运输机中的蜗杆减速器的设计.doc

一、课程设计任务书
题目：设计某带式传输机中的蜗杆减速器

工作条件：工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制。
已知条件：滚筒圆周力F=4400N；带速V=0.75m/s；滚筒直径D=450mm。

二、传动方案的拟定与分析
由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V≤4-5 m/s,这正符合本课题的要求。

三、电动机的选择
1、电动机类型的选择
按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380Ｖ，型号选择Y系列三相异步电动机。
2、电动机功率选择
1）传动装置的总效率：

2）电机所需的功率：

3、确定电动机转速
计算滚筒工作转速：

按《机械设计》教材推荐的传动比合理范围，取一级蜗杆减速器传动比范围，则总传动比合理范围为I总=5～80。故电动机转速的可选范围为：
。符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第4方案比较适合，则选n=3000r/min。
4、确定电动机型号
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Y132S1-2。其主要性能：额定功率5.5KW；满载转速2920r/min；额定转矩2.2。
四、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比

五、动力学参数计算
1、计算各轴转速

2、计算各轴的功率
P0=P电机 =4.38 KW
PⅠ=P0×η联=4.336KW
PⅡ=PⅠ×η轴承×η蜗杆=3.09KW
PⅢ=PⅡ×η轴承×η联=3.03KW
3、计算各轴扭矩
T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×4.38/2920=14.325 N·m
TⅠ=9.55×106PII/nⅠ=9.55×106×4.3362/2920=14.1818N·m
TⅡ=9.55×106PIII/nⅡ=9.55×106×3.09/63.69=463.33 N·m
TⅢ=9.55×106PIII/nⅡ=9.55×106×3.03/63.69=454.33N·m

六、传动零件的设计计算
Ø 蜗杆传动的设计计算
1、选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。
2、选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,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,而轮芯用灰铸铁HT100制造。
3、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。由教材P254式(11—12),传动中心距

(1)确定作用在蜗杆上的转矩
按，估取效率=0.72,则= =468667N.mm
(2)确定载荷系数K
因工作载荷有轻微冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表11—5选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材P252

(3)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=160。
(4)确定接触系数
先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值=0.35从教材P253图11—18中可查得=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,可从从教材P254表11—7查得蜗轮的基本许用应力=268。由教材P254应力循环次数

寿命系数
则
(6)计算中心距

(6)取中心距a=180mm,因i=45.85,故从教材P245表11—2中取模数m=6.3mm, 蜗轮分度圆直径=63mm这时=0.35从教材P253图11—18中可查得接触系数=2.9因为=,因此以上计算结果可用。
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
(1) 蜗杆
轴向尺距mm;直径系数;
齿顶圆直径;
齿根圆直径;
分度圆导程角;蜗杆轴向齿厚mm。
(2) 蜗轮
蜗轮齿数48;变位系数mm;
演算传动比mm,这时传动误差比为,是允许的。
蜗轮分度圆直径mm
蜗轮喉圆直径=315mm
蜗轮齿根圆直径
蜗轮咽喉母圆半径mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数
根据从教材P255图11—19中可查得齿形系数

螺旋角系数
从教材P255知许用弯曲应力
从教材P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56。
由教材P255寿命系数

可见弯曲强度是满足的。
6、验算效率

已知=;;与相对滑动速度有关。

从教材P264表11—18中用插值法查得=0.01632, 代入式中得=0.824,大于原估计值,因此不用重算。
7、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9级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089—1988。然后由参考文献[5]P187查得蜗杆的齿厚公差为 =71μm, 蜗轮的齿厚公差为 =130μm;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6μm, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μm和3.2μm。
8.热平衡核算
初步估计散热面积：
取(周围空气的温度)为。

七、轴的设计计算
Ø 输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45调质，硬度217~255HBS
根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115
d≥115 (5.9/1500)1/3mm=18.1mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=18.1×(1+5%)mm=19.1mm
∴选d=30mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。
（2）确定轴各段直径和长度
I段：直径d1=30mm 长度取L1=60mm
II段：由教材P364得：h=0.08 d1=0. 08×30=2.4mm
直径d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,长度取L2=50 mm
III段：直径d3= 40mm
初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为15mm，并且采用套筒定位；故III段长：L3=40mm
由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×50=4mm
d4=d3+2h=40+2×4=50mm长度取L4=90mm
Ⅴ段：直径d5=80mm 长度L5=120mm
Ⅵ段：直径d6= d4=50mm 长度L6=90mm
Ⅶ段：直径d7=d3=40mm 长度L7=L3=40mm
初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为15mm。
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=490mm
（3）按弯矩复合强度计算
①求小齿轮分度圆直径：已知d1=80mm=0.08m
②求转矩：已知T2=91.7N·m、T1=54.8N·m
③求圆周力：Ft
根据教材P198（10-3）式得：=2T1/d1=2X54.8/80X=1370N
=2T2/d2=590N
④求径向力Fr
根据教材P198（10-3）式得：
Fr=·tanα=590×tan200=214.7N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=182.5mm
n 绘制轴的受力简图
n 绘制垂直面弯矩图
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr1/2=107.35N
FAZ=FBZ=/2=685N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：
MC1=FAyL/2=19.6N·m
n 绘制水平面弯矩图

图7-1
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=685×182.5×=125N·m
n 绘制合弯矩图
MC=(MC12+MC22)1/2=(19.62+1252)1/2=126.5N·m
n 绘制扭矩图
转矩：T= TI=54.8N·m
n 校核危险截面C的强度
∵由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取α=0.6,

前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。
∴该轴强度足够。
Ø 输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=115
d≥A0(P2/n2)1/3=115(5.31/553)1/3=24.4mm
取d=58mm
2、轴的结构设计
（1）轴上的零件定位，固定和装配
单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
I段：直径d1=58mm 长度取L1=80mm
II段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.09×58=5.22mm
直径d2=d1+2h=58+2×5.22≈66mm,长度取L2=50 mm
III段：直径d3=70mm
由GB/T297-1994初选用7014C型圆锥滚子轴承，其内径为70mm，宽度为20mm。故III段长：L3=40mm
Ⅳ段：直径d4=82mm
由教材P364得：h=0.08 d3=0.08×82=6.56mm
d4=d3+2h=70+2×6.682=82mm长度取L4=110mm
Ⅴ段：直径d5=d3=70mm L5=40mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=150mm
（3）按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=82mm
②求转矩：已知T2= TII=91.7N·m
③求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得
=2T2/d2=590 N
④求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得
Fr=·tanα=3586.4×tan200=1370N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=75mm
n 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ
FAY=FBY=Fr/2=107.35N
FAX=FBX=/2=295N
n 由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=107.35×75×=8N·m
n 截面C在水平面弯矩为
MC2=FAXL/2=295×75×=22.125N·m
n 计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N·m

图7-2
n 校核危险截面C的强度由式（15-5）
∵由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取α=1,

前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。
∴此轴强度足够

八、链及链轮的选择
1、选择链轮齿数
取小链轮尺数=19,由前面计算知则大链轮齿数

2、确定计算功率
由教材P178表9—6查得,由教材P179图9—13查得,单排链,则由教材P178式(9-15)得计算功率为

3、选择链条型号和齿距
根据及查教材P176图9-11,可选20A-1。查教材P167表9-1得链条节距为P=25.4 mm。
4、计算链节数和中心距
初选中心距取1000mm由教材P180式9—16相应链节数为查得

取链长节数=104节,此时查教材P180表
9-7得到中心距计算系数=0.24925,则由教材P180式9—17得链传动的最大中心距。

5、计算链速v,确定润滑方式
由教材P172式9—1 m/s
由v=4.4m/s和链号20A-1查教材P181图9-14可知采用油池润滑
6、计算压轴力
有效圆周力为
链轮水平布置时的压轴力，则压轴力为
。

九、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命：16×365×10=58400小时。
1、计算输入轴轴承
初选两轴承为角接触球轴承7308C型查轴承手册可知其基本额定动载荷=46.2KN基本额定静载荷=30.5KN。
(1)求两轴承受到的径向载荷和
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:

（2）求两轴承的计算轴向力
对于7008C型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数,其值由的大小来确定,但现轴承轴向力未知,故先取e=0.4,因此估算

按教材P322式(13-11a)

由教材P321表13-5进行插值计算,得。再计算

由两次计算相差不大，所以则有e=0.225, e=0.2,=669N,=140.77N。
(3)求轴承当量动载荷和
因为

由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为
对轴承1 =0.44, =1.18
对轴承2 =1, =0
因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)

(4)验算轴承寿命
因为,所以按轴承1的受力大小验算
由教材P319式(13-5)
h故所选轴承满足寿命要求。
2、计算输出轴轴承
初选两轴承为7314B型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=115KN基本额定静载荷=87.2KN。
(1)求两轴承受到的径向载荷和
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:

（2）求两轴承的计算轴向力和轴承当量动载荷和

由教材P321表13-5进行插值计算,得。再计算

由两次计算相差不大，所以则有e=0.385, e=0.28,=1526.7N,=223.24N。
(3)求轴承当量动载荷和
由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为
对轴承1 =1, =0
对轴承2 =1 =0
因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)

(4)验算轴承寿命
因为,所以按轴承1的受力大小验算
由教材P319式(13-5)
h故所选轴承满足寿命要求

十、键连接的选择及校核计算
1、连轴器与电机连接采用平键连接
轴径d1=38mm，L电机=50mm
查参考文献[5]P119选用A型平键，得：b=10 h=8 L=50
即：键A10×50 GB/T1096-2003
l=L电机-b=50-8=42mm T2=20000N·m
根据教材P106式6-1得
σp=4T2/dhl=4×20000/10×8×42=23.8Mpa<[σp](110Mpa)
2、输入轴与联轴器连接采用平键连接
轴径d2=30mm L1=60mm T=54.8N·m
查手册P51 选A型平键，得：b=10 h=8 L=50
即：键A10×50 GB/T1096-2003
l=L1-b=60-10=50mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×54800/30×8×50=18.3Mpa<[σp](110Mpa)
3、输出轴与涡轮连接用平键连接
轴径d3=58mm L2=80mm T=91.7N.m
查手册P51 选用A型平键，得：b=18 h=11 L=70
即：键A18×70GB/T1096-2003
l=L2-b=80-18=62mm h=11mm
根据教材P106（6-1）式得
σp=4T/dhl=4×91700/58×11×62=9.8Mpa<[σp] (110Mpa)

十一、联轴器的选择及校核计算
联轴器选择的步骤：
Ø 连轴器的设计计算
1、类型选择
为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱销连轴器。
2、载荷计算
公称转矩T= N·m
3、型号选择
从GB4323—2002中查得LX3型弹性套柱销连轴器的公称转矩为1250N·m,许用最大转速为5700r/min,轴径为30～48 mm之间,故合用。

十二、减速器的润滑与密封
1、齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。
2、滚动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑。
3、密封
轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。

十三、箱体及附件的结构设计
1、减速器结构
减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。
2、注意事项
（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；
（2）齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于0.211mm，低速级侧隙也不应小于0.211mm；
（3）齿轮的齿侧间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%；
（4）角接触球轴承7008C、7014C的轴向游隙均为0.10～0.15mm；用润滑油润滑；
（5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；
（6）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；
（7）减速器外表面涂灰色油漆；
（8）按减速器的实验规程进行试验。

电动机型号：
Y132S1-2

P0=4.38KW
PI=4.336KW
PII=3.09KW
PIII=3.03KW

T0=14.325N·m
TI=14.1818N·m
TII=463.33N·m
TIII=454.33N·m

K=1.21

=

=

d=30mm

d1=30mm

d2=35mm
d3=40mm
d4=50mm
d5=80mm
d6=50mm
d7=40mm

FAY=107.35N
FAZ=685N

MC1=19.6N·m

d=58mm

d1=58mm

d2=66mm

d3=70mm

d4=110mm

d5=70mm

=590 N
Fr=1370N
FAY=107.35N

FAX=295N

MC1=8N·m

MC2=22.125N·m

MC=23.54N·m

1000mm

=0.44
=1.18

=0

=1
=0

=0

键A10×50
GB/T1096-2003

σp=23.8Mpa

键A10×50
GB/T1096-2003

σp=18.3Mpa

键A18×70
GB/T1096-2003

σp=9.8Mpa

参考文献
[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社，2006．
[2] 龚溎义、罗圣国．机械设计课程设计指导书（第二版）．北京：高等教育出版社，1990．
[3] 吴宗泽、罗圣国．机械设计课程设计手册（第二版）．北京：高等教育出版社，1999．
[4] 陈铁鸣．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003．
[5] 金清肃．机械设计课程设计．武汉:华中科技大学出版社,2007.

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