二级蜗杆锥齿轮减速器设计说明书.docx
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二级蜗杆锥齿轮减速器设计说明书
二级蜗杆锥齿轮减速器设计说明书
河南工业职业技术学院毕业论文
题目：
二级蜗杆——锥齿轮减速器设计
摘要
机械传动已经伴随人们走过了几千年的历史，无论是在生活还是生产方面，它都为人类的发展进程作出了巨大的贡献。
如今，随着电子技术、信息技术的广泛应用，使机械传动也进入了一个新的发展阶段。
机械传动系统在高速、高效、节能、环保以及小型化等方面有了明显的改进。
现在，单纯的机械或电气传动似乎更多地加入了流体技术、智能控制技术部分，机械、电子、传感器技术、软件的合成已成为一种重要的趋势。
社会生活的各个角落，无不在享受着新技术发展所带来的便利，微电子技术的发展，推进了各种机械加工设备的功能与加工水平，推动着技术的进步。
同时，高科技越发达，相正确对机械行业的需求就越大。
比如现在中国对减速机的需求增长速度就很快，刚进入中国的时候年销售量还不到100万美元，现在已经达到了600～700万美元。
因此说机械行业包括其它基础行业还是相当重要的，而中国减速机制造企业更应该跟上时代，多元化地发展。
当前国际上最先进的各种减速机加工及检测设备，包括各种滚齿机、磨齿机、热处理炉、齿轮检测中心、三坐标测量仪等，均不同程度地使用了微电子技术和信息技术。
国外的机械传动行业随着微电子技术、信息技术的发展也在进行着与之相应的多元化的改变。
而中国的基础行业包括减速机行业则相对还很落后,基本上处于先进国家上世70、80年代的水平。
机械设备包括减速机的高速、高效和高精度主要取决于机械加工工艺，当然也有技术的原因。
对于传统的机械加工行业来说，影响产品质量和性能的因素一个是材料，另一个则是加工工艺，包括热处理工艺。
国外的企业就很注意对这两方面的研究和投入，因此做出的产品质量高、性能好。
同样的一张图纸，国外和国内的厂家加工出来的产品就有很大的不同；同样的热处理设备，国内的生产出来的产品同国外的相比就会出现很大的差距。
这里还应注重加工设备的更新，现在国内很多减速机制造企业所用的最好的设备也是国外80年代的，它在国内似乎还是很先进的，那是因为它还有很大的市场，但它并不是最先进的。
优化人与环境的概念在现代的生产生活中越发受到重视，在工业领域，节能、低噪声、环保也是机械制造的发展趋势，机械传动行业应如何在材质的选择、结构的设计等诸多方面去突破以满足这些要求。
效率低自然容易产生热量，耗费能源。
而产品的大型化，则会对传动效率产生很大的影响，同时，材料的费用，包装的费用也会随之上升，增加成本。
因此，而要改进这一切，必须在加工精度、机械加工和热处理上有所改进。
机械传动系统正日益基于标准或准标准的元件和系统，如何提高机械传动部件的标转化、提高配套件的互换性的同时，满足不同客户的具体要求以迫在眉睫。
关键词：
圆锥-圆柱、减速比、联轴器
参考文献
1 周明衡，《减速器选用手册》化学工业出版社6月第一版
2 成大先，《机械设计手册》 化学工业出版社.1（第四版）
3 唐保宁、高学满，《机械设计与制造简明手册》同济大学出版社 1993.7
4 孙宝钧，《机械设计课程设计》 机械工业出版社 .4
5 《机械工程标准手册》编委会编，《机械工程标准手册》中国标准出版社.5
6 刘朝儒，彭福荫，高治一，《机械制图（第四版）》高等教育出版社8月第四版；
7 JonR.mancuso，《Couplingsandjoints》 MarcelDekker INC 1986
摘要II
一绪论..............................................................................1
二结构设计..............................................................................2
三设计计算过程及说明..........................................................3
1选择电动机...........................................................3
2确定总传动比及其分配………………………………………………..13
3 确定传动装置的运动和动力参数…………………….14
4 蜗杆蜗轮的设计计算…………………………..……..15
5 蜗轮的强度校核……………………………………………………..…..22
6 蜗杆和蜗轮轴的设计及强度校核……………………………….……...25
7 轴承的选择及校核………………………………………………………41
8 锥齿轮的设计及校核......................................................…………45
9 箱体结构尺寸及计算……………………………………………...…….47
10 减速器的润滑和密封……………………………………………..…….48
11减速器的附件………………………………………………………...….51
12减速器的安装维护和使用…………………………….54
四结论......................................25
五参考文献.....................................26
绪论
齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。
它的主要优点是：
①瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；②适用的功率和速度范围广；③传动效率高，η=0.92-0.98；④工作可靠、使用寿命长；⑤外轮廓尺寸小、结构紧凑。
由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。
国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。
另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。
国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。
但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。
当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。
减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。
近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，CAD/CAM技术被广泛的应用于机械设计与制造领域，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。
在21世纪成套机械装备中,齿轮依然是机械传动的基本部件。
CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展。
在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。
在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势.......
二结构设计
①、轴：
主要功用是直接支承回转零件，以实现回转运动并传递动力。
高速轴和中速轴都属于齿轮轴；低速轴为转轴、属阶梯轴。
②、轴承：
用来支承轴或轴上回转零件、保持轴的旋转精度、减小磨擦和磨损。
高、中速轴的为GB/T276—1994沟球轴承6206；低速轴为GB/T276—1994深沟球轴承6208。
③、齿轮：
用来传递任意轴间的运动和动力，在此起传动及减速作用，其中齿轮1和齿轮3属于齿轮轴，为主动轮，齿数分别为z
=11；z
=14。
齿轮2得齿轮4为从动轮，齿数分别为z
=88；z
=85。
都为斜齿圆柱齿轮。
④、联轴器：
主要用于联接两轴，使她们一起转动以传递运动和转矩。
（2）、附件：
①、窥视孔：
窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。
②、通气器：
使箱体内受热膨胀的气体自由排出，以保持箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件处向外渗漏。
③、定位销：
对由箱盖和箱座经过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。
④、启箱螺钉：
由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。
⑤、放油孔及放油螺塞：
为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1
～2
使油易于流出。
三设计计算过程及说明
3．1选择电动机：
1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：
载荷平稳、单向旋转。
因此选用常见的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
2．电动机容量的选择
1）工作机所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2）电动机的输出功率
Pd＝Pw/η
η＝0.904
Pd＝3.76kW
3．电动机转速的选择
nd＝（i12*i23…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。
基本符合题目所需的要求
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
3.2确定总传动比及其分配
1．计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，因此i1＝i2。
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差为0.5%<5%，因此可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮
转速（r/min）96096019238.438.4
功率（kW）43.963.843.723.57
转矩（N?
m）39.839.4191925.2888.4
传动比11551
效率10.990.970.970.97
3.3确定传动装置的运动和动力参数
传动件设计计算
1．选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2）精度等级选用7级精度；
3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
4）选取螺旋角。
初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，因此经过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt≥
1）确定公式内的各计算数值
（1）试选Kt＝1.6
（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1
（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
（7）由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥=67.85
（2）计算圆周速度
v===0.68m/s
（3）计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt=3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4）计算纵向重合度εβ
εβ==0.318×1×tan14=1.59
（5）计算载荷系数K
已知载荷平稳，因此取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
故KHβ=1.12+0.18（1+0.6×1）1×1+0.23×1067.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。
故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1==mm=73.6mm
（7）计算模数mn
mn=mm=3.74
3．按齿根弯曲强度设计
由式（10—17）mn≥
1）确定计算参数
（1）计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0.88
（3）计算当量齿数
z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89
z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47
（4）查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5）查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6）计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7）计算大、小齿轮的并加以比较
==0.0126
==0.01468
大齿轮的数值大。
2）设计计算
mn≥=2.4
mn=2.5
4．几何尺寸计算
1）计算中心距
z1=32.9，取z1=33
z2=165
a=255.07mm
a圆整后取255mm
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos=1355’50”
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=85.00mm
d2=425mm
4）计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5）结构设计
以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。
其它有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴：
1．初步确定轴的最小直径
d≥=34.2mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1=899N
Fr1=Ft=337N
Fa1=Ft*tanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
6）传动比的分配
1.按齿面强度相等的原则分配时，可按下列公式计算，或按图1选取。
i——总传动比；
i1——高速级传动比；
图1 两级圆柱齿轮减速器传动比的分配
φd1、φd2——高速级、低速级齿宽系数；
σhlim1、σhlim2——高速级、低速级齿轮的接触疲劳极限；
d2i、d2ii——高速级、低速级大齿轮分度圆直径。
一般取c＝1.0～1.3。
c＝1时，减速器外形尺寸最小，两个大齿轮浸入油池深度相同。
当c＞1时，高速级大齿轮不接触油面，可减少润滑油的搅动损失。
如果减速器符合表的标准中心距系列时，按齿面接触强度相等，可用下式分配减速器的传动比：
φd1、φd2——高速级、低速级齿宽系数
a1、a2——高、低速级中心距（mm）
当a1/a2=1.4，k=1时，传动比的分配可由图2查得。
图2两级减速器的传动比分配
2.按两级等强度且各齿轮宽、径尺寸和σbd2最小分配传动比时，可按下式或图3分配。
图3 两级齿轮等强度，且各齿轮宽、径尺寸和最小分配传动比
3.4蜗杆蜗轮的设计计算
对于双级蜗杆减速器，取传动比i1=i2,中心距a1（一级传动）、a2（二级传动）（可根据标准系列选用，）由于t、M的变化比较敏感，如果取为设计变量，可能会造成优化的困难和结果的不准确。
因而必须排除t、M作为设计变量。
取比较容易优化的参数蜗杆头数、蜗轮齿数、模数、蜗杆直径系数作为设计变量：
（l）选择材料及确定许用应力
蜗杆用45钢，蜗杆螺旋部分表面淬火，齿面硬度45～55HRC。
蜗轮齿圈用铸锡青铜ZCuSn10Pb1，砂模铸造，轮芯用铸铁HT150，采用齿圈静配式结构。
由表6-7取蜗轮材料的许用接触应力[σH]＝134MPa，许用弯曲应力[σF]＝40MPa。
（2）选择蜗杆头数z1和蜗轮齿数z2
根椐传动比i＝16，由表6-3，取z1＝2，z2＝iz1=2×16＝32。
（3）按蜗轮齿面接触疲劳强度设计
蜗杆转矩T1＝9.55×106Pl/n1=9.55×106×7.5/960=74609N.mm
估取传动效率η＝0.82
蜗杆转矩T2＝iηT1=16×0.82×74609=978870N.mm
载荷平稳，取KA=1.0，Kv=1.1，Kβ=1.0。
那么，载荷系数K=KAKvKβ=1.0×1.1×1.0=1.1
由表6-7查得 [σH]′＝150MPa，[σF]′＝40MPa。
应力循环系数N=60jn2Lh＝60×1×60×10×300×8=2.3×107
MPa
MPa
青铜与钢配对，材料的弹性系数ZE=160
按式（6-14）计算
mm3
由表6-2，取m＝10mm，d1=160mm，（m2d1=16000mm3）
蜗杆导程角
蜗轮圆周速度
m/s
蜗杆分度圆直径d1=160mm
蜗轮分度圆直径d2=mz1=10×32=320mm
传动中心距
（
3.5蜗轮的强度校核
1）验算蜗轮齿根弯曲疲劳强度
按z2＝32，由表6-28，得蜗轮齿形系数YFa2=2.437
按式（6-15）进行校核计算
MPa<[σF]=28.2MPa，安全
2）主要几何尺寸计算
分度圆直径 d1=160 mm
d2=320 mm
中心距
mm
模数 m=10mm
蜗杆导程角
齿顶圆直径
mm
mm
齿根圆直径
mm
mm
齿距
mm
分度圆上齿厚
mm
蜗轮最大外圆直径
mm，取
mm
蜗轮齿顶圆弧半径
mm
蜗轮齿宽
mm，取
mm
蜗轮齿宽角
蜗杆螺旋部分长度L＝（12+0.1z2）m＋35（磨削加长量）＝187 mm
3）热平衡计算
滑动速度
m/s
按vs＝8.1m/s，由表6-10，得当量摩擦角φv＝1°01ˊ39˝
由式（6-19）计算传动效率η
取油的允许温度[t]＝80℃，环境空气温度t0＝20℃。
按自然通风条件取散热糸数Kd＝16W/（m2·℃），按式（12-17）计算所需的散热面积
m2
4）精度及齿面粗糙度选择
由表6-1按v2＝1.00m/s选精度为8级，标记为8CGB10089－88。
蜗杆齿面粗糙度Ral≤3.2μm
蜗轮齿面粗糙度Ra2≤3.2μm
5）润滑油选择
力-速度因子
N.min/m2
由图6-16查得40℃运动黏度260mm2/s，
再由表6-12选G-N320w蜗轮蜗杆油
3.6蜗杆与蜗轮轴的设计及强度校核
1选择轴的材料，确定许用应力
选用轴的材料为45钢，调质处理
σb=65Mpa,σs=360Mpa,[σ+1]bb=215Mpa,[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相连，从结构要求考虑，输出端轴径应最小。
最小直径为
d=38
3齿轮上作用力的计算
齿轮所受转距为
T=9.55*10P/n=294000N
齿轮作用力
圆周力Ft=2T/d=1960
径向力Ft=729
轴向力Ft=417
4轴的结构设计
1）联轴器的选取HL3联轴器38*82GB5014—85
2）确定轴上零件的位置及固定方式
齿轮靠轴环和和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定;两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定;轴经过两端轴盖实现轴向定位,连轴器靠轴肩，平键和过盈配合实现轴向定位周向固定。
3）选取轴承型号初选轴承型号为渗沟球轴承，代号6310。
轴承宽度为B=27cm
安装尺寸D1=60mm，故轴环直径d5=60mm
4）校核轴的强度
各力方向判断如下图
<1>支座反力分析：
（1）、定跨距测得：
；
；
（2）、水平反力：
（3）、垂直反力：
<2>当量弯矩：
（1）、水平弯矩：
（2）、垂直面弯距：
（3）、合成弯矩：
当转矩T=300000N
；取
得：
当量弯矩：
按扭合成应力校核轴的强度。
由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。
进行校核时，只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度，则由[1]P339得轴的强度校核公式12-3
其中：
1因为轴的直径为d=45mm的实心圆轴，故取
②因为轴的材料为45
钢、调质处理查[1]P330取轴的许用弯曲应力为：
[
]=60Mpa
3.7轴承的选择及校核
①、根据轴承型号6310查[4]P383表8-23取轴承基本额定动载荷为：
C=29500N；基本额定静载荷为：
因为：
根据
的值查[1]P298表10-10,利用差值法求得e=0.184;X=0.56;Y=2.362
②、
由[1]P298表10-10查得X=0.56;Y=2.362
根据轴承受中等冲击查[1]P298表10-9取轴承载荷系数为:
③、
由[1]P298表10-10查得X=1;Y=0
根据轴承受中等
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