括课程中学过的主要零件，又涉及到机械设计中常遇到的

3、一般问题，能达到课程设计的目的。（具体题目附在任务书的后面）2、内容 总体设计、主要零件的设计计算、减速器装配图和零件工作图的绘制及设计计算说明书的编写等。 3、份量 减速器装配图一张(AO或A1图纸)，零件工作图二张（齿轮减速器为输入或输出轴、蜗杆减速器为蜗杆轴一张，齿轮或蜗轮一张。）设计计算说明书一份。三、课程设计的步骤和进度 课程设计的具体步骤为：1、设计准备 认真阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、内容和步骤；通过阅读有关资料、图纸；参观实物和模型，了解设计对象；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；计算电动机的功率、转速

4、，选择电动机的型号；计算传动装置的运动和动力参数(确定总传动比；分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩等)；3、传动零件的设计计算 减速器以外的传动零件设计计算(带传动、链传动)；减速器内部的传动零件设计计算(如齿轮传动等)。4、减速器装配草图设计 绘制减速器装配草图，选择联轴器，初定轴径；选择轴承类型并设计轴承组合的结构；定出轴上受力点的位置和轴承支点间的跨距；校核轴及轮毂联接的强度；校核轴承寿命；箱体和附件的结构设计。5、工作图设计 零件工作图设计；装配工作图设计。6、整理编写设计计算说明书整理编写设计计算说明书，总结设计的收获和经验教训二 课程设计题目设计一用于带式运输机上的蜗轮蜗杆

5、减速器，运输机连续工作，空载启动，载荷变化不大，单向运转使用期限10年，工作环境清洁，每天工作16小时，每年工作300天。运输链允许速度误差5%原始数据运输带拉力：F=2100N，运输带速度v=1.25m/s卷筒直径=350m m三 选择电动机备注3.1选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。 3.2 选择电动机的容量电动机所需工作功率按设计指导书式（1）为由设计指导书公式（2）因此估算由电动机至运输带的传动的总效率为为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选为蜗杆传动的传动效率0.75为轴承的传动效率出选为卷筒的传动效率出选 =0.990.

6、750.980.96=0.664Pd=Fv1000=21001.25（10000.664）=3.953kw3.3确定电动机的转速由已知可以计算出卷筒的转速为N=601000v(D)=6010001.25350=68.21rmin按设计指导书表1推荐的合理范围，蜗杆传动选择为闭式 （闭式为减速器的结构形式），且选择采用双头传动，同时可以在此表中查得这样的传动机构的传动比是1040。故可推算出电动机的转速的可选范围为： nd=（10-40）68.21=682.1-2728.4综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格以及传动比，选定电动机的型号是Y-132M1-6。其主要性能如下表型号额定功率满载

7、转速满载电流最大转矩Y132M1-64kw 960rmin380V2.0N/m3.4确定总的传动比由 选定的电动机满载转速nm 和工作机的主轴的转速 n，可得传动装置的总的传动比是：i =nm/n=960/68.21=14.07i在1427范围内可以选用双头闭式传动。四 计算传动装置运动和动力参数4.1计算各轴的转速为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速。为蜗轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工作主轴的转速。n1= 960r/min n2=68.21r/min4.2 计算各轴的输入功率P为电动机的功率 P=3.953kwP1为蜗杆轴的功率 P1=P0.99=

8、3.913kwP2为蜗轮轴的功率 P2 =3.9130.980.75=2.876kwP3为卷筒的功率P3=2.8760.980.990.96=2.679kw4.3 计算各轴的转矩 T为电动机轴上的转矩 T=P/n9550=3.953/9609550=39.32N/mT1为蜗杆轴上的转矩 T1=P1/n19550=38.93N/mT2为蜗轮轴上的转矩 T2=P2/n29550=402.67N/m五 确定蜗轮蜗杆的尺寸5.1选择蜗杆的传动类型 滑动速度v=0.0253Pn=3.74m/s 根据GBT 10087-88的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）5.2 选择材料 根据蜗杆传动传递的功率不大，速度只

9、是中等，故蜗杆采用45钢调制处理，因希望效率高些，采用双头蜗杆。5.3按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根的弯曲疲劳强度。由文献1式（11-12）计算传动中心距 =414.829N.mm 确定载荷系数K 载荷系数=1.1。 确定弹性影响系数，选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，取 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心比/ a=0.3由文献1图11-18中可查得=2.8 确定许用接触应力蜗轮材料为铸锡磷青铜，砂模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可以从文献1表11-7中查得蜗轮的许用应力 =220Mpa 计算中心距NH=103001660

10、66.21 寿命系数KH=8/NH=0.691=0.69220=151.8N/m =151.7mm0.68 a0.875=0.68151.70.87580 mmi=14.07 查p192表12-2 Z1=2 Z2=214.0729则 i=29/2=14.5m=2-d1/Z2=7.7经查表取模数m=8,验证=m(q+Z2）/2=156mm=mq=80mm /=0.5 =2.43.74m/s符合要求 查表12-7得 p，=1.35=0.96tan/tan（+p，）86%5.7蜗杆传动的热平衡核算蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从

11、而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为取t=15 t=60-70 A1000P(1-)/t t=0.62-0.53m 、 六 减速器轴的设计计算 蜗杆轴的设计由于蜗杆直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做成蜗杆轴。5.1.1 蜗杆上的转矩T1=38.93Nm5.1.2 求作用在蜗杆及蜗轮上的力圆周力Ft1=Fa2=2T1/d1=3576N轴向力 Fa2=Ft1=2T2/d2=973.3N径向力 圆周力径向力以及轴向力的作用方向如图所示5.1.3 初步确定轴的最小直径先按文献1中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径

12、，选取的材料为45#钢，调质处理，根据文献1中的表15-3，取C=110，则 17.61.07=18.8mm 取d=20mm已知选取电动机为Y132M16其输出轴直径38mm，为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号.。联轴器的计算转矩考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.5，则有：m按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT5014-1985，选用TL Z6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250。联轴器的尺寸为d=38mm,L=82mm。5.1.4 蜗杆轴的结构设计拟定蜗杆上零件的装配方案蜗杆是直接和轴做成一体的，根据轴向和周向定位要求，确定各段直径和长

13、度，第一段d=32mm，L=82mm，第二段d=44mmL=50mm，第三段d=45选用圆锥滚子轴承30209，d=45mmD=85mmB=19mm,L=3+19=22mm,第四段d=45mm，L=10+30=40mm2,第五段d=80查表，蜗杆齿宽B=77.92，L计算选为120mm。第六段L=19mm。 第七段，与减速器连接部分21mmL蜗杆=394mm5.1.5 轴的校核（1） 垂直面的支承反力（图b） Fr=tan20Fa=1301.5N L=244mm（2）水平面的支承反力（图c）（3）绘垂直面的弯矩图（图b） 葪（4）绘水平面的弯矩图（图c）（5）求合成弯矩（图d）（6）该轴所受扭

14、矩为 T=38932N.mm（7）按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式（15-5）及以上数据，并取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理Me=d3Me/0.1=17.2mm3Me/0.1=21.9mm70mm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e 则X=0.4 Y=1.10 已知 P=(XFr+YFa）X=0.4 Y=1.10P=0.4325.4+1.10973.3=1201NFr,=Fr2/2=650.8N 则P2=650.8N计算轴承寿命 已知为滚子轴承=10/3 Ln=h48000h远远满足要求7.2蜗轮轴上轴承的选择和计算蜗轮轴；已知次此

15、处轴径为d=55mm，所以选内径为55mm的轴承，选择圆锥滚子轴承；选择型号为30213的轴承，D=120mm,B=23mm,=23.8，基本额定动载荷C=120kw,极限转速3200r/min.Fae=650.8N Fr=1301N Fd1=0.66Fr1=858.7NFd2=0.66Fr2=858.7N Fa1=1509.46NFa2=858.7N Fa1/Fr1=1.160.66则X1=0.4 Y1=0.91 Fa2 /Fr2=0.6610.66 则X2=0.4 Y2=0.91 已知 P=fe(XFr+YFa） 轴承有中等冲击载荷，fe=1.5P1=2841N P2=1952.7N P1

16、P2 取P2 Ln=h48000h满足要求八 键联接的选择与验算8.1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。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接。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。8.2 校核键联接的强度蜗杆上的键，轴径d1=32mm，L=82mm且属于静联接由P156的表10-9查得许用挤压应力为p=100-120MPa,取其平均值，p=110MPa。键的L=70mm,b=10mm

17、h=8mm， p=8.78Mpap可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。蜗轮上键键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文查得许用挤压应力为p=100-120MPa,取其平均值，p=110MPa。键的L=80mm,b=20mm,h=12mm p =24.2Mpap可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。蜗轮上另一处键，L=70mm,b=16mm,h=10mmp=110MPa p =43.1MpaTca许用转速n=3300r/min960r/min合格蜗轮轴上联轴器，已知d=55mm，选用LTZ8弹性套柱销联轴器。Tca=1.5414.8=622.2N/m66.2r/min,合格

18、十 密封和润滑1. 由于本设计蜗杆减速器用的是钢蜗杆配青铜蜗轮，参考文献，选择L-AN32型号全损耗系统用油，对于蜗杆的给油方式，根据蜗杆的相对滑动速度以及载荷类型选择，本设计的蜗杆减速器蜗杆的相对滑动速度为4.m/s内，且采用的是闭式传动，传动载荷中等，选择油浴润滑。关于蜗杆传动的润滑油量，由于采用的是闭式蜗杆传动，搅油损耗不是太大，且采用的是蜗杆下置式的传动，所以浸油深度应为蜗杆的一个齿高。蜗轮的润滑主要凭借蜗杆的带油作用来进行润滑。2. 对于轴承的润滑，蜗杆轴承采用浸油润滑。同时蜗轮轴承润滑采用刮油板刮蜗轮上的油通过箱体上的油槽润滑。另外在安装的时候，也应该对轴承的润滑进行良好处理，应该

19、用润滑油脂进行充分的润滑。对于轴承的密封设计采用了轴承端盖还在其中加入了密封圈。整个箱体是密封的。十一 铸铁减速器箱主要结构尺寸名称符号蜗轮蜗杆减速器选用箱座壁厚0.02a+1815.5箱盖壁厚0.02a+1813.5箱盖凸缘厚度B11.520.5箱座凸缘厚度b1.523.5箱座底凸缘厚度B22.539地脚螺钉直径df0.036a+12=19.2M24地脚螺钉数目n=250时，n=44轴承旁联结螺栓直径d10.75 dfM18盖与座联结螺栓直径d2(0.5-0.6) df M12联结螺栓d2间距150-200160轴承端盖螺钉直径D3(0.4-0.5)dfM10视孔盖螺钉直径D4(0.3-0.

20、4) df M8定位销直径d(0.7-0.8) df10至外箱壁距离34.24.18至凸缘边缘距离28.22.16轴承旁凸台半径28凸台高度h50外箱壁至轴承座端面距离+(8-12)70铸造过渡尺寸x,yx=3, y=15r=5蜗轮顶圆与内箱壁距离1.220蜗轮轮毂端面与内壁距离16箱盖、箱座肋厚m1,mm10.85,m=0.85m1=14,m=12轴承端盖外径D2D+5d3160轴承旁联结螺栓距离SSD2160=0.664Pd=3.953n=68.21rmin选定电动机Y-132M1-6i=14.07P=3.953kwP1=3.913kwP2 =2.876kwP3=2.679kwT=39.3

21、2N/mT1=38.93N/mT2=402.67N/m=1.1KH=0.69Z1=2Z229i=14.5m=8=80mmPa=25.12mmda1=96mmdf1=60mm=11.0399i=14.5 d2=232mm da2=240mm df2=220mm rg2=248mm b2=77.92mm=30.7 =2.6=41.4Mpa86%A0.62-0.53mFt1=3576NFa2=973.3Ndmin=17.6mmTca=50.609N/m选用TL Z6型弹性套柱销联轴Rvb=64.3NRva=1273.2NRha=486.7N T=38932N.mmMe=197.276N/md=15.

22、6mm因此安全C=110，dmin=38.5mmd取55mmTc=539.278N/m选用LTZ8型弹性套柱销联轴器L2=84mmRvb=309.652NRva=991.98NRha=486.7NMvc=49523.2NT=414.8N.mMe=Mpad=21.9mm故安全选择型号为30209的轴承，Fr=325.4NX=0.4 Y=1.10Ln=h满足要求选择型号为30213的轴承Fa1=1509.46NFa2=858.7Nfe=1.5 Ln=h满足要求 p=110MPa。可以正常工作 p=110MPa p =24.2Mpap该键可以正常工作。p =43.1Mpap该键可以正常工作Tca=5

23、8.98N/m选用LTZ6弹性套柱销联轴器选用LTZ8弹性套柱销联轴器选择L-AN32型号全损耗系统用油十三 致谢对于这次设计的完成,首先感谢母校塔里木大学的辛勤培育，感谢学校给我提供了如此难得的学习环境和机会，使我学到了许多新的知识、知道了知识的可贵与获取知识的辛劳。承蒙李宜峰老师的耐心指导，我顺利地完成了我的课程设计。在此深深感谢我的老师李宜峰给予我的耐心指导和帮助,这也体现了他对工作高度认真负责的精神，同时也感谢给我带互换性与测量技术的张宏老师、机械工程材料的张有强老师，机械制图的李平老师，材料力学的周岭老师，没有这些课程做基础，是无法完成机械课程设计的，感谢你们！在我的设计过程中，还得

24、到了众多同学的支持和帮助，在此，我对这些同学表示我衷心的感谢和永远的祝福！ 对于这次的课程设计，还有许多美好的设想由于时间和自身因素无法得以实现，这不能不说是本次设计的遗憾之处。不过，至少它启发了我的思维，提高了我的动手能力，丰富了我为人处世的经验，进一步巩固了所学知识，这为我在以后的学习过程当中奠定了坚实的基础 。也为以后在自己的工作岗位上发挥才能奠定了坚实的基础。我会继续努力的。十四 参考文献1 杨可桢主编 机械设计基础 第五版 高等教育出版社2001年5月2 龚桂义主编 机械设计课程设计图册 第三版 高等教育出版社2006年5月3 吴宗泽主编 机械设计课程设计指导书 第三版 高等教育出版社1990年4月