机械设计课程设计单蜗杆减速器.docx

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机械设计课程设计单蜗杆减速器

机械设计基础课件设计

说明书

设计题目：

一级蜗杆减速器

肇庆学院

1、机械设计课程设计任务书

（2）

2、机构运动简图（4）

3、运动学与动力学计算（5）

4、传动零件设计计算（8）

5、轴的设计计算及校核（12）

6、箱体的设计（16）

7、键等相关标准的选择（17）

8、减速器结构与润滑的概要说明（18）

9、设计小结（19）

10、参考资料（20）

1.机械设计课程设计任务书

课题名称

一级蜗杆减速器

设计起止时间

2012年12月02日——2012年12月25日

课题类型

工程设计

课题性质

真实

一、原始数据

已知条件

输送带拉力

F/（N）

输送带速度

V/（m/s）

滚筒直径

D（mm）

数据

2200

0.9

320

工作条件：

单向运转，连续工作，空载起动，载荷平稳，三班制工作，减速器使用寿

命不低于10年，输送带速度允许误差位土5%

、基本要求

1完成装配图一张、零件图两张（齿轮、轴各一）

2、编写设计说明书一份（按毕业设计论文格式打印）

3、装配图手工绘制，零件图CAD绘制

2.机构运动简图

蜗杆减速器

输送带

电动机

I

3.运动学与动力学计算

3.1电动机的选择计算

3.1.1选择电动机

3.1.1.1选择电动机的类型

电动机。

3.1.1.2选择电动机容量

PW

电动机输出功率：

巳akw工作机所需的功率：

Pw二FVkw

1000

P=FV

所以d1000akw

由电动机至工作机之间的总效率:

其中123456分别为联轴器，轴承，蜗杆，齿轮，链和卷筒的

传动效率。

查表可知1=0.99（弹性联轴器）J=0.98（滚动轴承）（一对）3=0.73

单头蜗杆）4=0.96（卷筒）

所以：

a二0.99x0.984x0.73x0.90x0.96x0.96二0.55

nm1420

p=i-28.9r/min

nw49.1

3.1.1.3确定电动机转速

卷筒轴的工作转速为

60*1000V60*1000*0.9一、•

nw49.1r\min

二D二*350

根据《机械设计基础》中查的蜗杆的传动比在一般的动力传动中；1=60~600，电动机的转速的范围因为

N=（20~80）*n=（20~80）x49.仁982~3928r/min

在这个范围内的电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min,2800r/min.三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置的情况来确定最后的转速，为降低电动机的重量和成本，可以选择同步转速1500r/min。

根据

同步转速查表10-100确定电动机的型号为丫90L1-4。

3.1.2计算总传动比和各级传动比的分配

3.1.2.1计算总传动比：

3.1.2.2各级传动比的分配

3.1.3计算传动装置的运动和动力参数

3.131蜗杆蜗轮的转速：

蜗杆转速和电动机的额定转速相同

1420

蜗轮转速：

n-223一63.67r/min

滚筒的转速和蜗轮的转速相同

3.1.3.2

功率

蜗杆的功率：

p=3.57*0.99=3.534KW

蜗轮的功率：

p=3.534*0.8*0.99=2.799kW

滚筒的功率：

p=2.799*0.97*0.98=2.661kW

3.1.3.2转矩

Lnr-

|Fm1Fl

r「

IFq1

ilBimni

|丽■]Fr

1T

j[|IIBn

1TflhrTrTnTiTk

Td二9550*-Pm二9550357二24.01N.m

nm1420

-Tdi「o厂24.01*1*0.99二23.77N.m

T2=T；i12=23.77*22.3*0.99*0.98二514.27N.m

T3-T2i<23二51427*1*0.99*0.97=493.85N.m

将所计算的结果列表：

参数

电动机

蜗杆

蜗轮

滚筒

转速r/min

1420

1420

63.67

63.67

功率P/kw

3.57

3.534

2.799

2.661

转矩N.m

24.01

23.77

514.27

493.85

传动比i

22.3

效率

0.990.790.90

4.传动零件的设计计算

4.1蜗杆蜗轮设计计算

应力循环的次数Nl

接触强度寿命系数Zn弯曲强度寿命系数Yn

许用接触应力［出］

Yn=910=0.55

i肌

由式（8-6）[cH]珂;「H]ZvsZn

=220x0.93x0.68=139.13N/mnf

由式（8-7）[汁]=[；「f']xYn

2

=70x0.55=38.5N/mm2

许用弯曲应力［汗'］

139.13N/mm2

从K=1~1.4取K=1.2

中心距a=190,乙=2,Z2=50,X2=-0.206d2=mz2=6.3x50=330mm

:

=arctan乙m/d=arctan2x6.3/63=11度18分35秒

i=Z2/Z1=53/2=26.5

n=n1/i=1420/26.5=53.6r/mm

蜗轮分度圆导程角:

实际传动比i

蜗轮的实际转速n蜗轮的圆周数度v滑动速度Vs

啮合效率

兀xd汉n

V2=

601000

Vs=

601000cos：

二33453.6=0.937m/s

601000

二631420

601000cos（111835）

=4.78m/s

I=26.5

N=53.6r/min

V^0.937m/s

Vs=4.78m/s

tan111835”

■o__o_

tan（111835116）

=0.903

搅油效率0.94~0.99

轴承效率0.98~0.99

蜗杆的传动效率

查表8-10:

?

v=116

取0.96

取0.98

得：

=0.903X0.96X0.98=0.85

4.1.5校核蜗轮的齿面

接触强度

材料弹性系数Ze

使用系数Ka动载系数Kv

查表8-8Ze=155N/mm2

查表8-9Ka=1（间隙工作）

由于V2=0.937〈3m/s,Kv=1~1.1，取Kv=1

K..=1（载荷平稳）

载荷系数K.=

蜗轮实际转矩T2

滑动速度影响系数Zvs许用接触应力[cH]

校核蜗杆轮齿接触疲劳强度

T2=9550R「=95504碎°85=605.95N.m

n1420

查图8-14Zvs=0.93

[cH]=220X0.93X0.68=139.13N/mm

9400[605.95\633342

=125.62〈[cH]=139.13

厂0.903

2=0.96

3=0.98

=0.85

Ka=1

Kv=1

K=1

rxa1

T2=605.95N.m

[cH]=139.1

合格

按Zv2=乙/cos3：

=53/cos3：

=54

查图7-32Yfs=4.0及工2=+0.246

Y：

=1-：

/120°=1-11°18'35"/120=0.906

633346.3

=11.12

〈[（TF]=38.5

合格

心喘）1.75

=0.33x（型）"75=1.11m2

100

导程角系数丫-：

校核弯曲强度

取t=20°C

从K=14~17.5

取K=17W/（m2•C）

由式（8-14）

10003.57（1

t1=

1000P1（1-）t

-0.85）

20

170.923

=54.13

KA

C〈85

4.1.7热平衡校核

初步估计散热面积A

周围空气的温度t

热散系数K

热平衡校核

4.1.8计算蜗杆传动主

蜗杆分度圆直径d仁63mm

da1=d1+2ha'm=63+2<1x6.3=76mm

df仁d1-2m/ha'+c'）=63-2x6.3/1+0.2）=48mm:

=11°18'35"

Px1=nxm=3.14x6.3=20mm

b1=2m.z21=26.3531二93mm

d2=334mm

A=1.11m2

合格

要尺寸

中心距a=200mm

de2

a=200mm

蜗杆齿顶圆直径da1

df2=d2-2xhf2=d2-2m（ha'-X2+C'）

蜗杆齿根圆直径df1

=334-2x6.3（1-0.246+0.2）

导程角a

=320mm

da1=76mm

蜗杆轴向齿距Px1

da2=d2+2m（ha"+X2）=334+2X6.3（1+0.246）=350mm

1a=11°18'3

蜗杆齿宽b1

b2<0.75da仁0.75x76=57mm

5"

Ra2=d1/2-m=63/2-6.3=25mm

b仁93mm

蜗轮分度圆直径d2

B=a=11°18'35"

d2=334mm

蜗轮喉圆直径de2

蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。

蜗轮采用轮箍式，青铜

轮缘与铸造铁心米用H7/S6配合，并加台肩和螺钉固定，

蜗轮齿根圆直径df2

螺钉选6个

蜗轮齿顶圆直径da2

B=G=11°1

蜗轮齿宽b2

8'35"

蜗轮齿顶圆弧半径

蜗轮螺旋角B

4.1.9蜗轮蜗杆的结

构设计

5.轴的设计计算及校核

5.1输出轴的设计

计算结

计算项目

计算内容

5.1.1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。

5.1.2按扭转强度,初步估计轴的最小直径

选用45

号钢，调质处理

[（Tb]=60OMPa

[cb]-1=55MPa

5.1.3轴承和键

Inin

=1103

2.799=27.55mm

63.67

VIVIIVII]

d=38mm

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=KT=1.5X9.550X106X2.799/63.67=315N?

m

5.1.4轴的结构设计

5.1.4.1、径向尺寸的确定

查表GB4323-84HL3选无弹性扰性联轴器，标准孔径d=38mm即轴伸直径为38mm。

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，轴伸处用C型普通平键联接，实现周向固定。

用A型普通平键连接蜗轮与轴

5.1.4.2、轴向尺寸

的确定

从轴段d仁38mn开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07~0.1）d范围内，故d2=d1+2h>38X

（1+2X0.07）=43.32mm，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，为便与轴承的安装，取d3=50mm，选定轴承型号为7210CJ,d4与蜗轮孔径相配合。

按标准直径系列，取d4=53mm；d5起定位作用，由

h=（0.07~0.1）d=（0.07~0.1）X53=3.71〜5.3mm取h=4mmd5=60mmd7与轴承配合，取d7=d3=50mmd6为轴承肩，查机械设计手册，取d6=57mm

d1=38mm

d2=45mm

d3=d7=50mm

d4=53mm

d5=60mm

d6=57mm

L1=58mm

L2=55mm

L7=21mm

5.1.5轴的强度校核

5.1.5.1计算蜗轮受力

与传动零件相配合的轴段长度，略小于传动零件的轮毂宽。

轮毂的宽度B2=（1.2〜1.5）d4=（1.2〜1.5）X53=63.6〜79.5mm取b=70mm联轴段L4=68mm联轴器十字滑块联轴器B2=60mm取联轴段L1=58mm与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为20mm取挡油板厚为1mm贝UL7=21mm其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗轮端面与箱体的距离取10〜15mm轴承端面与箱体内壁的距离取5mm分箱面取55〜65mm轴承盖螺钉至联轴器距离10〜15mm初步估计L2=55mm轴承环宽度为8mm两轴承的中心的跨度为130mm轴的总长为263mm

L=263mm

d=334mm

T=513.27

N•m

5.1.5.2计算支

承反力

蜗轮的分度圆直径d=334mm

转矩T=513.27N•m

蜗轮的切向力Ft=2T/d=2X513.27/334=3073.47N蜗轮的径向力Fr=FtXtana/cosB

=3073.47Xtan20°/cos11°18'35"

=1158.4

蜗轮轴向力Fx=FtXtanB

=3073.47Xtan11°18'35"=619.72N

水平平面

5.1.5.3弯矩

FH1JXd/265F「畀9.72334-265

130130

Fh二Fr-FH1=1158.4-1175.3二-16.9N

垂直平面

Fv仁FV二Ft/2=307347、2=153674N

水平平面弯矩:

5.1.5.4

矩

当量弯

MHb=65FH厂651175.3=76394.5N•mm

MHb=MHb-Fxd/2=76394.5』19.72334/2--27098.7N町m

垂直平面弯矩：

Mvb=65Fv1=651536.74=99888.1N*mm

合成弯矩：

Mb=（M2HbMh「二76394.5227098.72=81058.4N・mm

|22'22

Mb=MhbMvb=i27098.799888.1=103498.7N*mm

5.1.5.5分别校核

单向运转，转矩为脉动循环

a=0.6

aT=0.6x513270=307962Mmm

截面

Meb=：

；M2b（aT）2=』81058.423079622=318451N・mm

Mb=Mb2（aT）2103498.723079622=32488.6N*mmMea=Mel=aT=0.&428430=307962Mmm

da

Mea

=3

307962=36.02mm

0.155

5.1.5.6键的强度校核

Meb

0.1f]-1

到

虑

二3

\0.1㈢-1

Mb

31845178.69mm

\0.155

=3

d1=105%X36.02=37.821mm

d2=105%X38.69=40.62mm实际直径分别为38mm和53mm强度足够。

应为选用A型平键联接，根据轴径d=53,由GB1095-79查键宽b=16mm键高h=10mm因为轮毂的长度为70mm故取标准键长60mm

将l=L-b=60-16=44mm,k=0.4h=0.4x10=4mm

合格

b=16mm

h=10mm

k=4mm

t=6mmt1=4.3mm

33

2Tx102x428.43x10

°===91.85MPa

kx|xd4x44汇53

查得静荷时的许用挤压应力[cp]=120>cp,所以挤压强度足够

由普通平键标准查得轴槽深t=6mm毂槽深t1=4.3mm

5.2蜗杆轴的设计

计算项目

计算内容

计算结果

5.2.1轴的材料的选择，确定许用应力

5.2.2按扭转强度，

初步估计轴的最小直径

5.2.3轴承

5.2.4轴的结构设

计

5.2.4.1径向尺寸

的确定

5.2.4.2轴向尺寸

的确定

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。

—110,35里_149mm轴伸安装联轴器，考虑补偿Bn\1420

轴的可能位移，选用弹性拄销联轴器，由转速n和转矩

Tc=KT=1.5X23.77=35.66N?

m

查表GB4323-84选用HL2弹性柱销联轴器，标准孔径d=30mm即轴伸直径为30mm

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。

从轴段d仁30mn开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07~0.1）d范围内,故d2=d1+2h>30X

（1+2X0.07）=34.2mm，该直径处安装密封毡圈，标准直径。

应取d2=35.5mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取，选定轴承型号为7208CJ。

d4起定位作用，由h=（0.07~0.1）Xd3=（0.07~0.1）X40=2.8〜4mm取h=3mmd4=d8=40+3=43mmd5=d7=35mmd6取蜗杆齿顶圆直径d6=60mm

由GB5014-85查联轴段长度80mm与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为18mm取挡油板厚为1mm其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗杆端面与箱体的距离取10〜

15mm轴承端面与箱体内壁的距离取5mm分箱面取55〜65mm轴承盖螺钉至联轴器距离10〜15mm轴承环宽度为8mm,蜗杆轴总长460mm

选用45号钢，正火处理

[cb]=600MPa

[cb]-1=55MPa

d仁30mmd2=35.5mmd3=d9=40mmd5=d7=35mmd6=60mm

L=460mm

6.箱体的设计计算

6.1箱体的结构形式和材料

采用下置剖分式蜗杆减速器（由于V=1m/s空4m/s）铸造箱体，材料HT150

6.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系

名称

减速器型式及尺寸关系

箱座壁厚S

S=11mm

箱盖壁厚S1

S仁10mm

箱座凸缘厚度bl,箱盖凸缘厚度b,箱座底凸缘厚度b2

b=1.5S=16mmb1=1.5S仁15mm

b2=2.5S=28mm

地脚螺钉直径及数目

df=19mmn=6

轴承旁联接螺栓直径

d仁14mm

箱盖，箱座联接螺栓直径

d2=10mm螺栓间距

150mm

轴承端盖螺钉直径

d3=9mm螺钉数目4

检查孔盖螺钉直径

d4=6mm

Df,d1,d2至外壁

距离

df,d2至凸缘

边缘距离

C1=26,20,16

C2=24,14

轴承端盖外径

D2=140mm

轴承旁联接螺栓距离

S=140mm

轴承旁凸台半径

R仁16mm

轴承旁凸台高度

根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定

箱盖，箱座筋厚

m1=9mmm2=9mm

蜗轮外圆与箱

内壁间距离

12mm

蜗轮轮毂端面与箱内壁距离

10mm

7.键等相关标准的选择

本部分含键的选择联轴器的选择，螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下：

7.1键的选择

查表10-33〈机械设计基础课程设计〉：

A型普通平键，b*h=8*7

GB1095-79II轴与相配合的键：

A型普通平键，b*h=16*10

GB1095-793轴与联轴器相配合的键A型普通平键b*h=12*8

A型，8*7

A型，16*10

A型，12*8

GB1095-79

7.2联轴器的选择

根据轴设计中的相关数据，查表10-43〈机械设计基础课程设计〉，选用联轴器的型号HL3GB5014-85

HL3

GB5014-85

7.3螺栓，螺母，螺钉的选择

考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用

螺栓GB5782-86M10*35，数量为3个M12*100，数量为6个

螺母GB6170-86M10数量为2个

M12，数量为6个

螺钉GB5782-86M6*20数量为2个

M8*25，数量为24个

M6*16数量为12个

*（参考〈机械设计基础课程设计〉图10-8装配图）

M10*35

M12*100

M10

M12

M6*20

M8*25

M6*16

7.4销，垫圈垫片的选择

选用销GB117-8QB8*30,数量为2个选用垫圈GB93-87数量为8个

选用止动垫片1个

选用石棉橡胶垫片2个

选用08F调整垫片4个

*（参考〈机械设计基础课程设计〉图10-8装配图）

GB117-86

B8*30

GB93-87

止动垫片石棉橡胶垫片08F调整垫片

有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图

轴承端

8.减速器结构与润滑的概要说明在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。

8.1减速器的结构

本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照〈〈机械设计基础课程设计〉〉图10-8装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。

箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。

箱体为剖分式结构，由1箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。

8.2减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图

8.3轴承端盖的结构尺寸

详见零件工作图

8.4减速器的润滑与密封

蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt

（100°C）查表5-11〈机械设计基础课程设计〉

轴承部分米用脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2查表5-13〈机械设计基础课程设计〉

8.5减速器附件简要说明

该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。

具体结构详见装配