一级蜗轮蜗杆减速器分析计算.doc

江苏食品职业技术学院毕业设计（论文）
1 引 言
蜗轮蜗杆减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的研究，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。本文主要介绍一级蜗轮蜗杆减速器的设计过程及其相关零、部件的CAD图形。计算机辅助设计（CAD），计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，能清楚、形象的表达减速器的外形特点。
2 设计方案的拟订
2.1 箱体
(1) 蜗轮蜗杆箱体内壁线的确定； (2) 轴承孔尺寸的确定；
(3) 箱体的结构设计；
a.箱体壁厚及其结构尺寸的确定 b. 轴承旁连接螺栓凸台结构尺寸的确定
c.确定箱盖顶部外表面轮廓 d. 外表面轮廓确定箱座高度和油面
e. 输油沟的结构确定 f. 箱盖、箱座凸缘及连接螺栓的布置
2.2 轴系部件
(1) 蜗轮蜗杆减速器轴的结构设计
a. 轴的径向尺寸的确定 b. 轴的轴向尺寸的确定
(2) 轴系零件强度校核
a. 轴的强度校核 b. 滚动轴承寿命的校核计算
2.3 减速器附件
a.窥视孔和视孔盖 b. 通气器 c. 轴承盖 d. 定位销
e. 油面指示装置 f. 油塞 g. 起盖螺钉 h. 起吊装置
3 减速器的总体设计
3.1 传动装置的总体设计
3.1.1 拟订传动方案
本传动装置用于带式运输机，工作参数：运输带工作拉力F=5KN，工作速度=1.6m/s，滚筒直径D=500mm，传动效率η=0.96，（包括滚筒与轴承的效率损失）两班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用寿命8年。环境最高温度80℃。本设计拟采用蜗轮蜗杆减速器，传动简图如下图所示。

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

3.1.2 电动机的选择
（1）选择电动机的类型
按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列三相异步电动机,封闭式结构,电压380V。
（2）选择电动机的功率
电动机所需的功率 Pd = Pw/
式中 Pd—工作机要求的电动机输出功率，单位为KW；
η—电动机至工作机之间传动装置的总效率；
Pw—工作机所需输入功率，单位为KW；
输送机所需的功率P=Fv／1000=5000×1.6／1000×0.79=10.12 kW
电动机所需的功率P= P／
=联轴蜗轴联=0.99×0.99×0.8×0.99×0.99≈0.79
P=10.12／0.96=10.54 kW
查表，选取电动机的额定功率P=11kw。
（3）选择电动机的转速
传动滚筒转速nw==61.2 r/min由表推荐的传动比的合理范围，取蜗轮蜗杆减速器的传动比=10~40，故电动机转速的可选范围为：
n= n=（10~40）×61.2=612~2448r/min
符合这范围的电动机同步转速有750、1000、1500、3000 r/min四种，现以同步转速1000 r/min和1500 r/min两种常用转速的电动机进行分析比较。
查《机械工程及自动化简明设计手册》上册（表2-3）
n=i蜗×nw=20×61.2=1224 r/min
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、传动比及市场供应情况，选取比较合适的方案，现选用型号为Y160M—4，其主要安装尺寸如下：
中心高：H=160 mm
外型尺寸：L×（AC×AD）×HD=600×（325+255）×385 mm
轴伸尺寸：D=42 mm，E=110 mm
装键部分尺寸：F×G×D=12×37×42 mm
底脚安装尺寸：A×B=254×210 mm
地脚螺栓孔直径：K=15 mm
3.1.3 确定传动装置的传动比及其分配
减速器总传动比及其分配：
减速器总传动比i=nm／nw=1460／61.2=23.9
本课题是一级蜗轮蜗杆减速器，它的传动比i=10－40之间，选i=24
传动比查《机械工程及自动化简明设计手册》上册（表2-5）
式中i—传动装置总传动比
nw—工作机的转速，单位r/min
nm—电动机的满载转速，单位r/min
3.1.4 计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴的输入功率
轴ⅠP= P联承=10.54×0.99×0.99=10.33kW
轴ⅡP= P蜗承联=10.33×0.99×0.99×0.8=8.1 kW
（2）各轴的转速
电动机：nm=1460 r/min
轴Ⅰ：n= nm=1460 r/min
轴Ⅱ：n==1460／23.9=61.08 r/min
（3）各轴的输入转矩
电动机轴：T=9550=9550×10.54／1460≈68.94Nm
轴Ⅰ：T= T×i×联×承≈1621.63Nm
轴Ⅱ：T= T×i×联×承×蜗≈30515.7Nm

上述计算结果汇总表

输入功率（kW）
转速n（r/min）
输入转矩（Nm）
传动比
效率
电动机轴
10.54
1460
68.94
1
0.99
轴Ⅰ
10.33
1460
1621.63
24
0.82
轴Ⅱ
8.1
61.08
30515.7

3.2 传动零件的设计计算
3.2.1 蜗轮蜗杆传动设计
一.选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度
蜗杆材料选用45钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度45~50HRC。蜗轮齿圈材料选用ZCuSn10Pb1，金属模铸造，滚铣后加载跑合，8级精度，标准保证侧隙c。
二.计算步骤
1.按接触疲劳强度设计
设计公式≥mm
（1） 选z1，z2：
查表7.2取z1=2，
z2= z1×n1／n2=2×1460／61.2=48 z2在30～64之间，故合乎要求。
初估=0.82
（2）蜗轮转矩T2：
T2=T1×i×=9.55×106×10.33×24×0.82／1460=1329768.146 Nm
（3）载荷系数K：
因载荷平稳，查表7.8取K=1.1
（4）材料系数ZE
查表7.9，ZE=155
（5）许用接触应力[0H]
查表7.10，[0H]=220 Mpa
N=60×n2×at=60×61.2×1×12000=4.4064×10
ZN===0.8030786651
[H]=ZN[0H]=0.830786651×220=182.77 Mpa
（6）md1：
md1≥ =1.1×1329768.164×=4822.718mm
（7）初选m，d1的值：
查表7.1取m=8，d1=80
md1=5120 〉4906
（8）导程角
tan= =0.2
=arctan0.2=11.3°
（9）滑动速度Vs
Vs= ==6.23m/s
（10）啮合效率
由Vs=6.23 m/s查表得 ν=1°16′
1 ==0.2/0.223=0.896
（11）传动效率
取轴承效率 2=0.99 ，搅油效率3=0.98
=1×2×3=0.896×0.99×0.98=0.87
T2=T1×i×=9.55×10×10.33×24×0.87／1460=1410451.553 Nm
（12）检验md1的值
md1≥==0.8×1410451.853×=5115＜5120
原选参数满足齿面接触疲劳强度要求
1. 确定传动的主要尺寸
m=8mm，d1=80mm，z1=2，z2=48
(1)中心距a
a==232mm
(2)蜗杆尺寸
分度圆直径d1 d1=80mm
齿顶圆直径da1 da1=d1+2ha1=(80+2×8)=96mm
齿根圆直径df1 df1=d1﹣2hf=(80﹣2×1.2×8)=60.8mm
导程角 tan=11.30993247° 右旋
轴向齿距 Px1=πm=3.14×8=25.12mm
齿轮部分长度b1 b1≥m(11+0.06×z2)=8×(11+0.06×48)=111.04mm
取b1=120mm
(2)蜗轮尺寸
分度圆直径d2 d2=m×z2=8×48=384mm
齿顶高 ha2=ha*×m=8×1=8mm
齿根高 hf2= (ha*+c*)×m=(1+0.2)×8=9.6mm
齿顶圆直径da2 da2=d2+2ha2=384+16=400mm
齿根圆直径df2 df2=d2﹣2m(ha*+c*)=384﹣19.2=364.8mm
导程角 tan=11.30993247° 右旋
轴向齿距 Px2=Px1=π m=3.14×8=25.12mm
蜗轮齿宽b2 b2=0.75da1=0.75×96=72mm
齿宽角 sinα=b2/d1=72／80=0.9
蜗轮咽喉母圆半径 rg2=(a—da2)／2=232﹣200=32mm
(1)热平衡计算
①估算散热面积A
A=
②验算油的工作温度ti
室温：通常取。
散热系数：Ks=17.5 W/(㎡·℃)。
73.32℃＜80℃
油温未超过限度
(1) 润滑方式
根据Vs=6.23m/s，查表7.14，采用浸油润滑，油的运动粘度V40℃=220×10㎡/s
(2)蜗杆、蜗轮轴的结构设计(单位：mm)
①蜗轮轴的设计
最小直径估算
dmin≥c×
c查《机械设计》表11.3得 c=120 dmin≥=120× =61.5
根据《机械设计》表11.5，选dmin=63
d1= dmin+2a =71 a≥(0.07～0.1) dmin=4.41≈4.5
d2=d1+ (1～5)mm=71+4=75
d3=d2+ (1～5)mm=75+5=80
d4=d3+2a=80+2×6=92 a≥(0.07～0.1) d3=5.6≈6
h由《机械设计》表11.4查得 h=5.5
b=1.4h=1.5×5.5=7.7≈8
d5=d4﹣2h=92﹣2×5.5=81
d6=d2=75
l1=112+2=114
②蜗杆轴的设计
最小直径估算
dmin≥c× = 120×=23 取dmin=24
d1=dmin+2a=24+2×2=28 a=(0.07～0.1)dmin
d2=d1+(1～5)=28+4=32
d3=d2+2a=32+2×2.5=37 取38 a=(0.07～0.1)d2
d4=d3﹣2h=38﹣2×3.5=31 取30
h查《机械设计》表11.4
蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选6个

几何尺寸计算结果列于下表：
名 称
代号
计算公式
结 果
蜗杆
中 心 距

=
a=232
传 动 比

i=24
蜗杆分度圆
柱的导程角

蜗杆轴向压力角

标准值

齿 数

z1=2
分度圆直径

齿顶圆直径

齿根圆直径

=60.8
蜗杆螺纹部分长度

名 称
代号
计算公式
结 果
蜗轮
中 心 距

=
a=232
传 动 比

i=24
蜗轮端面
压力角

标准值

蜗轮分度圆柱螺旋角

º
齿 数

=
=48
分度圆直径

齿顶圆直径

=400
齿根圆直径

蜗轮最大
外圆直径

3.3 轴的设计
3.3.1 蜗轮轴的设计
（1）选择轴的材料
选取45钢，调质，硬度HBS=230，强度极限=600 Mpa，由表查得其许用弯曲应力=55Mpa 查《机械设计基础》（表10-1、10-3）
（2）初步估算轴的最小直径
取C=120，得dmin≥=120× =61.5mm
根据《机械设计》表11.5，选dmin=63
（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，可将齿轮按排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别以轴肩和套筒定位，周向则采用过渡配合或过盈配合固定。联轴器以轴肩轴向定位，右面用轴端挡圈轴向固定，
键联接作周向固定。轴做成阶梯形，左轴承 从做从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和联轴器依次右面装到轴上。
② 确定轴各段直径和长度
Ⅰ段d1=63mm L1=114mm
Ⅱ段直径d2=71mm a≥(0.07～0.1) dmin=4.41≈4.5
亦符合毡圈密封标准轴径。
Ⅲ段选30214型圆锥滚子轴承，其内径为70mm，宽度为24mm。故Ⅲ段直径d3=75mm。
Ⅳ段考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端盖与箱体内壁应有一定距离，则取套筒长为60mm。故L4=94mm，d4=80mm。
Ⅴ段d5=d4+2a=80+2×6=92 a≥(0.07～0.1) d3=5.6≈6， L5=8mm。
Ⅵ段d6=d5﹣2h=92﹣2×5.5=81mm
h由《机械设计》表11.4查得 h=5.5 ，L6=8mm。
Ⅶ段 d7=d2=75
（4）按弯扭合成应力校核轴的强度
① 绘出轴的计算简图 (a)图
② 绘制垂直面弯矩图 (b)图
N
N
N
轴承支反力：
N
N
计算弯矩：
截面C右侧弯矩

截面C左侧弯矩

③绘制水平面弯矩图 (c)图
轴承支反力：

截面C处的弯矩

④ 绘制合成弯矩图 (d)图

低速轴的弯矩和转矩
(a)轴的结构与装配 (b)受力简图 (c)水平面的受力和弯矩图
(d)垂直面的受力和弯矩图 (e)合成弯矩图 (f)转矩图 (g)计算弯矩图
⑤ 绘制转矩图 (e)图
N.m
⑥ 绘制当量弯矩图 (f)图
转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6，截面C处的当量弯矩为

⑦ 校核危险截面C的强度
＜，安全。
3.3.2 蜗杆轴的设计
（1）选择轴的材料
选取45钢，调质处理，硬度HBS=230，强度极限=650 Mpa，屈服极限=360 Mpa，弯曲疲劳极限=300 Mpa，剪切疲劳极限=155 Mpa，对称循环变应力时的许用应力=60 Mpa。
(2) 初步估算轴的最小直径
最小直径估算
dmin≥c×=120×=23
（3）轴的结构设计
按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d=30 mm，初选轴承型号为30210圆锥滚子轴承（GB/T297—94），采用蜗杆轴结构，其中，齿根圆直径mm，分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，长度尺寸根据中间轴的结构进行具体的设计，校核的方法与蜗轮轴相类似，经过具体的设计和校核，得该蜗杆轴结构是符合要求的，是安全的。

3.4 减速器铸造箱体的主要结构尺寸
(1) 箱座（体）壁厚：=0.04a+3≥8，取=12.28，其中=232；
(2) 箱盖壁厚：=0.85≥8，取=10.438；
(3) 箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度：， ，
；
(4) 地脚螺栓直径及数目：根据=232，得，根据螺栓的标准规格，数目为4个；
(5) 轴承旁联结螺栓直径：
(6) 箱盖、箱座联结螺栓直径：=8.1408～10.176，取=10；
(7) 轴承端盖螺钉直径：

高速轴
低速轴
轴承座孔（外圈）直径
90
130
轴承端盖螺钉直径
8
10
螺 钉 数 目
4
6
(8) 检查孔盖螺钉直径：本减速器为一级传动减速器，所以取=6；
(9) 螺栓相关尺寸：

20

=10
锪孔直径
40
33
22
至箱外壁的距离
26
22
16
至凸缘边缘的距离
24
20
14
(10) 轴承座外径：，其中为轴承外圈直径，
把数据代入上述公式，得数据如下：
高速轴：，取，
低速轴：，取；
(11) 轴承旁联结螺栓的距离：以螺栓和螺钉互不干涉为准尽量靠近，一般；
(12) 轴承旁凸台半径：20，根据而得；
(13) 轴承旁凸台高度：根据低速轴轴承外径和扳手空间的要求，由结构确定；
(14) 箱外壁至轴承座端面的距离：，取=50；
(15) 箱盖、箱座的肋厚：＞0.85，取=8.8723，≥0.85，取=10.438；
(16) 蜗轮外圆与箱内壁之间的距离：≥，取=10；
(17) 铸造斜度、过渡斜度、铸造外圆角、内圆角：铸造斜度=1：10，过渡斜度=1：20，铸造外圆角=5，铸造内圆角=3。
3.5 键联接的选择和强度校核
3.5.1 高速轴键联接的选择和强度校核
高速轴采用蜗杆轴结构，因此无需采用键联接。
3.5.2 低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核
(1) 选用普通平键（A型）
按低速轴装蜗轮处的轴径d=80mm，以及轮毂长 =94mm，
查表，选用键22×80 GB1096—79。
(2) 强度校核
键材料选用45钢，查表知，键的工作长度mm，mm，按公式的挤压应力

小于，故键的联接的强度是足够的。
3.6 联轴器的选择和计算
3.6.1 高速轴输入端的联轴器
计算转矩，查表取，查表选用TL8型弹性套柱销联轴器，材料为35钢，许用转矩，许用转速r/min，标记：TL8联轴器42×114 GB4323—84。
选键，装联轴器处的轴径为42mm，选用键12×70 GB1096—79，
对键的强度进行校核，键同样采用45钢，有关性能指标见（六），键的工作长度mm，mm，按公式的挤压应力
＜，合格。所以高速级选用的联轴器为TL8联轴器42×114 GB4323—84，所用的联结键为12×70 GB1096—79。
3.6.2 低速轴输出端的联轴器
根据低速轴的结构尺寸以及转矩，选用联轴器TL11联轴器63×114 GB4323—84，所用的联结键为18×90 GB1096—79，经过校核计算，选用的键是符合联结的强度要求的，具体的计算过程与上面相同，所以省略。
3.7 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h1≥1个螺牙高，但油面不应高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心。

结 论
减速器的设计是一个较为复杂的过程，期间设计计算、绘制工程图、编制工艺等等，都是较为繁琐的事情。但随着科学技术的发展这些过程都变的简单化。为了适应现代市场的需求，就必须运用计算机辅助设计技术解决过去计算繁琐，绘图工作量大及工作效率低，更新速度慢的问题。
正是基于此，在本毕业设计中，主要零件的工艺设计在计算机辅助设计的条件下也显得一目了然。但这都要建立在我们熟练掌握这些软件的运用的基础上。本人设计二维图纸主要通过CAD完成。虽有欠缺之处，希望在今后的学习工作中来弥补自身的不足之处。
通过本设计我对各种减速器的结构和设计步骤有了一个大概的了解，对以前所学的专业知识作了一个很好的总结，设计中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的学习工作中来弥补。

参考文献
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