蜗轮蜗杆减速器课程设计.docx

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蜗轮蜗杆减速器课程设计

课程设计说明书

第一部分设计链式输送机传动装置

一．设计任务书

已知条件：

1）输送链牵引力F=5000N；

2）输送链速度v=0.16m/s（允许误差±5%）；

3）输送链轮齿数z=14；

4）输送链节距p=100mm；

5）工作情况两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘；

6）使用期限20年；

7）生产批量20台；

8）生产条件中等规模机械厂，可加工6~8级精度齿轮和7~8级精度涡轮；

9）动力来源电力，三相交流380/220V；

10）检修间隔期四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；

根据上述已知条件，设计链式输送机传动装置的蜗轮蜗杆减速器。

二．设计进度表

表1设计进度表

（1）

链式输送机传动装置设计时间计划表2009年

内容时间6.216.22~6.236.24~7.17.2~7.87.9~7.12

明确设计任务书及制定

进度表

●

传动方案的分析与拟定●

方案的计算设计●

方案效果图工程图绘制●

编写设计说明书●

三.传动方案的分析和拟定

图1原理方案图

四．设计具体过程与结果

设计说明设计结果

4.1电动机的选择

4.1.1选择电动机类型和结构型式

根据电源、工作条件和载荷特点选择Y系列三相异步电动机。

4.1.2选择电动机的容量

（1）估算传动装置的总功率：

查表1-7，确定装置各部分的效率：

皮带传动η平带=0.96（无压紧）

蜗杆传动η蜗杆=0.78（双头0.75——0.82）

圆柱传动η圆锥=0.98

三对轴承η轴承=0.98（相等）

η总=η平带×（η轴承）3×η蜗杆×η圆锥）

=0.96×0.983×0.78×0.98

=0.6836

（2）电动机所需功率Pd：

输送机上的Pw=FV/

=5000×0.16

=0.800kW

电动机所需功率Pd=PW/η总

=0.800/0.6836=1.170kW

初选电机：

电动机型号额定功率（kW）满载转速（r/min）

Y100L-61.5kWnm=940r/min

η总=0.6836

Pw=0.800kW

Pd=1.170kW

设计说明设计结果

4.1.3计算总传动比和分配各级传动比

根据初选电机计算总传动比

nw=1000×60×v/zp

=5.647r/min

i总=nm/nw=940/5.647=166.372

由表1-8，单级蜗杆减速器推荐的传动比合理范围为8~40，取i蜗

杆=20。

皮带传动的传动比推荐的合理范围为2~5,取i皮带=2.7;齿轮传

动推荐的传动比合理范围为2~5，取i圆柱=3

实际总传动比i=i蜗杆×i皮带×i圆柱

=20×2.7×3=162

速度验算：

n实=nm/i=940/162=5.802r/min

（nw－n实）/nw=0.155/5.647=2.74%<5%

经验算计算符合要求条件。

4.2传动装置的运动和动力参数的计算

设计过程

4.2.1各轴的转速

蜗杆轴n1=nm/i带=940/2.7=348.15r/min

蜗轮轴n2=n1/i蜗杆=348.15/20=17.41r/min

链轮轴n3=n2/i圆锥=17.41/3=5.802r/min

4.2.2各轴功率

蜗杆轴P1=Pd×η皮带×η轴承=1.17×0.96×0.98=1.100kW

蜗轮轴P2=P1×η蜗杆×η轴承

=1.100×0.78×0.98=0.841kW

nw=5.647r/min

i总=166.372

i=162

n1=348.15r/min

n2=17.41r/min

n3=5.802r/min

P1=1.100kW

P2=0.841kW

设计说明设计结果

链轮轴P3=P2×η圆柱×η轴承=0.841×0.98×0.98=0.808kW

4.2.3各轴转矩

电动机转矩Td=9550Pd/nm

=9550×1.17/940=11.8867N·m

蜗杆轴T1=Td×i带×η带×η轴承

=9.9698×2.7×0.96×0.98=30.1914N·m

蜗轮轴T2=T1×i蜗杆×η蜗杆×η轴承

=30.1914×20×0.78×0.98=461.6078N·m

链轮轴T3=T2×i圆锥×η圆柱×η轴承

=461.6078×3×0.98×0.98=1316.4131N·m

4.3传动零件的设计计算

4.3.1选择蜗杆传动类型

由GB/T10085—1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。

4.3.2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

45~55HBC。

蜗轮用铸锡青铜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，而轮芯用灰铸铁HT100制造。

4.3.3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（11-12），传动中心距

a≥32

2EHKT（ZZ/[σ]）ρ

P3=0.808kW

Td=11.8867N·m

T1=30.1914N.mm

T2=461.6078N·m

T3=1316.4131N·

（1）确定作用在蜗轮上的转矩T2

由2.2.3求得T2=461608N·mm

（2）确定载荷系数K

因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数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

K=KA×Kβ×KV

=1×1×1.05=1.05

（3）确定弹性影响系数ZE

因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa1/2

（4）确定接触系数Zρ

先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35，从图

11-18中可查得Zρ=2.9

（5）确定许用接触应力[σH]

根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿

面硬度>45HRC，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力

[σH]′=268MPa。

工作寿命Lh按300个工作日，两班制计算。

每天工作十六小时！

Lh=300×20×8×16=96000h

应力循环次数N=60jn2Lh

=60×1×16.25×96000=1.0264×108

寿命系数KHN=

=0.7497

T2=461608N.mm

K=1.05

Lh=96000h

N=1.0264×108

KHN=0.7497

许用应力[σH]=KHN×[σH]′

=0.7497×268=200.9106MPa

（6）计算中心距

a≥32

2EHKT（ZZ/[σ]）ρ

=132.47mm

取中心距a=160mm，因i蜗杆=20，故从表11-2中取模数m=6.3mm，

蜗杆分度圆直径d1=63mm。

这时d1/a=0.39，从图11-18

中可查得接触系数Zρ′=2.75，因为Zρ′﹤Zρ，因此以上计算结果可用。

4.3.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸

（1）蜗杆

由表11-2查得蜗杆头数Z1=2，直径系数q=10，分度圆导程角

γ=11°18′36″。

轴向齿距Pa=πm=3.14×6.3=19.782mm

齿顶圆直径da1=d1+2ha*m=63＋2×6.3=75.6mm

齿根圆直径df1=d1-2m（ha*+c*）

=63-2×6.3×（1＋0.2）=47.88mm

蜗杆轴向齿厚Sa=0.5πm=0.5×19.782=9.891mm

法向齿厚Sn=Sa×cosγ=9.699mm

齿顶高ha1=ha*m=6.3mm

齿顶高hf1=（ha*＋c*）m=7.56mm

（2）蜗轮

由表11-2查得蜗轮齿数Z2=41，变位系数x2=-0.1032

验算传动比i=Z2/Z1=41/2=20.5

[σH]=200.9106

MPa

a≥132.47mm

a=160mm

Pa=19.782mm

da1=75.6mm

df1=47.88mm

Sa=9.699mm

Sn=9.699mm

i=20.5

此时传动比误差为（20.5-20）/20=2.5%是允许的。

蜗轮分度圆直径d2=mZ2=6.3×41=258.3mm

蜗轮喉圆直径da2=d2+2m（ha*+x2）

=258.3+2×6.3×（1-0.1032）

=269.600mm

蜗轮齿根圆直径df2=d2-2m（ha*-x2+c*）

=258.3-2×6.3×（1-0.1032+0.2）

=241.88mm

蜗轮齿顶高ha2=m（ha*+x2）=5.650mm

蜗轮齿根高hf2=m（ha*-x2+c*）=8.525mm

蜗轮轮宽的确定：

B≤0.75da1=0.75×75.6=56.7mm

故取B=50mm.

（3）校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数zv2=z2/cos3γ

=41/cos311.31°=43.48

根据x2=-0.1032和zv2=43.48，由图11-19查得YFa=2.48.螺旋角影响

系数Yβ=1-γ/140°

=0.9192

由表11-8查得蜗轮的基本许用弯曲应力[σF]′=56MPa.

寿命系数KFN=9106/N=0.5995

许用弯曲应力[σF]=KFN×[σF]′

=0.5995×56=33.57MPa

σF=1.53KT2YFaYβ/d1d2m

=18.55MPa

因此，σF≤[σF]，满足弯曲强度条件。

d2=258.3mm

da2=269.600mm

df2=241.88mm

ha2=5.650mm

hf2=8.525mm

B=50mm.

zv2=43.48

Yβ=0.9192

KFN=0.5995

[σF]=33.57Mpa

σF=18.55MPa

4.3.5验算效率

已知γ=11°18′36″；φv=arctanfv,与相对滑动速度有关

Vs=πd1n1/60×1000cosγ

=3.14×63×267.650/60000/cos（11.31°）

=1.0927m/s

从表11-18中用插值法查得fv=0.0441、φv=2.4°

η=（0.95~0.96）tanγ/tan（γ+φv）

=0.783

因为η>η3=0.78，满足弯曲强度，因此不用重算。

4.4减速器结构的确定

为了节约有色金属，蜗轮采用装配式；蜗杆螺旋部分的直径不大，

所以和轴作成一个整体,做成蜗杆轴。

蜗杆分度圆的圆周速度：

vdnmss1.07/

601000

11=×=π

根据经验，当v<4-5m/s时常将蜗杆放在下面，因此本方案采用蜗

杆下置的设计方案。

4.5轴（蜗轮）的设计计算

4.5.1初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。

查表15-3，取A0=105,得：

dmin=A03

22P/n

=38.24mm

Vs=1.0927m/s

η=0.783

Vs=1.07m/s

输出轴的最小直径是安装齿轮处轴的直径d1-2（如图3）。

由于需要开

键槽，为了保证强度，将其直径增大5%，为40.1547mm，将其圆整为

45mm

4.5.2蜗轮轴的结构设计

1各轴段的尺寸

①.查表根据1-2轴段的直径45mm确定轴伸长度，为保证轴的强

度刚度，取LI--II=82mm

图2蜗轮轴结构图

②.为了满足圆柱齿轮的轴向定位要求，I--II轴段右端需

制出轴肩定位h=（0.07-0.1）dI—II=2.8—4,故取II--III段的直径

dII--III=52mm。

③.初步选择滚动轴承。

考虑到既承受径向力又承受轴向力，并且

载荷不是很大，故选用圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据

dII--III=52mm，选用7211E型号的圆锥滚子轴承。

其尺寸为

d×D×T=55×100×22.75mm3故dIII--IV=dVII--VIII=55mm，右端轴承采用甩油

盘进行定位，甩油盘的长度暂定为15mm,故LVII--VIII=34.75mm。

④.轴承端盖的总厚度为24.6mm（由轴承端盖的结构设计而定），

考虑到与I-II轴段的配合取lII--III=40mm。

⑤.取安装蜗轮轴段的直径确定为dIV--V=55mm.蜗轮轮毂

的长度为l=（1.2~1.8）d=66~99mm，故取轮毂长度l=80mm,

采用套筒定位，为了使套筒端面可以可靠的压紧齿轮，此

段应略短于轮毂宽度，故取与蜗轮配合的轴段的长度为

dI--II=45mm

IIIL−−=82mm

dII--III=52mm

lII--III=46mm

dIII--IV=dVII--VIII=

55mm

lIII--IV=46mm

dIV--V=58mm

lIV--V=78mm。

蜗轮右侧处采用轴环进行轴向定位，取h=0.07dIV--V，所以蜗轮右侧

轴肩处的直径为68mm,即dV--VI=68mm.可查手册得,宽度为10mm.即

lV--VI=10mm。

轴环右侧有一过渡轴肩，为了与左右两侧的直径相协调取

dVI—VII=65mm。

⑥.取蜗轮轮毂两侧与箱体之间的距离均为35mm,在确定滚动轴承

位置时，应距箱体内壁一段距离，取为8mm,由轴承的宽度19.75mm,以及

甩油盘的规格,和预留的定位蜗轮的轴间间隙2mm可以综合确定

lIII--IV=46mm,lVI--VII=25mm。

2.轴上零件的周向定位

蜗轮与轴的周向定位采用平键连接。

按dIV--V由表6-1查得平键截面

b×h=16mm×10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为72mm,同时为了保证蜗

轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴配合为H7/k6；轴承与

轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6；

I—II段轴同样查表可得规格为b×h=12mm×8mm，长度为72mm。

3.确定轴上圆角与倒角尺寸

参考表15-2，取轴端倒角为2×45o，各轴肩处的圆角半径见后面零

件图。

4.6蜗杆轴的设计计算

4.6.1初步确定轴的最小直径

已知电动机功率P=1.1kW，转速n1=940r/min，传动比i=2.7,每天工作16

小时。

1.确定计算功率Pca，由表8-7查得工作情况系数KA=1.2故

Pca=KAP=1.8kW

lIV--V=78mm

dV--VI=63mm

lV--VI=10mm

dVI--VII=55mm

lVI-VII=25mm

lVII--VIII=28mm

l=72mm

Pca=1.32kW

2.根据查表得，选择Z带带型，小带轮的基准直径为d1d=100mm

3.确定大带轮基准直径dd,并验算带速V

①计算大带轮基准直径，根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径

dd2，

dd2=i·dd1=2.7×100=270mm。

②验算带速v，按式8-13验算带的速度

v=πdd2n1/60×1000=4.76m/s，接近于5m/s-30m/s故带速

合适

4、确定V带的中心距a和基准长度Ld。

①根据式0.7（）d1d2×d+d

a0=500mm。

②由式（8-22）计算带所需基准长度：

Ld0≈2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0

≈1456mm

由8-2选带基准长度Ld=1400mm

③按式（8-23）计算实际中心距a。

a≈a0+（Ld-Ld0）/2=470mm

5.验算小带轮上的包角

1α≈180°-（dd2-dd1）57.3/a≈158°≥90°

6.计算带的根数z。

（1）计算单根V带的额定功率Pr。

dd1=100mm

dd2=270mm

v=4.76m/s

a0=500mm

Ld=1400mm

a=470mm

由dd1和n1查表8-4a得：

P0=0.938kW，

根据n1和i=2.7和Z型带，查表8-4b得△P0=0.02kW，查表8-5得

Kα=0.942，查表8-2得KL=1.03，于是

Pr=（P0+△P0）KαKL=0.93kW

（2）计算V带根数Z，Z=Pca/Pr=1.4，取2根。

7.计算压轴力PF

单根V带的初拉力最小值（F0）min,由表8-3得A型带的单位长度质

量q=0.1kg/m

所以（F0）min=500（2.5-Kα）Pca/Kαzv+qv2=117.3N

应使带实际初拉力F0>（F0）min。

压轴力的最小值为，

（Fp）min=2z（F0）minsin（1α/2）=460.6N

8.按弯扭组合进行最小径的计算

皮带轮的最小宽度2fmin+e=26mm，取32mm

粗估两个支撑点之间距离为70mm。

M=（Fp）minL=39950N.mm（L为粗略估计值，带轮中心到轴承的

距离）

由第三强度理论公式caσ=M2+（αT）2/W≤[−1σ]，扭转切应

力为对称循环应力，取α=1.查表得[−1σ]=60aMP，且W=πd3/32，得：

d≥18.8mm

因为此段轴需要开键槽以便于带轮进行配合，故将其直径增大

5%

Pr=0.93kW

Z=2

（F0）min=117.3N

（Fp）min=460.6N

dmin=18.8×（1+0.05）=19.755mm，圆整取为24mm。

4.6.2蜗杆轴的结构设计

1．轴dI−−II的值由带轮的大小及联接确定，装配方案见图2.2，采

取一端固定一端游动（蜗杆轴系温升较高，跨距较大，这种结构比较合

适），固定端采用一对圆锥滚子轴承，游动端采用圆柱滚子轴承。

图3

2．根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

（1）为了满足开式皮带传动带轮的轴向定位要求，I--II轴段右端需

制出一轴肩h=（0.07-0.1）dI--II，故取II--III段的直径dII--III=38mm。

dIII−−IV

比dII--III高出一个轴肩位置，为了方便选取与轴承的配合，取

dIII−−IV=40mm。

（2）蜗杆螺旋长度为（蜗杆齿形部分结构设计）l>=（11+0.06

Z2）m=84.798mm，取l=85mm.与螺旋部分连接的轴段直径df-（2～

4）mm，取轴环与蜗杆螺旋部分之间的直径为dIV--V=dVI--VII=70mm,其中

df=47.88mm。

（3）初选轴承

选用深沟球轴承和圆锥滚子轴承，圆锥滚子轴承成对安装为固定

端，根据安装段的直径分别取30208，其规格为

d×D×T=40mm×80mm×19.75mm。

d=22mm

dII--III=27mm

lII--III=50mm

dIII--IV=dVII--VIII=40m

m

lIII--IV=46mm

dIV--V=dVI--VII=46mm

（4）右箱体端盖的厚度约为e=9.6mm，取其总尺寸度为24.6。

得到

有段箱体内壁到端盖外侧总长度为67.25mm，左右两端对称取左侧与之

相等，左侧甩油盘与箱体内壁对齐，且在Φ35的直径上，左侧轴承的

左端用弹性挡圈固定，弹性挡圈规格为：

S=1.5mm，挡圈与轴肩距离

n=3mm，所以可取得lIII--IV=33.5mm。

取右侧端盖到带轮距离为16.25mm，

故lII--III=50mm。

（5）根据蜗轮的顶圆直径取269，距箱体内壁距离为12mm箱体壁

厚10mm，再考虑到安装端盖的凸台及垫片厚度，综合考虑得螺旋部分

两侧的长度为lIV-V=lVI-VII=68.05mm。

3．确定轴上圆角和倒角尺寸。

参考表15-2，取轴端倒角为2×45°，圆角见图，未注圆角为2mm。

4.7轴（蜗轮）的校核计算

4.7.1粗校核

lIV-V=lVI-VII=70mm

dV-VI=48mm

lV-VI=85mm

dVII-VIII=35mm

lVII-VIII=46mm

图4

在不计摩擦的情况下，各力的大小如下公式：

N

d

TF

t

23575

1

=1=

N

d

FTa2959

2

=2=

NF

t=3575

FNa=959

FFNrt=tan20°=1302

水平面的弯矩图如上：

求支反力：

tNH1NH2F=F+F

1122F（ll）FlNHt+=⋅

l1=84.375mm、l2=86.375mm分别为轴承中心到蜗轮轮毂的距离

可得：

FNH1=1808NFNH2=1767N

MMNmmHH152600.12==

垂直面内的弯矩：

FrNV1NV2=F+F

F（）112llNV+=Fr⋅al+M2

其中：

=aMFDa/2×=123854N

可得：

FNV1=1369NFNV2=-57N

MNmmV115510.1=

MNmmV4924.2=−

合成得：

MMMNmm1HV11803095460191348.222

1

2

1=+=+=

MMMNmm2HV11803012251152754.222

2

2

2=+=+=

扭矩图如上所示：

T=461608N.mm

按弯扭组合公式校核：

切应力为脉动循环应力，取α=0.6

（）（）

Mpa

W

MT

ca17.25

14962

215180220.64015062

4

2

4≈

+×

=

+

=

α

σ

FNr=1302

FNH1=1808N

FNH2=1767N

FNV1=1369N

FNV2=-57N

MNmmV115510.1=

MNmmV4924.2=−

M1=131948N.mm

M2=152754N.mm

Mpacaσ=17.25

W为轴的抗弯截面系数

轴材料45#钢的许用应力[]60Mpa1=−σ，[]−1σ<σca即轴满足弯扭强

度要求，但是