蜗轮蜗杆减速器讲解.docx
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蜗轮蜗杆减速器讲解
机械设计课程设计说明书
设计题目：
一级蜗轮蜗杆减速器
学生姓名：
学号：
学院:
机电
专业：
机械设计制造
班级：
指导教师：
2012年5月5日
1.1摘要
1.2
设计目的
1.3
传动装置的总体设计
1.4
传动件的设计计算
1.5
轴的设计计算
1.6
减速器箱体的结构
1.7
润滑油的选择与计算
1.8
装配图和零件图
1.1摘要
课程设计是机械设计课程重要的综合性与实践性相结合的教学环节，基本目的在于综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和加深所学的知识，同时通过实践，增强创新意思和竞争意识，培养分析问题和解决问题的能力。
通过课程设计，绘图以及运用技术标准，规范，设计手册等相关资料，进行全面的机械设计基本技能训练。
减速器是在当代社会有这举足轻重的地位，应用范围极其广泛，因此，减速器的高质量设计，可以体现出当代大学生对社会环境的适应及挑战，从整体设计到装配图和零件图的绘制，都可以让参与设计的同学深深领悟到机器在如今社会的重要作用
1.2设计目的
1、通过本次设计，综合运用《机械设计基础》及其它有关先修课程的理论和实际知识，使所学的知识进一步巩固、深化、发展。
2、本次设计是高等工科学校学生第一次进行比较完整的机械产品设计，通过此次设计培养学生正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力，掌握机械设计的基本方法和步骤。
3、使学生能熟练的应用有关参考资料、图册和手册，并熟悉有关国家标准和其它标准，以完成一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本训练。
1.3传动装置的总体设计
1.3.1传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。
传动装置是用来传递原动机的运动和
还要
动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。
传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。
合理的传动方案除满足工作装置的功能外，
结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，传动方案采用单级蜗杆传动。
蜗杆传动是在空间交错的两轴间传
递运动和动力的一种传动机构。
具有传动比的、零件数目少、结构紧凑、传动平稳、噪音小等特点。
1.3.2传动方案的拟定
（1）工作条件：
两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘，环境
最高温度35度使用期8年，检修间隔期：
四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。
1.3.3电动机的选择
1.选择电机类型
按工作要求和工作条件选择Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭式自扇冷式结
构，电压为380V。
2.选择电机的容量
工作机的所需功率为
从电动机到工作机间的总效率为
式中:
1,2,3分别是联轴器、轴承、蜗杆传动的效率
查机械设计手册可取，=0.99,2=0.98,3=0.8所以a二「3“3=0.738
所以电动机所需的工作功率为
Pd=匹二6667N.034KW
a0.738
3.确定电动机的转速
由于蜗杆的头数越大，效率越低，先选择蜗杆的头数Zi=1，所算出的传动比不在推荐范围
内。
故选则蜗杆的头数Zi=2
按表9.1推荐的传动比合理范围，一级蜗杆减速器传动比心=10~40,工作机卷筒的转速为
60H000V60汉1000".6”“/.
nw76.39r.min
兀D兀汉400
所以电动机转速可选的范围为
nd=i严nW=（10~40）汇76.39=763.9~3055.6r/min
符合这一范围的同步转速为1000r/min、1500r/min和3000rmin。
综合考虑电动机和传动装
置尺寸、重量、价格、减速器的传动比等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-4
表1.1Y160M-4
型电动机的主要性能
型号
额定功率
满
载
时
最大转
额定转速
Ped/kW
同步转速
电流/A
效率
功率因
矩/额定
nm/r/min
r/min
（380V）
/%
数
转矩
Y160M-
11
1500
23
88.0
0.84
2.3
1460
4
1.3.4传动比的确定
总传动比
1.3.5运动参数及动力参数的计算
1.各轴的转速
1轴：
n1=nm=1460r/min
2轴：
n2=nw=76.39r.min
2.轴的输入功率
1轴：
R=巳叫=8.944KW
2轴：
R2=即畀2=7.012KW
卷筒轴：
R卷二F212=6.803KW
3.各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td为
Rd9.034
Td=9550—=955059.09Nm
nm1460
R8.944
h=9550」=9550Nm=58.50Nm
山1460
2轴
r7012
T2=9550^=9550nm=876.61Nm
n276.39
卷筒轴
R卷6.803
T卷=9550』=9550Nm=850.49Nm
nW76.39
将以上算得的运动和动力参数列于表2-2
表2-2
功率R
类型转速n（r/min）转矩T（Nm）传动比i效率n
（kw）
电动机轴
9.034
1460
59.09
蜗杆轴
8.944
1460
58.50
0.7085
蜗轮轴
7.012
76.39
876.61
19.11
传动滚筒轴
6.803
76.39
850.49
1.4传动件的设计计算
1.4.1减速器传动设计计算
（一）选择蜗杆传动类型、精度等级、材料
（1）根据GB/T10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。
（2）选择材料
速度只是中等，故蜗杆用
蜗杆：
根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大,因而蜗轮用铸锡磷青铜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45号钢制造。
（3）运输机为一般的机器，速度不高，故选择7级精度（GB10095――88）
（4）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。
由手册知传动中心距
1确定作用在涡轮上的转距
由前面可知T2=876.61N.m
2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K：
=1
由机械设计手册取使用系数KA=1
由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数Kv=1.05;
K=K:
KaKv=1.05
3确定弹性影响系数Ze
因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa2
4确定接触系数Z;?
假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a=0.35,从而可查得Z'=2.9
5确定许用接触应力
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC,可从手
册中查得蜗轮的基本许用应力h1=268MPa
寿命
Lh=830012=28800h
应力循环次数N=60jn2Lh=60X1X76.39X28800=1.320x1°8
8匚疋*
寿命系数Khn=1-32010=0.724
I
则■-HLKHNL-h1=0.724X268MPa=194.12MPa
⑥计算中心距
11-2中取模数m=8，蜗杆分度圆直径
取中心距a=180mm,因i^19.11,所以从表
d1=63mm。
这时d1/a=0.35。
因为乙-Z:
■，因此以上计算结果可用。
⑷蜗杆与蜗轮主要几何参数
⑸①蜗杆
轴向齿距
pa=二m=25.13mm
直径系数
q=d1/m=7.875
齿顶咼
二hm二8mm
齿根高
hf1=（hc）m=9.6mm
齿顶圆直径
da仁dT2m63218m=m79
齿根圆直径
dfd2hf产6329.£4mir8
tan=陀
导程角
d1
=14015"
蜗杆齿宽
R一（110.06z2）m=（110.0638）8=106.24mm
取bh-110mm
蜗杆轴向齿厚
Sa=0.5m=0.5X3.14X8mm=12.566mm
蜗杆法向齿厚
1
Sn=3sacos=6.090mm
②蜗轮
蜗轮齿数Z2=38
验证传动比\=Z2/X2=38/2=19
变位系数
X2=-0.4375
分度圆直径
d2=m乙=8X38mm=304mm
蜗轮齿顶咼
ham=18=8mm
蜗轮齿根高
hf2二（hkc）m=（10.2）8=9.6mm
蜗轮顶圆直径
da2=d2+2ha2=（304+2XJ）mm=320mm
蜗轮齿根圆直径
df2=d2-2hf2=30429=628r4n8
蜗轮咽喉母圆半径Yg2=a-0.5da2=（180-0.5320）mm=20.0mm
齿宽
b2二2m（0.5、q1）=28（0.5、7.8751）=55.67mm
蜗轮宽度
8<0.75da1=0.7579二59.25mm
取B=58mm
齿宽角
v-2arcsin直=124.17°d1
齿顶圆弧面半径
rg=虫-m=63-8二23.5mmg22
齿根圆弧面半径
-JOQ
rg=—11.2m二一1.28=41.1mmg22
外圆直径
de2二da21.5m二3201.58=332mm
⑸校核齿根弯曲疲劳强度
1.53KT2YFa2^l，Fl
d1d2m
当量齿数
螺旋角系数
14.250
2-苛"有=°8982
许用弯曲应力从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力
I
「F1=56MPa
寿命系数
K■-F1
F=KfnF=0.569X56MP,=31.85MP,
弯曲强度是满足的。
2、验算效率
tan
珂0.95~°.96）tan（v）
已知丫=14.25°,
二arctanfv；fv与相对滑动速度vs有关
~d1n1
■:
631460
601000cos601000cos14.250
二4.969ms
代入式中可得r-87.4%大于原估计值，因此不用重算。
3、精度等级工查核表面粗糙度的确定
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8经济精度，侧隙种类为f,标注为8f,GB/T10089-1988。
然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。
4、热平衡的计算
蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。
在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不
断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。
必须进行热平衡计算，以保证油温
稳处于规定的范围内。
摩擦损耗的功率
⑴由前面计算可得
蜗杆传动效率n蜗=87.4%,蜗杆传动功率P=8.765kw
摩擦损耗功率转化成的热量
1=100^（1-）=10008.765（1-0.874）=1104.39W
散发到空气中的热量
2=「dS（t0-tj
由热平衡得：
所需散热面积S
〜1000P（1-）
S=—
叭化0-ta）
由机械设计手册知：
d=（8.15~17.45）W.（m20C）
取：
d=13W（m20C）
⑶计算散热面积
周围空气最高温度ta=350C
可取t0=70oC
热平衡时，则要求的散热面积为
2
S=2.43m
1.5轴的设计
1.5.1
蜗杆副上的作用力
圆周力
2T.2x58500
Fti=Fa21857.14N
d!
63
轴向力
2T22876610
Fa1=Ft25767.17N
d2304
径向力
Fr1=Fr2二Ft2tan：
=5767.17tan200=2099.08N
1.5.2蜗杆轴的设计与计算
45钢，考虑到
1轴及材料与热处理：
因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用材料
蜗杆、蜗轮有相对滑动，因此蜗杆采用表面淬火
2初算轴径
初步确定蜗杆轴外伸段直径：
因蜗杆轴外安联轴器，故轴径按下式可求，其中
查设计手册可取C=120
d—C3P=12O38.944mm=21.96mm
Vn\1460
d21.96mm（0.03~0.05）21.96=22.62~23.06mm
圆整，暂定外伸直径dmin=24mm
3结构设计
（1）轴承部件结构设计：
d1n1二631460
蜗杆的速度vs—m.；s=4.82m..s：
：
：
10m;s
60x100060x1000
减速器采用蜗杆在下涡轮在上结构。
为了方便安装调整，采用沿蜗轮轴线水平面剖分的
箱体结构。
蜗杆轴采取两端固定
（2）轴段①的设计
轴段①上安装联轴器，故与联轴器设计同时进行。
考虑到联轴器与轴的安装误差
及减缓振动，选用弹性柱销联轴器。
查机械设计手册，可取Ka=1.5。
电动机轴
径为42mm
d=（0.8~1.0）42=33.6~42mm
计算扭矩
Tc=KaT1=1.558500Nmm=87750Nmm
查机械设计查得GB「T5014-2003中的LX3型联轴器公称转矩Tn/（Nm）:
1250许用转速[n]/（r/min）:
4750。
轴孔范围为30~48mm。
由上面的计算可
以选择联轴器轂孔直径为38mm。
轴孔长度60mm.J型轴孔，A型键，联轴器从
动端代号为LX23860GB订5014-2003,相应的轴段①的直径
d^38mm，其长度可取L^58mm
（3）轴段②的直径
考虑到联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为：
h=（0.07~0.1妙=（0.07~0.1）38=2.66~3.8mm
（4）轴段②直径
d2=d,2（2.66~3.8^43.32~45.6mm
其尺寸还由密封圈确定，该处轴速度较小，可选用毡圈油封，查机械手册选取毡
圈45JBZQ4606-1997，则d^45mm
（5）轴段③及轴段⑦的设计
轴段③和⑦上安装轴承，由于有较大的轴向力故选择圆锥滚子轴承。
其直径应使其便于
安装。
暂选轴承代号30000型：
33110。
轴承内径d:
50mm，外径D:
85mm
宽度B:
26mm，T:
26mm，内圈定位轴肩内径da:
57mm，外圈定位轴肩直径
Da=74~78mm,aP0.4mm,故d3=50mm。
虽然本蜗杆的圆周速度为4.82m/s,同时考
虑本传动装置寿命较长，滑移速度较大，故采用油润滑。
取轴承靠近箱体内壁端到箱体内壁的距离厶3=5mm。
通常一根轴上两个轴承取同一型号.故，d7=50mm。
为了蜗
杆轴上轴承有很好的润滑，通常右面高度应到达最低滚动中心，由此油面高度高出轴承
底座孔底边11mm。
而蜗杆浸油深度为
（0.75~1）h,=（0.75~1）17.6=13.2~17.6mm，蜗杆齿顶圆到轴承孔座底边的距离
为（D-da1）2=（85-79）.2=3mm，油面浸入蜗杆约0.8个齿高。
因此不用甩油环。
则L7=L3二26mm。
（6）取轴段②的长度
轴段②的长度L2与轴承座及轴承端盖等零件有关。
取轴承座与蜗轮外圆之间的距离
■:
-30mm，可以确定轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。
由中心距尺寸
180mm可知，箱座壁厚度、：
=12mm，地脚螺栓直径M20，轴承旁连接螺栓直径M16,
轴承端盖连接螺栓直径M10,取螺栓GB/T5781M1024。
轴承端盖厚度e=1.2d端螺=1.210=12mm。
端盖与轴承座之间的调整垫片厚度冷=2mm。
为方便
不拆卸联轴器的情况下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，并使轮毂外径与轴承端盖连接螺
栓的拆装不干涉，故取联轴器轮毂端面与外端面的距离为0=18mm。
轴承座外伸凸
台咼匚t=2mm，则有
L2=80mm
（7）轴段④和轴段⑥的设计
该轴段直径取轴承定位轴肩的直径，则d4二d6=57mm，轴段的长度由蜗轮外圆直
径、蜗轮齿顶外缘与内壁距离冷=14.5mm和蜗杆宽b^=110mm，及壁厚、凸台高、
轴承座长等确定，即
L4=L6二仏；―亠—乙；_L，，二3
22
332110
14.5122-565-
22
=88.5mm
圆整，取L4二a=89mm
（8）蜗杆轴段⑤的设计
轴段⑤即为蜗杆段长L5=b^=110mm,分度圆直径为63mm,齿顶圆直径
df1=79mm。
（9）轴上力作用点间距
轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a=20.4mm，则可得轴的支点及受力
点间的距离为
h二一L2L3-Ta=（305726-2620.4）mm=107.4mm
2
l2=13=T-aL4Ls=（26—20.4-89110）mm=149.6mm
22
画出轴的结构及相应尺寸
4键连接的设计
联轴器与轴段①间采用A型普通平键连接，查机械设计手册可选取键的型号为键
1250GB/T1096-2003
5轴的受力分析
（1）轴的受力简图轴的受力简图如下
（2）支承反力在水平平面上位
1857.14149.6
149.6149.6
在垂直平面上为
3屈旦2099.°8149・65767.17632n=1656.71N
l2l3149.6149.6
RBv=Fr1-RAv=2099.08-1656.7仁442.37N
轴承A的总支承反力为
Ra「RAhRAv=928.5721656.712=1899.20N
轴承B的总支承反力为
Rb=.rBhrBv=928.572442.372=1028.56N
（3）画弯矩图弯矩图如图所示
在水平平面上，蜗杆受力点截面为
M1^Rah12=928.57149.6=138914.07Nmm
在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为
M1V二RavI2=1656.71149.6=247843.82Nmm
蜗杆受力点截面右侧为
M1V=RBVl3=442.37149.6=66178.55Nmm
合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为
M^...M；h—m2^-.：
138914.072247843.82^284119.13Nmm
蜗杆受力点截面右侧为
M1；&=M粘M1V二138914.07266178.552=153872.41Nmm
（4）画转矩图转矩图如图所示，T,=58500Nmm
MihI
Ml
MJ1
llllTrrn^j
6校核轴的强度
由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面
其抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
Wdf1=2W“6498.80m3
16
最大弯曲应力为
M1284119.13
■■_'i34.44MPa
W8249.40
扭剪应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取
折合系数〉二0.6，故当量应力为
匚e一_；AC7-）2二34.442—4—（0.6—3.55）2〉34.70MPa
通过查询机械设计手册可得45钢调质处理抗拉强度极限匚b二650MPa，故可以用插值法查的轴的许可弯曲应力［匚」b］=60MPa，匚e”：
［-」b］，用淬火钢比调质钢的强度更高，所以强度满足要求。
7蜗杆轴的挠度校核
蜗杆当量轴径
其中a,li分别为两轴承力作用点间各轴段直径和长度，I为两轴承力作用点间跨距,
=51.89mm
2汉50汉（26—20.4）+2汉57汉89+43.8汉110
dV149.6149.6
转动惯量
对于淬火钢许用最大挠度［］=0.004m=0.0048=0.032mm，取弹性模量
E=2.110MPa，则蜗杆中点挠度
1857.1422099.082（149.6149.6）3
48汉2.1>d05汉3.56汉105
8校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为
［二］P=125~150MPa，
键、轴及联轴器的材料都为钢，查阅《机械设计》可知,
二p：
：
［二］p，强度足够。
9校核轴承寿命
（1）计算当量动载荷查机械设计手册查33110轴承得
C=89200N,C0=125000N,e=0.41,丫=1.5;则轴承1、2的内部轴向力分别
外部轴向力A=5767.17N
S2A=342.855767.17=6110.02NS1
则两轴承的轴向力分别为
Fa1A=6110.02N
Fa2二S2=342.85N
因为耳=6110.02=3.22e=0.41，则轴承1的当量动载荷为RA1899.20
巳=0.4RAYFa1=0.41899.201.56110.02=9924.71N
F34205
因为當二102856二033“一0.41，则轴承2的当量动载荷为
Pr2二Rb=1028.56N
（2）轴承的寿命
因Pr1F>2，故只需校核轴承1，P=Pr1。
轴承在1000C以下工作,
查机械设计手册得
仲-1，对于减速器，载荷系数fp=1.0。
则轴承1的寿命为
Lh
610610
10fTCw10189200玄
（T）3（）3-1723.35h
60n1fpP6014601.09924.71
减速器预期寿命为
Lh=28800h
轴承寿命不够，故减速器到达一定时
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