哈工大机械设计课程设计蜗杆减速器设计说明书(含图).doc

哈工大机械设计课程设计
传动装置简图

1—电动机 2、4—联轴器 3—一级蜗轮蜗杆减速器
5—传动滚筒 6—输送带

一、选择电机
1． 选择电机类型
按工作要求和工作条件选择YB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
工作机的有效功率为

从电动机到工作机输送带间的总效率为

式中：
---联轴器的传动效率；
---轴承的传动效率；
---蜗轮的传动效率；
---卷筒的传动效率。
由表9.1可知，，，，则

所以电动机所需的工作功率为

3． 确定电动机的转速
工作机卷筒的转速为

由于蜗杆的头数越大，效率越低，当选择蜗杆的头数Z1=1时，对应电动机所算出的传动比不在推荐范围内。故选则蜗杆的头数Z1=2。
所以电动机转速可选的范围为

符合这一范围的同步转速为1000r/min和1500r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。
根据电动机的类型、容量和转速，由机械设计手册选定电动机的型号为Y112M-6，其主要性能如表1.1所示，电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如表1.2所示。
表1.1 Y112M-6型电动机的主要性能
电动机型号
额定功率/kW
满载转速/(r/min)

Y112M-6
2.2
940
2.0
2.0
表1.2 电动机的主要外形和安装尺寸（单位mm）
中心高H
外形尺寸
L1×（AC/2+AD）×HD
底脚安装尺寸A×B
底脚螺栓直径K
轴伸尺寸D×E
键连接部分尺寸
F×GD
112
400×（115+90）×265
190×140
12
28×60
8×7
二、 计算传动装置的传动比
1． 总传动比

三、 计算传动装置各轴的运动和动力参数
1． 各轴的转速
Ⅰ轴

Ⅱ轴

卷筒轴

2． 各轴的输入功率
Ⅰ轴

Ⅱ轴

卷筒轴

3． 各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td为

Ⅰ轴

Ⅱ轴

卷筒轴

将上述计算结果汇总于表1.3，以备查用。
表1.3 传动装置的运动和动力参数
轴名
功率P/kW
转矩T/()
转速n/(r/min)
电机轴
2.1
2.13×104
940
Ⅰ轴
2.06
2.09×104
940
Ⅱ轴
1.55
2.76×105
53.7
卷筒轴
1.50
2.67×105
53.7
四、传动零件的设计计算
1．蜗轮蜗杆的材料选择
由于输入功率不太大，转速也不是很高，蜗杆材料选用45钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度220~250HBW
蜗轮材料，根据
其中n1为蜗杆转速，T2为蜗轮转矩
初估蜗杆副的滑动速度vs>6m/s，选择蜗轮的材料为铸锡磷青铜
1. 按疲劳强度设计，根据公式

则有

由表取m=6.3，蜗杆分度圆直径d1=63
蜗杆倒程角

蜗轮圆周速度

蜗杆副滑动速度

蜗轮圆周速度

故选择减速器的类型为蜗杆下置

符合初取的效率值

涡轮蜗杆的尺寸计算
蜗轮分度圆直径

中心距

变位系数

其他尺寸总汇于表1.4
名称
符号
计算公式和数据（单位mm）
蜗轮
数据
蜗杆
数据
齿顶高
ha

6.3

6.401
齿根高
hf

7.56

7.459
全齿高
h

13.86

13.86
分度圆直径
d

63

226.8
齿根圆直径
df

47.88

239.602
齿顶圆直径
da

75.6

211.882
蜗杆分度圆上倒程角
γ

11°30'36"
蜗轮分度圆上螺旋角
β2

节圆直径
d'

63.202

226.8
传动中心距
a'

145
蜗杆轴向齿距
pa1

19.79
蜗杆螺旋线倒程
ps

35.98
蜗杆螺旋部分长度
L

86
蜗杆外圆直径
de2

252
蜗轮齿宽
b2

54
齿根圆弧半径
R1

39.06
齿顶圆弧半径
R2

25.2
齿宽角
θ

48°6'54"

热平衡计算：根据公式

该设计的减速器工作环境是煤场，故取油温t=70℃。周围空气温度t0=20℃，通风条件良好，取散热系数Ks=15W/m2*℃，传动效率为η=0.78.则

机体外表面的面积

机体表面凸缘面积

所需要加的散热片面积

每片散热片的面积

所加散热片的数目

选择蜗杆和涡轮的精度等级
蜗轮的圆周速度

通过查表选用精度等级为9级，应为该传动平稳，选用的侧隙种类为c，即传动9cGB/T10089-1988.
蜗杆的圆周速度

通过查表选用精度等级为8级，应为该传动平稳，选用的侧隙种类为c，即传动8cGB/T10089-1988.

根据传动中心距a可以确定铸铁蜗杆减速器机体的结构尺寸计算表如下：
名称
符号
计算公式
数据（单位mm）
机座壁厚

10
机盖壁厚

9
机座凸缘厚度

15
机盖凸缘厚度

12
机座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

20
地脚螺钉数目

4
轴承旁连接螺栓直径

16
机盖与机座螺栓直径

12
连接螺栓d2的间距
150~200
轴承端盖螺钉直径

8
窥视孔盖螺钉直径

6
定位销直径

10
df、d1、d2至外机壁距离

见表1.5

df、d2至凸缘距离

轴承旁凸台半径

外机壁至轴承座端面距离

48
内机壁至轴承座端面距离

58
蜗轮外圆与内机壁距离

15
蜗轮轮毂与内机壁距离

12
轴承端盖凸缘厚度

10
表1.5连接螺栓扳手空间c1，c2值和沉头座直径表
螺栓直径
M8
M10
M12
M16
M20
M24
M30

13
16
18
22
26
34
40

11
14
16
20
24
28
34
沉头座直径
20
24
26
32
40
48
60
四.蜗杆轴的设计计算
1. 轴的材料选择
因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45#钢，调质处理
2. 初算轴径
对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考书1表10.2得C=106~118，考虑到轴端的弯矩和转矩的大小，故取C=110则

考虑到键槽的影响，取

3.结构设计
（1） 轴承部件的结构形式：蜗杆减速器的中心距a=135，通过查表选择减速器的机体采用剖分式结构。因传递功率小，故轴承的固定方式可采用两端固定方式。因此，所设计的轴承部件的结构形式如上图所示。然后可按转轴轴上零件的顺序，从dmin处开始设计。
（2） 联轴器及轴段1的设计：dmin就是轴段1的直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此，轴段1的设计和联轴器的设计同时进行。
由于联轴器的一端连接工作机一端连接轴，其转速比较低，传递转矩比较大。考虑到安装时不一定能保证同心度，采用有良好的补偿位移偏差性能的刚性可移式联轴器。选用金属滑块联轴器。则转矩

由机械设计手册查得联轴器的轴孔长度为70mm，许用转矩为500N*m许用转速为250r/min，轴径范围为36~40mm，考虑到轴段3连接的是轴承，故取L1=70mm ，d1=40mm。
（3） 密封圈与轴段2的设计：考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，取轴段d2=48mm，密封圈为毛毡油封密封圈FZ/T92010-1991中直径是50的。
（4） 轴段3与轴段6：考虑到蜗杆减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴承，轴段3上安装轴承，要使轴承便于安装又符合轴承内径系列，暂取轴承型号为30210，查轴承手册，其内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm，故取d3=d6=50mm，考虑到安装挡油板时的侧隙，L3=50mm，轴段6除了安装轴承外还有有加工倒角，故L6=32mm。
（5） 蜗轮与轴段4：轴段4上安装蜗轮，为了方便安装蜗轮d4应该略大于d3，取d4=52mm，按照蜗轮的设计，蜗轮的轮毂宽为（1.5~1.9）d5，取轮毂宽为78mm，则轴段5的长度略小于蜗轮轮毂宽度，取L5=75mm
（6） 轴肩5的设计：轴段6上安装与轴段3成对的挡油板，考虑到轴承受力的对称性轴肩5的长度L5=11mm。
（7） 轴段2的长度：轴段2的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的厚度、轴承端盖的厚度以及联轴器类型确定:L25=0mm
（8） 键连接：联轴器及蜗轮的轴向连接均采用普通平键连接，分别为键12×61GB/T1096-1990及键16×68GB/T1096-1990.
4.轴受力分析
蜗轮所受力
Fa=
Fr=Ft991N
Ft==2720N

在水平面上

负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反。
在垂直平面上

轴承Ⅰ上的总支承反力

轴承Ⅱ上的总支承反力

（1） 画弯矩图
在水平面上
A-A剖面左侧：

A-A剖面右侧：

在竖直平面上

合成弯矩
A-A剖面左侧：

A-A剖面右侧：

（2） 画转矩图
1. 校核轴的强度
A-A剖面左侧因弯矩大、有转矩，还有键引起的应力集中，故A-A剖面左侧为危险截面。
由附表10.1，抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

对于调质处理的45钢，由表10.1查得，，，
由表10.1注‚查得材料的等效系数，。
键槽引起的应力集中系数，由表10.4查得
绝对尺寸系数，由附图10.1查得
轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得。
安全系数

查表10.5得许用安全系数，显然，故A-A剖面安全。
5.校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力

取键、轴、联轴器的材料都为钢，查表6.1得。显然，，故强度足够。
齿轮处键连接的挤压应力

取键、轴、齿轮的材料都为钢，查表6.1得。显然，，故强度足够。
6.校核轴承寿命
(1) 计算轴承的轴向力。由表11.13查得70309轴承内部轴向力计算公式，则轴承Ⅰ、Ⅱ的内部轴向力分别为

根据轴承手册查得

图一：轴承布置及受力
的方向如图一所示，同向，则

显然，，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承Ⅰ将保持平衡，故两轴承的轴向分力分别为

比饺两轴承的受力，因，故只需校核轴承Ⅰ。
（2） 计算当量动载荷。
因为

所以
X=0.56,Y=2.30
当量动载荷

（3） 校核轴承寿命。轴承在以下工作，查表11.9得。平稳，查表11.10，得。
轴承的寿命

已知减速器使用4年，二班制工作，则预期寿命

显然，故轴承寿命很充裕。
7. 蜗轮设计计算
蜗轮的分度圆直径d=226.8mm，为了节约比较贵重的青铜材料，故蜗轮的结构采用装配式，按照机械设计课程设计图号16设计蜗轮结构，其数据如下表所示
符号
计算公式
数据(单位mm)
d3

90
l

90
c

12
a

14
b

14
R1

39.06
R2

25.2
d2

226.8
da2

239.4
d4

10
l1

20
e

3
d5

183.68
D0

122.84
n

3
DW

252

五. 减速器的附件设计
1. 窥视孔和窥视孔盖得设计
窥视孔的作用是方便人手伸入机箱内手动调节蜗轮的轮齿啮合，因此窥视孔盖的大小应该能伸入手的大小，如果太大，结构会显得不合理而且加工费用会比较贵，综合上述因素，按照机械设计课程设计的表14.7选择窥视孔的参数如下表（单位mm）
A
B
A1
B1
C
C1
C2
R
螺钉尺寸
螺钉数目
110
90
140
120
125
80
105
5
M16×15
6
2. 通气器的设计
根据减速器的工作环境，选择带过滤网的防尘式通气器，根据机体的大小按照机械设计课程设计的表14.9选择的通气器参数如下表（单位mm）
d
d1
d2
d3
d4
D
h
a
b
c
h1
R
D1
s
k
e
f
M18
M32×1.5
10
5
16
40
36
10
6
14
17
40
26.9
19
5
2
2
3. 放油孔及放油螺栓的设计
放油螺栓的设计按照机械设计课程设计的表14.14选取的螺栓及油圈参数如下表（单位mm）
螺纹d
D
D1
S
L
h
a
b
D0
H
材料
M12c×1.25
22
15
13
24
12
3
2
22
2
皮封油圈-工业皮革
螺塞-Q235
4. 油标的设计
考虑到减速器的结构简单原则，选用杆式油标，其油标孔直接在减速器箱体上铸出，按照机械设计课程设计的表14.13选取油标的参数如下表(单位mm)
d
d1
d2
d3
h
a
b
c
D
D1
M12
4
12
6
28
10
6
4
20
16
5.高速轴输入端的联轴器设计

为了减小启动转矩，联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，因此选用弹性联轴器，联轴器一端连接电动机，一端连接蜗杆轴，故选d1=28，d2=30，联轴器的型号为LX2
六. 减速器的润滑
减速器中蜗轮和轴承都需要良好的润滑，起主要目的是减少摩擦磨损和提高传动效率，并起冷却和散热的作用。另外，润滑油还可以防止零件锈蚀和降低减速器的噪声和振动等。
本设计选取润滑油温度时的蜗轮蜗杆油，蜗轮采用浸油润滑，浸油深度约为1~2个螺牙高，但油面不应高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心

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