机械设计课程设计说明书单级蜗杆减速器.docx
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机械设计课程设计说明书单级蜗杆减速器
设计任务书
班级学号
一、设计题目：
蜗轮减速器
设计带式运输机的传动装置，如图1所示。
工作条件：
带式输送机在常温下连续工作，单向运转；空载启动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度V的允许误差为±5％；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修为2~3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。
图1带式输送机传动系统简图
1—电动机；2一联轴器；3—蜗杆减速器；4—卷筒；5—输送带
二、原始数据：
带的圆周力F（N）
传送带速度V（m/s）
滚筒直径D（mm）
550
2
300
选定设计方案
工作条件：
带式输送机在常温下连续工作，单向运转；空载启动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度V的允许误差为±5％；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修为2~3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。
已知：
运输机带的圆周力：
550N
带速：
2m/s
滚筒直径：
300mm
选定传动方案为：
蜗杆减速器
1.传动装置简图。
图1-1带式输送机的传动装置简图
2.传动方案简图如下：
图1-2带式输送机传动系统简图
1—电动机；2一联轴器；3—蜗杆减速器；4—卷筒；5—输送带
电动机的选择
初选电动机类型和结构型式
根据动力源和工作条件，并参照第12章选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。
电动机的容量
确定减速器所需的功率
根据已知条件，工作机所需要的有效功率为
=kW
确定传动装置效率
查表第十章中表10-2得：
联轴器效率=0.99
蜗杆传动效率=0.70
一对滚动轴承效率=0.98
输送机滚筒效率=0.96
估算传动系统总效率为
=0.99×0.70×0.98×0.96=0.6517
工作时，电动机所需的功率为
=kW
由表19-1可知，满足P≥P条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率P应取为2.2kW。
电动机的转速
根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速为
r/min
查表2-2得：
蜗杆减速器的传动比=10～40，则总传动比的合理围=10～40，故电动机的转速可选围为：
（10～40）×127.4r/min=1228～4912r/min
符合这一转速围的同步转速有：
1500r/min3000r/min
由表19-1可知，对应于额定功率P为2.2kW的电动机型号分别为Y100L1-4型和Y90L-2型。
现将Y100L1-4型和Y90L-2型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-1中。
表2-1方案的比较
方案号
电动机型号
额定
功率
（kW）
同步转速
（r/min）
满载转速
（r/min）
总传动比
外伸轴径D
（mm）
轴外伸长度E
（mm）
Ⅰ
Y100L1-4
2.2
1500
1440
11.70
24
50
Ⅱ
Y90L-2
2.2
3000
2870
23.37
28
60
通过对上述两种方案比较可以看出：
方案Ⅱ电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大，成本提高。
一般来说，如无特殊要求，常选用同步转速为1500r/min，故选方案I较为合理。
电动机的技术数据
图2-1电动机外形尺寸
表2-2
级数
A
B
C
D
E
F
G
H
K
AB
AC
AD
HD
BB
L
4
160
140
63
28
60
8
24
100
12
205
205
180
245
170
380
传动装置的传动比及动力参数计算
传动装置运动参数的计算
由式（3-5）可知，传动系统的总传动比
由传动系统方案（见图1-2）知：
1；1；
又，所以=11.4
传动系统各级传动比分别为
1；=11.4；1
传动系统的运动和动力参数计算
传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：
1轴（电动机轴）：
=1440r/min
1.7×0.99=1.683kW
10.66N·m
2轴（蜗杆轴）：
1440r/min
1.683×0.99×0.75=1.47kW
9.75N·m
3轴（蜗轮轴）：
123r/min
1.47×0.99×0.99=1.44kW
112.80N·m
4轴（单级蜗杆传动低速轴、即输送机滚筒轴）：
123r/min
1.44×0.99×0.96=1.37kW
106.8N·m
轴号
电动机
单级蜗杆减速器
工作机
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n
（r/min）
1440
1440
123
123
功率P
（kW）
1.683
1.47
1.44
1.37
转矩T
（N·m）
10.66
9.75
112.80
106.8
传动比
1
11.4
1
将上述计算结果列于表2-2中，以供查用。
传动零件的设计
设计计算及说明
结果
蜗杆的设计
选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐,采用渐开线蜗杆（ZI）.
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.
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.由参考文献1中式（11-12）计算传动中心矩:
根据书中表11-1，取
蜗轮上的转矩
确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；由参考文献1中表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
根据蜗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
则=·=0.61×268=163.48
计算中心距
取a=125mm，因i=11.4，故从文献1中表11-2中取模数m=5mm，蜗杆的分度圆直径d1=50mm。
这时d1/a为0.4，从文献1中图11-18中可查得接触系数，因为，因此以上结果可用。
蜗杆的主要参数与几何尺寸
轴向齿距
直径系数
分度圆直径d1=50mm
齿顶圆直径
齿根圆直径
分度圆导程角
蜗杆轴向齿厚
蜗杆尺宽=91
蜗轮的设计
蜗轮的主要参数与几何尺寸
蜗轮的齿数Z2=41；变位系数X2=-0.5；
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
蜗轮尺宽B=40
校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数
根据X2=-0.5，ZV2=43.48，从参考文献1中图11-19中可以查得齿形系数YFa2=2.87。
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。
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，大于原估计值，因此不用重算。
热平衡计算
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。
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/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度，侧隙种类为c，标注为7cGB/T10089-1988。
然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，详见图纸。
计算中心距
mm
减速器轴的设计
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。
蜗杆的转矩。
蜗轮的转矩112.8N·m
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
先按参考文献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14-4，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000N·mm。
半联轴器的孔径d1=25mm,故取d12=25mm,半联轴器长度L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。
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。
轴向定位及轴各段直径和长度
1）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=28mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm，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=42mm。
2）初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其基本尺寸，故，则。
3）由于蜗杆的齿根圆为38mm，故取轴段mm。
蜗杆的轴承侧采用轴环定位，轴肩高度h＞0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直径，轴环宽度，取。
4）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。
5）由于箱体由蜗轮决定，轴承采用脂润滑，蜗杆齿宽，滚动轴承宽度，则
轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
按=25mm，由文献一表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为了保证齿轮半联轴器与轴的配合为。
滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为m6。
确定轴上圆角和倒角尺寸
参考文献一表15-2，取轴端倒角为，各处轴肩的圆角半径如下：
，，，
，，
蜗杆轴的校核
图5-1
图5-2
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：
10.21N·m=10210N·mm
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α=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，故蜗杆轴的其它
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