蜗轮蜗杆减速器的设计

湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部 ） 学年第 学期 课程名称 指导教师 职称 学生姓名 专业班级 学号 题 目 蜗轮蜗杆传动减速器设计 成 绩 起止日期 20* 年 12 月31日 20*年 1月 13日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书1份2课程设计说明书1份3课程设计图纸4张1张456谢谢朋友对我文章的赏识，充值后就可以下载说明书，我这里还有一个压缩包，里面有相应的word说明书和CAD图纸。下载后请联系QQ：1459919609。我可以将压缩包免费送给你。欢迎朋友的光临！（注：注册账号时最好用你的QQ号，以方便我将压缩包发给你） 机械设计 设计说明书蜗轮蜗杆传动减速器设计起止日期： 20* 年 12 月 31 日 至 20* 年 1 月 13 日学生姓名班级学号 成绩指导教师(签字)机械工程学院20* 年 1 月 13 日目 录一 、课程设计任务书2二、 传动方案3三、 选择电动机3四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比5五、传动装置的运动和动力参数5六、确定蜗杆的尺寸6七、减速器轴的设计计算9八、 键联接的选择与验算17九、密封和润滑18十、铸铁减速器箱主要结构尺寸18十一、减速器附件的设计20十二、小 结23十三、参考文献23一 、课程设计任务书 20*20*学年第 1 学期机械工程 学院（系、部） 专业 班级课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 蜗轮蜗杆传动减速器的设计 完成期限：自 20*年 12 月 31 日至 20*年 1 月 13 日共 2 周内容及任务一、 设计任务： 设计蜗轮蜗杆减速器二、设计的主要技术参数：带的圆周力,带速，滚筒直径。（工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的5%。）三、设计工作量：说明书1份，A0的装配图1张，A3的零件图3张。进度安排起止日期工作内容20*年12月31日-20*年1月4日设计计算减速器，并认真检验计算结果20*年1月5日-20*年1月10日完成A0的装配图20*年1月11日-20*年1月12日完成3张A3的零件图20*年1月13日整理说明书和图纸主要参考资料1机械设计课程设计王大康，卢颂峰主编 北京工业大学出版社 20002机械设计课程设计金清肃主编 华中科技大学出版社 19953机械设计学基础孙建东主编 机械工业出版社 20044简明机械设计手册唐金松主编 上海科学技术出版社 19925机械设计濮良贵，纪名刚主编 高等教育出版社 2001指 导 教 师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日二、 传动方案我选择蜗轮蜗杆传动作为转动装置，传动方案装置如下： 三、 选择电动机1、电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用选用笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，Y型。2、电动机容量工作机所需功率根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率。电动机输出功率传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表10-2查得：联轴器效率=0.99；轴承 =0.98；单级蜗杆传动=0.95卷筒轴滑动轴承,则总效率 故 电动机额定功率依据参数文献2表19-1选取电动机额定功率3、电动机的转速卷筒轴工作转速为由参考文献2表2-2可知，单级蜗杆减速器一般传动比范围为740总动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为初选同步转速分别为1500r/m和3000r/m的两种电动机进行比较如下表：方案电动机号额定功率电动机转（r/min）电动机质量w/kg参见价格（元）总传动比i同步满载1Y100L1-42.215001430388008.982Y90S-22.23000284045100017.8由表中数据可知两个方案均可行，但方案1传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此，采用方案1，选定电动机Y100L1-4。4、Y100L1-4电动机的数据和外形，安装尺寸如小表：型号额定功率（KW）转速（r/min）质量（kg）同步满载Y100L1-4221500143038尺寸HABCDEFGKABADACHDBBL10016014063286082412205180205245170380电动机外形尺寸：四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比传动装置总传动比：由选定的电动机满载转速和工作机主轴的转速，可得传动装置的传动比是：所得i符合单级蜗杆减速器传动比的常用范围。五、传动装置的运动和动力参数1、各轴转速为蜗杆的转速，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，则：为蜗轮的转速，由于和工作机连在一起，其转速等于工作主轴转速，则：各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，设为蜗杆轴的功率，为蜗轮轴的功率，为工作机主轴的功率。则：2、各轴转矩蜗杆轴的转矩:蜗轮轴上的转矩:工作机主轴上的转矩:六、确定蜗杆的尺寸1、选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI).2、 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆用45刚;因希望效率要高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45-55HRC.蜗轮用铸锡磷青铜,金属摸铸造.为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100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.由式文献1式(11-12)计算传动中心矩:蜗轮上的转矩确定载荷系数 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；由表参考文献1的表11-5选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数；则：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。确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值为0.35，从图参考文献1图11-18中可查得。确定许用接触应力根据涡轮材料为铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可以从文献1表11-7中查得蜗轮的基本许用应力。应力循环次数寿命系数 计算中心距取中心距a=100mm,因i=8.98,故从文献1表11-2中取模数m=3.15mm,蜗杆的分度圆直径d1=35.5mm.这时d1/a为0.355，从文献1图11-18中可查得接触系数，因为，因此以上结果可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆：轴向齿距 直径系数 齿顶圆直径 齿根圆直径 分度圆导程角 蜗杆轴向齿厚 蜗轮： 蜗轮的齿数Z2=53；变位系数X2=-0.3889；验算传动比 这时传动比误差为 ，是允许的。蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆半径 5、 校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 根据X2=-0.3889，ZV2=77.03，从文献1图11-19中可以查得齿形系数YFa2=2.40。螺旋角系数 许用弯曲应力 从文献1表11-8中查得由制造的蜗轮的基本许用应力。寿命系数 弯曲强度是满足的。6、验算效率已知；与相对滑动速度VS有关。从参考文献1表11-18中用插入值法查得，；代入式中求得，稍小于原估计值，因此不用重算。7、 热平衡计算蜗杆传动总效率 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。8、 精度等级公差和表面粗糙度的确定七、减速器轴的设计计算1、 蜗杆轴的设计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。蜗杆上的转矩。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，孤需同时选取联轴器型号。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14-3，选用LT3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为31500Nmm。半联轴器的孔径d1=16mm,故取d12=16mm,半联轴器长度L=42mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm。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。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度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=20mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=22mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm，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=28mm。由已知条件知道工作时间为10年，每年按300天计算，且每天三班制工作，则大概总的工作时间为：考虑最不利的情况，单个轴承所受的径向力为：向心轴承只承受径向载荷时 由参考文献1式13-6a知基本额定动载荷 N查表13-4，13-6得从参考文献2中查表13-2得：轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）基本额定动载荷Cr/kN基本额定静载荷Cr/kN7000ACdDBdaminDamaxramax3055133649114.59.85因此轴环处的直径d34=d78=30mm,而L78=18mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6006型轴承轴肩高度h=6mm，因此，取d67=d45=42mm。所选轴承的外形如下图所示：由已知可以取齿宽b1=25mm，蜗杆齿顶圆直径为45mm，齿根圆直径为30mm，齿顶圆左端长10mm，右端长15mm。参考文献1表15-2取轴端倒角为。蜗杆轴的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=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，故蜗杆轴疲劳强度不必校核。蜗轮轴的设计蜗轮上的转矩。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。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14-3，选用LT6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000Nmm。半联轴器的孔径d1=30mm,故取d12=30mm,半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度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=35mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38mm。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。由已知条件知道工作时间为10年，每年按300天计算，且每天两班制工作，则大概总的工作时间为：考虑最不利的情况，单个轴承所受的径向力为：向心轴承只承受径向载荷时 由参考文献1式13-6a知基本额定动载荷 N查表13-4，13-6得从参考文献2中查表13-2得：轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）基本额定动载荷Cr/kN基本额定静载荷Cr/kN7008ACdDBdaminDamaxramax4068154662119.014.5因此轴环处的直径d34=d78=40mm,而L78=20mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6008型轴承轴肩高度h=6mm，因此，取d67=52mm。蜗轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=4mm，则轴环直径d56=60mm。轴环宽大于等于1.4h，则取L56=8mm。同时取L23=50mm，L34=20mm,L45=32mm，L67=18mm。所选轴承的外形如前面所选轴承图所示。 蜗轮轴的校核设蜗轮齿宽的法向中心线的有侧长为，左侧的长度为，则： 水平面的支承力：垂直面的支承反力: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： 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=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，故蜗杆轴疲劳强度不必校核。八、 键联接的选择与验算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=16mm。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=30mm。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：宽度b=5mm，高度h=5mm。由联轴器的标准并参考键的长度系列，可以确定取此键的长度L=20mm（比伸入到联轴器的深度短一些）。查得键2的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm。同理取此键的长度L=50mm。查得键3的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm。由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取该键的键长L=28mm。2、校核键联接的强度键1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p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。键的工作长度为l=L-b=25mm-5mm=20mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.55mm=2.5mm。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2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p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。键的工作长度为l=L-b=50mm-8mm=42mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.57mm=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3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p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。键的工作长度为l=L-b=28mm-14mm=14mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.59mm=4.5mm。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。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：九、密封和润滑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1表11-20，选择L-CKE320型号用油，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4.8m/s内，且采用的是闭式传动，传动载荷中等，根据文献1表11-21蜗杆传动的润滑油粘度推荐值及给油方式，选择油池润滑。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。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。蜗杆轴承端一边用闷端盖，一边用唇形密封圈。蜗轮轴轴承一边用闷端盖，一边用毡圈。整个箱体是密封的。十、铸铁减速器箱主要结构尺寸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 箱体内储油长度大约为 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8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径地脚螺钉数目4轴承旁联结螺栓直径盖与座联结螺栓直径联结螺栓间距160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22、18、16至凸源边缘距离20、14轴承旁凸台半径20凸台高度45外箱壁至轴承座端面距离40蜗轮顶圆与内壁的距离10蜗轮轮毂端面与内壁距离10箱盖、箱座肋厚轴承端盖外径110轴承旁联结螺栓距离110十一、减速器附件的设计1、窥视孔及视孔盖参考文献2表4-3得：直径孔数907560-70554074452、通气器由已知选型号外型安装图：查参考文献2表4-5可得：8316404012716184025.4226223、游标尺由条件可选M16型的。安装图：d1d2d3habcDD1M16416635128526224、放油孔与螺塞放油孔应设在油池的最低处，平时用罗塞堵住，采用圆柱螺塞时，箱座上装置处应设凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排不干净。如下图示：放油孔的位置外六角螺塞、封油垫圈5、起盖螺钉起盖螺钉设置在箱盖连接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘的厚度。长度L=15mm6、定位销外型尺寸：选A型，则：则可得下表：公称直径81.01.6257、起吊装置为便于拆卸和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置，综合考虑选择吊耳。查参考文献2表4-14得吊耳外形尺寸如下表：为箱盖厚度吊环螺钉的外形图如下：十二、小 结从整体上来说通过详细的计算和仔细的校核并且结合了实际情况，设计的过程基本正确，结果基本合理，可以满足设计的要求。课程设计使我们对所学的知识得到了一次系统，完整的复习，让我们初步了解到机械的选择、设计与加工基本知识。课程设计的过程中，进一步增强了数据的处理和一些细节处理的能力。在设计的过程中，还有一些小的问题还未能处理的很好，我会努力找的到不足，多加注意，以便以后能做的更好。十三、参考文献1、机械设计（第八版）濮良贵，纪名刚主编 高等教育出版社。2、机械设计课程设计金清肃主编 华中科技大学出版社附件图纸蜗杆轴蜗轮蜗轮轴箱座装配图谢谢朋友对我文章的赏识，充值后就可以下载说明书，我这里还有一个压缩包，里面有相应的word说明书和CAD图纸。下载后请联系QQ：1459919609。我可以将压缩包免费送给你。欢迎朋友的光临！（注：注册账号时最好用你的QQ号，以方便我将压缩包发给你）