单蜗杆齿轮减速器设计方案说明书3

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1、1 / 22 一：设计要求 (1 1)设计任务 设计带式输送机传动系统。要求传动系统中含有单级蜗杆减速器 输送带有效拉力 F=2400 NF=2400 N 输送带工作速度 v=0.9 m/sv=0.9 m/s 输送机滚筒直径 d=335 mmd=335 mm 减速器设计寿命为 5 5 年。 (4(4)工作条件 两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；电压为 380/220V380/220V 的三相交流电源。 二、传动系统方案设计 根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线 为：电机一一连轴器一一减速器一一连轴 器一一带式运输机。(如右图所示 根据 生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度 V 4-

2、5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下 置式见 如右图所示)，采用此布置结 构，由于蜗杆在蜗轮(2(2)传动系统机构简图 2 / 22 的下边，啮合处的冷3 / 22 却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆 锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑 油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。 该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴 承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。 （3 3）传动系统的总体设计 1 1 ）电动机的选择 由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用 丫系列三相异步电动机。

3、三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等 优点。一般电动机的额定电压为 380V。 根据生产设计要求，该减速器卷筒直径 D=335mm运输带的有效拉力 F=2400N带速V=0.9m/s，载荷平稳，常温下连续工作，工作环境多尘，电源 为三相交流电，电压为380乂 1、 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为 380V, 丫系列 2、 传动滚筒所需功率 3、 传动装置效率： 由电动机至工作机之间的总效率: 其中 . 分别为联轴器，轴承，窝杆，齿轮，链和卷筒 的传动效率。 查表可知： 联轴器效率： =0.99 滚动滚子轴承效率 一对）： =0.9

4、8 窝杆传动效率：E =0.75 传动滚筒效率： =0.96 4 / 22 所以:5 / 22 电动机所需功率： P r= Pw/ n =2.16/0.646=3.34 KW 传动滚筒工作转速： n = 60 x 1000 x V/ x 335= 51.3 r/min 根据容量和转速，根据课本表 3-2和续表3-2可查得所需的电动机丫系列 三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比 方案，如下表： 表 1 1 万案 电动机型号 额定功率 kw 电动机转速r/min 额定转矩 同步转速 满载转速 1 Y122M-2 4.0 3000 2890 2.2 2 Y112M-4

5、 4.0 1500 1440 2.2 3 Y132M1-6 4.0 1000 960 2.0 4 Y160M1-8 4.0 750 720 2.0 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见 第2方案比较适合。因此选定电动机机型号为 丫112M-4其主要性能如下表2： 表 2 2 中心 高H 外形尺寸 LX AC/2+ AD x HD 底角安 装尺寸 AX B 地脚螺栓孔 直径K 轴身尺 寸 DX E 装键部位 尺寸 FX GX D 112 400 X 230/2 + 190) X 265 190X 140 12 28 X 60 8X 24X 28 (2(2计算总传动比和

6、各级传动比的分配 1、计算总传动比： 2、各级传动比的分配 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。 (3(3传动系统的运动和动力参数计算 1. 蜗杆轴的功率、转速与转矩 6 / 22 P 0 = P r X 0.99 X 0.98=3.24kw n 0=1440 r/mi n T 0=9550 Po/n 0=21.5 N .m 2. 蜗轮轴的功率、转速与转矩 P i = P 0 n 0i = 3.24 X 0.75 X 0.98=2.32 kw r/min T 1= 9550P1/n 1 = 431.5 N m 3. 传动滚筒轴的功率、转速与转矩 P 2 = P 1 n 12

7、=2.32 X 0.99 X 0.98=2.25 kw I r/mi n T2= 9550P2/n 2 = 419.0 N m 运动和动力参数计算结果整理于表 3: 表3 参数 电动机 蜗杆 蜗轮 滚筒 转速r/min 1440 1440 51.3 51.3 功率P/kw 3.34 3.24 2.32 2.25 转矩N.m 22.2 21.5 431.5 419.0 传动比i 28.1 效率 0.97 0.72 0.97 四、减速器传动零件的设计计算 蜗轮蜗杆的传动设计：7 / 22 蜗杆选40Gr,表面淬火45-55HRC蜗轮边缘选择ZCuSn10P1金属模铸造。 以下设计参数与公式除特殊说

8、明外均以 蜗杆传动为主要依 据， 具体如表4： 查P205表9-10得许用弯曲应力为: 确定接触应力循环次 数：口 许用接触应力 确定弯曲应力循环次 数： 许用弯曲应力二计算工程 1.选择材料 计算内容 蜗杆选40Gr,表面淬火45-55HRC 蜗轮边缘选择ZCuSn10P1金属模铸造。 计算结果 40Gr ZCuSn10P1 2 确定许用应力 查P204表9-8得许用接触应力力为 由 P204 式 9-21: 由 P205 式 9-22: 8 / 22 3.确定蜗杆头数 及蜗轮齿数因 查P195表9-3，得日=1;所以回=31 查机械设计课程设计教材表 4-5得: 日=1。目=31。 中心距

9、 a=160, m=8,凶=80 综合分析：中心距 a=160, m=8=80 确定蜗杆传动基本参 数 寸参数 4.计算蜗杆传动各尺 =1 E =31 3.按接触疲劳强度设 计 估取载荷系数K 初步估计蜗杆传动总 效率 确定蜗轮的输出转矩 确定模数及蜗杆直径 因载荷平稳，取K=1.1 由P203页9-18得: K=1.1 m=8, I =80,习=-0.5 9 / 22 | ri cos =0.995 =5度42分38秒 蜗轮齿形系数二按P204表9-7，由内插 由一 ，所以小于一I 所以蜗轮齿弯曲强度足够。 将箱体简化为长方体，箱体高为 3a,箱体 宽为2a,箱体厚为a, a为蜗杆传动中心

10、距。一般箱体底部与机座接触，计算箱体 散热面积不包括底部面积。 由P200表9-5，根据插入法可查得: =1度17分 法得：卜1 =1.39 5.校核蜗轮齿的弯曲 强度 M =5 度 42 分 38 秒 cosil =0.995 X 1 卜 I =1.39 回V_l 6.蜗杆传动热平衡计 算 估算蜗杆传动箱体的 散热面积A 计算蜗杆圆周运动速 10 / 22 度凶 取 X . 计算相对滑动 由P206公式9-25， 速度目 E =1度17分 当量摩擦角J | K | I I 取室温，贝叶由温： 啮合效率B 一 传动总效率凶 油温计算 * 1 合适 结论 五. 减速器轴及轴承装置的设计 V1V1

11、)蜗轮轴的设计 以下设计参数与公式除特殊说明外均以 VV机械设计基础 蜗杆传动为主要依 据， 具体如下表： 计算工程 计算内容 计算结果 1 .轴的材料的 选择，确定许 用应力 考虑到减速器为普通中用途中小功率减 速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，所以 选用45号钢，正火处理； (T b+=600MPa (T b-=55MPa 45钢，正火处 理 (T b+=600MP a (T b- =55MPa 11 / 22 2.按扭转强 度，初步估计 轴的最小直径 d | 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，查 P469表18- 1：工作情况系数K=1.5。 计算转矩 Tc

12、=KT=1.5X 431.5 =647.25N.M 查95版汝元功、唐照民主编机械设计手 册：P498表13-10，蜗轮轴与传动滚筒之 间选用HL4弹性柱销联轴器40X112,轴孔 直径为40，轴孔长度为112. 因此 1 1 采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖， 实现轴承系两端单向固定。 Tc=647.25N.M 3.轴 由承和键 4.轴的结构设 计 1 )、径向尺 寸的确定 从轴段d仁40mn开始逐渐选取轴段直径，d2 起固定作用，定位轴肩高度可在 40X 1+2 X 0.07) =45.6mm，该 直径处安装密封毡圈，标准直径。应取 d2=45mm； d3与轴承的内径相配合，为便 与轴

13、承的安装，取 d3=50mm，轴承选用角 接触球轴承，7010C。d5与蜗轮孔径相配 合。按标准直径系列，取 d5=60mm； d4由 h=0.070.1 ) d=0.07 0.1 ) d，取 d4=54mm d6起轴向固定作用，取 d6=66。d8与轴承 配合，取d8=d3=50mm d7起轴向固定轴承 作用，取d7=54。 d仁 40mm d2=45mm d3=50mm d4=54mm d5=60mm d6=66mm d7=54mm d8=50mm 2)、轴向尺 寸的确定 由课程设计课本： 所 以 取 L仁 50mm 12 / 22 3）弯矩 1 L2=33mm 经调整设计如下： L3=4

14、7mm L仁50mm L2=38mm L3=18mm L4=90mm L4=43mm L5=76mm L6=20mm L5=20mm L7=26mm L8=17mm L6=40mm 两轴承的中心的跨度为 L跨=186mm轴的总 长为L总=288mm 蜗轮的分度圆直径d=248mm 转矩 T=431.5N m 蜗轮的切向力： Ft=2T/d=2 X 431.5/0.248=3479.8N 蜗轮的径向力： Ft=3479.8N Fr=Ft X tan a /cos B =3479.8 X tan20 /cos5 4238 Fr=1272.9 N =1272.9 N 蜗轮轴向力： Fa=Ftx ta

15、n B =3479.8 x tan5 4238 Fa=347.8N =347.8 N 水平平面 - - N 垂直平面 1 = 1 Fv1= 1 N r i 水平平面弯矩： Fv1= 1939.9N 5.轴的强度校 核 1）计算蜗轮 受力 （T p,所以挤压强度足够。 垂直平面弯矩: 合成弯矩: 4）当量弯 矩 5 ）分别校 核 Mea=258.9M m 结论：合格 结论：强度足 够 6）键的强 度校核及设计 14 / 22 22）蜗轮轴轴承的选取 计算工程 计算内容 计算结果 1.计算轴向载 荷 蜗杆的径向力： 1）计算蜗轮 Fr仁Fr2=Fr/2=1272.9/2=636.5N Fr仁F r

16、2=636.5 的受力情况 蜗轮轴向力： N Fa=347.8N 径向力与轴向力都比较大，选用一对圆锥 Fa=347.8N 2.选轴承类型 滚子轴承。 e=1.5tan a =0.40 圆锥滚子轴承 S1 X=0.40,Y=1.49 （2）轴向力平 衡判断 Fa1=Fa+S2=561.4N （3）轴向载荷 Fa2=S2=213.6N Fa1=561.4N Fa2=213.6N 3.计算当量动 载荷 查机械设计课本P440,表17-8 , fp=1.2 五、冲击载荷 系数 Pr1=(X1Fr1+Y1Fa1fp=1309.3N 六、当量动载 Pr2=(X2Fr2+Y2Fa2fp=687.4N Pr

17、1=1309.3N 荷 4.选择轴承 （1）预期寿命 Pr2=687.4N f 十 t_= = （2）所需Cr 值 II 1 所以取： 查唐照民主编 机械设计手册 ， P429, 表 11-14，取 7210E, Cr=72.2kN，符合条 i i 15 / 22 3)选轴承 件。 轴承型号： 7210E 33)蜗杆轴的设计 以下设计参数与公式除特殊说明外均以 蜗杆传动为主要依 据， 具体如下表： 计算工程 计算内容 计算结果 1. 轴的材料的 选择，确定许 用应力 2. 按扭转强 度，初步估计 轴的最小直径 3. 联轴器的选 择 4. 轴承和键 5. 轴的结构设 计 (1径向尺寸 考虑到减速

18、器为普通中用途中小功率 减速传动装置，轴主要传递转矩。所以选 用45号钢，正火处理； (T b+=600MPa (T b-=55MPa de=(0.8-1.2dm,由 dm=28mm, 所以取de=30mm 查P469表18-1 :工作情况系数 K=1.5。 计算转矩 Tc=KT=1.5X 21.5 =32.25N.M 查95版汝元功、唐照民主编机械设计 手册：P493表13-8，蜗轮轴与传动滚 筒之间选用TL6弹性套柱销联轴器 40 X 112,轴孔直径为40,轴孔长度为112. 因此 =1 右端装一对向心角接触轴承，左端米用一 对圆锥滚子轴承，实现轴承系两端固定。 从轴段d仁40mn开始逐

19、渐选取轴段直径； d2起轴向固定作用，查毡圈标准直径系 列，取d2=45mm d3与圆螺母配合，查圆 螺母直径系列，取为50mm 45钢，正火处 理 (T b+=600MPa (T b-=55MPa K=1.5 Tc=32.25N.M I 1 d仁 40mm d2=45mm d3=50mm 16 / 22 的确定 d4与深沟球轴承配合，查课程设计课本 212 页附表 E-2,选用 6012， d=60,D=95,b=18。 轴承尺寸： 轴承的选取 所以d4=60。 d=60,D=95,b=1 d6与蜗轮孔径相配合，取d6=70mm； 8 d5起固定作用，定位轴肩高度可在 轴向尺寸的 1 ， ，

20、 确定 ， 贝“ ， 凹 1 = 1 则长度设计尺寸设计如下： si ； U1 : ； 1 * 1 ； ；， 闫, IHJIHJ 设计蜗杆轴总长度为 x 1 。 L* 1 44)蜗杆轴轴承的校核 计算工程 计算内容 计算结果 1.计算载荷 1)计算径向 受力情况 蜗杆的切向力： Ft=347.8N 蜗杆轴向力： Fa=3479.8N 蜗杆的径向力： Fr=1272.9 N 左端选深沟球轴承，右端选一对向心角接 触球轴承。 17 / 22 Fr1=391.4N Fr2=1632.9 N IH)IH) 2）计算轴向 载荷 2.深沟球轴承 校核 1）动载荷系 数 轴承的寿命 3.圆锥滚子轴 承校核

21、1）动载荷系 数 fp=469.7N K I h 所以符合条件。 查课程设计课本，Cr=90.8kN。C0r=115kN fp=1.2 Fa2/2C0r=0.053,所以 e=0.42, Fa2/Fr2=2.1e,所以 X2=0.40,Y2=1.49 查机械设计课本P440,表17-8， Pr2=(X2Fr2+Y2Fa2fp=7005.7N 所以符合条件 fp=1.2 X1=1。Y1=0 Pr1=469.7N 符合条件 轴承型号： 6012 fp=1.2 X2=0.40,Y2=1. 49 Pr2=7005.7N 符合条件 轴承型号： 7211E 18 / 22 （3轴承的寿 命 六. 箱体的设

22、计计算 11）箱体的结构形式和材料 采用下置剖分式蜗杆减速器，铸造箱体，材料 HT150 22）铸铁箱体主要结构尺寸和关系 依据机械设计课程设计，设计如下表： 名称 符号 蜗杆减速器结构尺寸 箱座壁厚 0 10 箱盖壁厚 3 10 箱座凸缘厚度 15 箱盖凸缘厚度 3 15 箱座底凸缘厚度 3 25 地脚螺栓直径 20 地脚螺栓数目 a 4 地 脚 螺 栓 螺栓直径 M20 螺栓通孔直径 M24 螺栓沉头座直径 0 M40 地脚凸缘尺寸 0 32 3 30 轴承旁联接螺栓直径 0 M16 轴 承 旁 螺 栓 螺栓直径 a M16 螺栓通孔直径 M17.5 沉头座直径 3 M32 剖分面凸缘尺寸

23、 H 24 19 / 22 0 20 上下箱联接螺栓直径 a M12 上 下 箱 螺 栓 螺栓直径 M12 螺栓通孔直径 0 M13.5 沉头座直径 M24 剖分面凸缘尺寸 可 24 20 定位销孔直径 s M10 轴承盖螺钉直径和数目 n=4, d 3=10 n=4 d 3=M8 检查孔盖螺钉直径d4 d d4=0.4d=0.4d d4=8mm 轴承旁联接螺栓距离 a 130 轴承旁凸台半径 20 轴承旁凸台高度 0 50 箱体外壁至轴承座 凶 45 蜗轮轴承座长度 箱体内壁 至轴承座外端面距离） L L 仁 K+K+3 L1=55mm 蜗轮外圆与箱体内壁之间 的距离 耳 取因=12mm 蜗

24、轮端面与箱体内壁之间 的距离 取回=10mm 机盖、机座肋厚m,m m=m=0.85 S 1 m=0.85m=0.858 m=12.8mm, m=8.5mm 七. 减速器其他零件及附件的选择 经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴 器、定位销的组合设计，经校核确定以下零件：20 / 22 键 单位：mm 安装位置 类型 bh9) hh11) L9h14) 蜗杆轴、联轴器以及 电动机联接处 GB1096-79 10 8 50 蜗轮与蜗轮轴联接处 GB1096-79 12 8 120 蜗轮轴、联轴器及传 动滚筒联接处 GB1096-79 16 10 36 密封圈VFJ14

25、5-79) 单位：mm 安装位置 类型 轴径d 基本外径D 基本宽度 蜗杆 B44X 57 X 6 44 57 6 蜗轮轴 B44X 57 X 6 44 57 6 圆螺母 单位mm 螺纹规格 DX P dk d1 m n t C C1 M50X 1.5 72 61 12 8 4 1.5 0.5 弹簧垫圈VGB93-87 单位mm 安装位置 类型 内径d 宽度 厚度) 材料为 65Mr,表面氧 化的标准弹簧 垫圈 轴承旁连接 螺栓 GB93-87-16 16 4 上下箱联接 螺栓 GB93-87-12 12 3 查唐照民主编的机械设计手册 P402页得: 定位销为GB117-86销10X 40

26、材料为45钢 视孔盖Q235 单位mm A A1 A。 B1 B B0 d4 h 150 190 170 150 100 125 M 8 1.5 21 / 22 蜗杆毡圈 单位mm 轴径 d di D bi b2 d0 45 44 57 5 7.1 46 套杯 单位mm DO Dc D D1 S1 S2 e4 m 152 128 100 82 9 8 9 82 蜗轮轴J型骨架式橡胶油封 单位mm 轴径 d D H 45 62 12 A 型通气器 单位mm d d1 d2 d3 D h a b C h1 R D1 S K e M18X 1.5 M33X 1.5 8 3 40 40 12 7 16

27、 18 40 25.4 22 8 2 凸缘式轴承盖HT150 单位mm 安装 位置 d3 D d0 D0 D2 e e1 m D4 蜗杆 8 100 9 120 140 9.6 10 30 85 蜗轮 轴 8 90 9 110 130 9.6 10 15 76 油标尺 单位mm d d1 d2 d3 h a b c D D1 M20 6 20 8 42 15 10 6 32 26 螺塞及圭寸油垫 单位mm d D0 L l a D S D1 d1 H 22 / 22 M16 1,5 26 23 12 3 19.6 17 16 17 2 吊耳 A 型铸造钩形吊耳 材料；ZG270500.HT20

28、0 标记示例： A 型 6号铸造钩形吊耳: 铸造钩形吊耳 A6 JB/ZQ46291997 每个铸铁吊耳的 允许起重量/t h/mm l1/mm s/mm r1/mm r2/mm r3/mm r4/mm r5/mm 0.3 35 20 16 6 4 30 16 8 吊钩 单位mm b H h r B 18 28 14 9 36 八、减速器的润滑 减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩 擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。 本减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度 h大于 等于 1 个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。因速度相当较大，

29、蜗轮 也用油润滑。 九、设计小结 本设计说明书通过对单级蜗杆减速器的结构形状进行分析，得出总体方案 . 按总体方案对各零部件的运动关系进行分析得出单级蜗杆减速器的整体结构尺 寸，然后以各个23 / 22 系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算，得出各零部 件的具体尺寸，再重新调整整体结构，整理得出最后的设计图纸和说明书 . 此次 设计通过对单级蜗杆减速器的设计，使我对成型机械的设计方法、步骤有了较 深的认识 . 熟悉了蜗轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用 标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零 部件的要点、方法。 这次设计贯穿了所学的专业知识

30、，综合运用了各科专业知识，从中使我学 习了很多平时在课本中未学到的或未深入的内容，我相信这次设计对以后的工 作学习都会有很大的帮助。 很惭愧的说，这次设计我吃了不少苦头，从选取中心距开始，就连连出问 题，改了又改，仅中心距一项变动就多大七次，每次都需要从头开始，每次都 得重新进行大量的数据计算，这对刚刚开始设计的我无疑是个巨大的考验。当 心有点郁闷，甚至是有点灰心，我知道后面的路还很长，出现的问题会越来越 多。好在我坚持了下来！ 果然，后来的问题接踵而至，大问题小问题，可以说是一堆一堆的出现， 设计初步完成后，几乎每天都是在修改，仅画好的正式图，就有 19 种之多。我 很欣慰，因为我知道每一次

31、修改，都是一次进步。 另外我不得不说的就是，由于是电脑画图，虽然修改相对方便，但由于电 脑屏幕相对有限，很多小问题在电脑上不能很好的反应出来，所以我在出图之 后，也接连发现了部分问题，所以前前后后总共出了四次正式图。 设计接近尾声了，看着自己设计的减速器，像个孩子一样，慢慢成长，逐 渐的趋于成熟，趋于优化，尽管有时候会感觉很累很烦，但看到自己设计的减 速器正慢慢成型，慢慢长大，心情立即就会好很多！虽然它可能不如别的同学 的优秀，虽然它可能或者说一定还存在这样那样的问题，但我对它是满意的， 这是我一学期辛勤工作的结晶，是对我这一学期学习的肯定，同时是我这学期 成果的反应，我对它是满意的。 由于自

32、己所学知识有限，而机械设计又是一门非常深奥的学科，所以虽然 进行了很多次的修改，虽然和同学也进行了很多的交流和学校，我知道我的设 计中肯定存在许多的不足和需要改进的地方，希望老师指出，让我在以后的学 习工作中去完善它们。 十、 参考文献 1 任金泉主编，机械设计课程设计 西安：西安交通 大学出版社 ,2003 年 2 陈晓南，杨培林主编，机械设计基础，北京：科学出版社， 2008 年 3 汝元功，唐照民主编，机械设计手册 北京：高等教育出版社， 1995 24 / 22 年4 蔡春源，蒋尊贤，李自治编，机械设计手册 沈阳：辽宁科学技术 出版社， 1990 年 5 唐克中，朱同钧主编，画法几何及工程制图 北京：高等教育出版 社，2007年 6 蒋庄德主编，机械精度设计，西安：西安交通大学出版社， 2000 年