一级涡轮蜗杆减速器设计说明书

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1、设计计算及说明结果1 总体传动方案的选择与分析该传动方案在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆减速器传动装置传动，如下图所示：1电动机2联轴器3减速器4联轴器5卷筒设计计算及说明结果2.运动学与动力学计算2.1电动机的选择2.1.1电动机类型的选择按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380，型号选择Y系列三相异步电动机。2.1.2电动机的容量电动机输出功率： kw 工作机所需的功率： kw 由电动机至工作机之间的总效率： 其中 分别为蜗杆，联轴器，轴承和卷筒的传动效率。查表可知=0.725（蜗杆）=0.99（联轴器）=0.98（滚子轴承）=0.96 所以： 工作机输入功率

2、所以电动机所需工作效率为： 2.1.3电动机的转速工作机的转速n=50r/min所以电动机转速的可选范围为： 根据机械设计手册中查的蜗杆的传动比在一般的动力传动中在这个范围内的电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min.两种传动比方案如下表：方案型号额定功率同步转速满载转速质量1Y160M-67.510009701192Y13M-47.51500144081=0.66=3.66kw=5.55kw设计计算及说明结果由上表可知同步转速高的电动机质量低，但综合考虑有表中数据可知两个方案均可行，但方案1的总传动比较小，传动装置结构尺寸较小，并且节约能量。因此选择方案1，选定电动机的型号为

3、Y160M-6。2.2传动比分配各级传动比分配： 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。 2.3计算传动装置的运动和动力参数2.3.1蜗杆蜗轮的转速： 蜗杆转速和电动机的额定转速相同, 杆=970r/min 蜗轮转速： 滚筒的转速和蜗轮的转速相同，滚=50r/min2.3.2功率 蜗杆的功率：p=5.55*0.99=5.49kW 蜗轮的功率：p=5.49*0. 725*0.98=3.90kW 滚筒的功率：p=3.90*0.99*0.98*0.96=3.63kW2.3.3各轴转矩电动机型号：Y160M-6。i=19.4杆=970r/min=50r/min滚=50r/minP杆=

4、5.49kWP蜗=3.90kWp筒=3.63kW设计计算及说明结果 参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速r/min9709705050功率P/kw5.55 5.493.903.63转矩N.m54.6454.09744.90693.79传动比i19.4效率0.990.710.933.传动零件的设计计算3.1蜗轮蜗杆设计计算3.1.1选择蜗杆的传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开式蜗杆(ZI)3.1.2选择材料 考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用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4555HRC，蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造.

5、3.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动设计准则，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。公式如下： (1)确定作用在蜗轮转矩,按=2，估取效率为=0.75，(2) 确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,取载荷分布不均系数=1;表115机械设计选取使用系数 由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;K=KAKBKV=1.1511.051.21(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160（4）确定蜗轮齿数 =220=40(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,可从机械设计表117查

6、得蜗轮的基本许用应力=268。应力循环次数N=60j=60150(83655)=4.38寿命系数： KHN=(107/43800000)1/8=0.8314则 H= KHNH=0.8314268Mpa=222.8Mpa(6)因为=2，故从表11-2中m=8 mm，分度圆直径d1=80mm3.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)中心距 a= (+)/2=(80+840)/2=200mm (2) 蜗杆 =744.90N.m蜗杆45号钢蜗轮ZCuSn10P1=744900N.mmK=1.21=160=40=268N=4.38KHN=0.8314H= 222.8Mpam=8 mmd1=80mma

7、=200mm设计计算及说明结果轴向齿距pa=25.133 mm，直径系数q=10，齿顶圆直径da1=96 mm;齿根圆直径df1=60.8mm，分度圆导程角=111836；蜗杆轴向齿厚Sa=12.5664 mm(3)蜗轮传动比i取20蜗轮分度圆直径：d2=m Z2=840=320 mm蜗轮喉圆直径：da2= d2+ 2ha2=320+28(1-0.5)=336 mm蜗轮齿根圆直径：df2= d2- 2hf2=320-281.2=300.8 mm蜗轮咽喉母圆半径：rg2=a-1/2da2=200-1/2*336 =32mm3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从图1117中可查得齿形系数螺旋

8、角系数可知许用弯曲应力从机械设计表118查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56。寿命系数可见弯曲强度是满足的。3.1.6验算效率已知=;与相对滑动速度有关。从机械设计表1118中用插值法查得=0.0235, 代入式中得=0.831,大于原估计值,因此不用重算。3.1.7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是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T100891988。然后机械设计课程设计查得蜗杆的齿厚公差为 =71m, 蜗轮的齿厚公差为 =130m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙

9、度均为1.6m, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6m和3.2m。3.1.8热平衡核算初步估计散热面积：取(周围空气的温度)为。所以S=1.10 合格4.轴的设计计算4.1蜗杆轴的设计4.1.1作用在齿轮上的力齿轮分度圆的直径为 圆周力： 轴向力： 径向力：Fr1=tan=4655.63tan200=1694.51Npa=25.133 mmq=10da1=96 mmdf1=60.8mm=111836Sa=12.5664 mmd2=320 mmda2=336 mmdf2=300.8 mmrg2=32 mm42.420.65736.792mpaS=1.10（周围）=工=69.62Fr1=1694

10、.51N设计计算及说明结果蜗轮上的轴向力、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。4.1.2蜗杆轴的设计计算选用45调质，硬度217255HBS，并查表15-3，取A0=120d考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=21.39(1+5%)mm=22.46mm轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴器，由转速和转矩得Tc=KT1=1.554090=81135Nmm查表GB/T 5014-2003弹性柱销联轴器选用 LX4，标准孔径d=50mm，即轴伸直径为38mm ,半联轴器的长度L=84mm。 初选圆锥滚子轴承30212（GB/T 297-1

11、994） 各段轴的长度及直径： d21.39mmTc=81135Nmm设计计算及说明结果4.1.3轴的校核计算求轴上的载荷水平：垂直：水平弯矩：垂直弯矩：总弯矩: 弯矩图如下：设计计算及说明结果从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面.现将计算出危险截面处的力矩值列于下表载 荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩 扭矩TT1=54090Nmm（1）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的强根据式15-5及上表中的数值,并取=0.6，轴的计算应力=M2+(T)21/2/W=8.06 mpa前面以选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得.-1，故安全

12、.（2）精确校核轴的疲劳强度 1) 危险截面的左侧抗弯截面系数 W1=0.1d3=0.1653=27463 mm3抗扭截面系数 W2=0.2d3=0.2653=54925 mm3截面左侧的弯矩M为M=277422.4(71-36)/71=136757.52Nmm截面上的扭矩T2为 T1=54090Nmm截面上的弯曲应力 =8.06 mpaW1=27463 mm3W2=54925 mm3M=136757.52Nmm设计计算及说明结果截面上的扭转切应力 =T1/W2=0.98MPa轴的材料为45钢,调质处理.由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按表3-2查取.因r/d=0.028

13、5，D/d=1.142，经插值后可查得，又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按式(附3-4)为k=1+q(-1)=1.993k=1+q(-1)=1.67由附图3-2得尺寸系数 =0.66由附图3-3得扭转尺寸系数 =0.8轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为K= k/+1/-1=3.1067K= k/+1/-1=2.174又由3-1节和3-2节得碳钢的特性系数于是,计算安全系数S=-1/( K+m)=37.9S=-1/( K+m)=14.07 Sca= SS/( S2+S2)1/2=13.191.5故

14、可知其安全.=0.98MPak=1.993k=1.67=0.66=0.8K=3.1067K=2.174Sca=13.19安全.设计计算及说明结果2)截面右侧抗弯截面系数 W1=0.1d3=0.1803=51200 mm3抗扭截面系数 W2=0.2d3=0.2803=102400 mm3截面右侧的弯矩M为M=274422.4(76-31)/76 =136757.52 Nmm截面上的扭矩T2为 T1=54090Nmm截面上的弯曲应力 =M/W=2.67Mpa截面上的扭转切应力 =T1/W2=0.53 Mpa过盈配合处的 值,由附表3-8用插入法求出,并取,于是得 轴按磨削加工,由附图3-4得表面质

15、量系数为 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为于是,计算安全系数 Sca= SS/( S2+S2)1/2=13.2841.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的4.2蜗轮轴的设计计算W1=51200 mm3W2=102400 mmM=136757.52 NmmT1=54090Nmm=2.67Mpa=0.53 MpaSca=13.284强度是足够的设计计算及说明结果因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用材料45钢，调质处理。轴径可按下式求得，有表取A= 106 则d考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=45.30(1+5%)mm=47.56mm轴伸安装联轴

16、器，考虑补偿轴的可能位移，选用弹性元件的联轴器，由转速和转矩得Tc=KT2=1.5744900=1117350Nmm查表GB/T 5014-2003弹性柱销联轴器选用 LX4，标准孔径d=55mm，即轴伸直径为38mm ,半联轴器的长度L=84mm。 初选圆锥滚子轴承30213（GB/T 297-1994） 各段轴的长度及直径： 4.2.2轴的校核计算求轴上的载荷d设计计算及说明结果水平：垂直：水平弯矩：垂直弯矩：总弯矩: 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面.现将计算出危险截面处的力矩值列于下表载 荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩 扭矩TT1=744900Nmm（1）按弯扭合

17、成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的强根据式15-5及上表中的数值,并取=0.6，轴的计算应力.设计计算及说明结果=M2+(T)21/2/W=15.2mpa前面以选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得.-1，故安全此轴强度足够5键联接的选择及校核计算 1) 联接轴与联轴器的键 联轴器键联接选用A型普通平键bh= 149（GB/T1096-2003）长 70 mm，挤压应力为：p=4T1/d1hl=454090/50970=6.87Mpap(110Mpa)强度足够 2）蜗轮处键联接选A型普通平键bh= 2012（GB/T1096-2003）长 70 mm挤

18、压应力为：p=4T2/d4hl=4744900/701270=50.67Mpap(110Mpa)强度足够 3）联轴器处键联接选用型普通平键bh= 1610（GB/T1096-2003）长 75 mm挤压应力为：p=4T2/d1hl=4744900/551075=72.23Mpap(110Mpa)强度足够6滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：=83655=146000小时。6.1计算输入轴轴承初选圆锥滚子轴承30212（GB/T 297-1994）查轴承手册可知其基本额定动载荷=102000N基本额定静载荷=130000N。内径d=60mm外径D=110mm 厚度B=22mm e

19、=0.4 Y=1.5（1）当量动载荷轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 轴承1、2的内部轴向力分别为: 外部轴向力A= 4656N =15.2mpa安全p=6.87Mpa强度足够p=50.67Mpa强度足够p=72.23Mpa强度足够=146000h1525N751N508N250N设计计算及说明结果则两轴承的轴向力分别为: 因= 3.22e ，故 X= 0.4 Y= 1.5因= 0.333e ，故 X= 1 Y= 0（2）轴承寿命因，故只需校核轴承1。轴承在100以下工作，查表得 1 1.2 =1 =1.2因为所以轴承寿命足够6.2计算输出轴轴承初选圆锥滚子轴承30213（GB/T

20、297-1994）查轴承手册可知其基本额定动载荷=120000N基本额定静载荷=152000N。内径d=65mm外径D=120mm 厚度B=23mm e=0.4 Y=1.5（1）当量动载荷轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 轴承1、2的内部轴向力分别为: 外部轴向力A= 1352N 4906N250N7969N751N=20850h轴承寿命足够1525N751N508N250N设计计算及说明结果则两轴承的轴向力分别为: 因=0.679e ，故 X= 0.4 Y= 1.5因= 0.333e ，故 X= 1 Y= 0（2）轴承寿命因，故只需校核轴承1。轴承在100以下工作，查表得 1 1.

21、2 =1 =1.2因为所以轴承寿命足够.7 减速器的润滑与密封7.1齿轮的润滑闭式齿轮传动，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于150-200 m/min，所以选择油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3。大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑脂，使油面高度达到33-71mm。从而选用L-AN68润滑油。7.2轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿=0.89m/s2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承

22、的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB 7324-1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZN-3的润滑脂。7.3减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成2141N789N4473N2367N=3724620h轴承寿命足够设计计算及说明结果箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不

23、同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V 3m/s，输出轴与轴承盖间也为V 3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。8 减速器附件的选择确定8.1 轴承端盖根据下列的公式对轴承端盖进行计算：d0=d3+1mm；D0=D +2.5d3；D2=D0+2.5d3；e=1.2d3；e1e；m由结构确定；D4=D -(1015)mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(24)mm；d1、b1由密封尺寸确定；b=510，h=(0.81)b8.2油面指示器用来指示箱内油面的高度8.3. 放油孔及放油螺塞为排放减速器箱体内污油和便于清洗

24、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12，使油易于流出。设计计算及说明结果8.4. 窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。8.5. 定位销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。8.6. 启盖螺钉由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆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。8.7. 轴承盖螺钉，轴承盖旁连接螺栓 用作安装连接用。9减速器的箱体尺寸计算设计

25、计算及说明结果10.设计小结一级蜗杆减速器的设计是一个较为复杂的过程，通过这次设计觉得自己受益匪浅。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力；同时

26、对减速器的结构和设计步骤有了一个大概的了解，对之前所学的专业知识作了一个很好的总结，设计中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的学习工作中来弥补。设计过程中我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等），获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。当一份比较象样的课程设计完成的时候，我的内心无法用文字来表达。几天以来日日夜夜的计算与绘图和在电脑前编辑排版说明书，让我感觉做一个大学生原来也可以这么辛苦。但是，所有的这一切，都是值得的，它让我感觉大学是如此的充实。谢 辞在课程设计即将完成之际，我的心情无法平静，从开

27、始进入课题到设计的顺利完成，有多少可敬的师长、同学给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意！同时我还要特别感谢老师对我这次课程设计指导付出的苦心与汗水，谢谢你们。要是没有你们的指导与帮助，我想也许我自己一个人无法这么快这么顺利的完成了。参考文献1、 吴立言主编 机械设计 -北京：高等教育出版社， 2013.5 2、席伟光 杨光 李波主编 机械设计课程设计 -北京：高等教育出版社， 2003（2004重印） 3、吴宗泽主编 机械设计课程设计手册 4版 -北京：高等教育出版社，2012.5（2014.12重印） 4、赵祥主编，机械零件课程设计， -北京：中国铁道出版社，1988 5、 哈尔滨工业大学理论力学教研室 编 理论力学 -北京：高等教育出版社 ，2002.8 （2003重印）6、孙恒 陈作模 主编 机械原理 -北京：高等教育出版社 ，2001（2003重印）7、张代东 主编 机械工程材料应用基础 -北京：机械工业出版社 ，2001.6需要CAD图纸请发邮件269854292