1、机械设计毕业设计滁州职业技术学院毕 业 设 计题目单级蜗轮蜗杆减速器系别机电工程系专业机电一体化技术班级机电0908姓名学号指导教师日期设计任务书设计题目:蜗杆减速器及相关传动设计要求：减速器在常温下连续工作、单向运动；空载起动，工作时有中等冲击；工作速度 V的允许误差为+5%单班制(每班工作8h),要求减速器设计寿命8年，大修期为3年，小批 量生产；三相交流电源的电压为 380/220V设锚链最大有效拉力为F(N) F=2500N,锚链工作速度为v(m/s) v=0.7m/s,锚链滚筒直径为d(mm), d=300mm设计进度要求：第一周：选择题目以及查阅资料，为毕业设计做准备。第二周：查阅
2、资料了解蜗轮蜗杆减速器。第三周：做设计书，按照老师要求，做好封皮、目录、摘要以及感谢。第四周：做目录一三的内容第五周：做目录四一一六的内容第六周：做目录七 九的内容第七周：做目录十一一十一的内容第八周：绘制装配图指导教师(签名)： 摘 要减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电动机一一联轴器一一减速器一一联轴器一一滚筒），本人是在指导老师指导下完成 的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择， 运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校 核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，
3、减速器的润滑等。设计参数的确定 和方案的选择通过查询有关资料所得。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/CA M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CADS形。关键词：减速器，设计，绘图目 录 III.一传动系统方案的选择 4.2运动学和动力学的计算 5.2.1电动机的选择 5.2.2传动装置的运动和动力参数计算 .6.2.3运动和动力参数的计算结果列于下表 63传动件的设计计算 &3.1蜗杆副的设计计算 8.3.2计算蜗杆传
4、动等其他几何尺寸 .9.四蜗杆副上作用力的计算 1.14.1设计参数 .1.14.2蜗杆上的作用力 1.14.3蜗轮上的作用力 1.1五 减速器箱体的主要结构尺寸 125.1箱体的尺寸 .126、蜗杆轴的设计计算 156.1轴的详细计算 156.2结构设计 .15七键连接的设计 .19八 轴、滚动轴承及键连接校核计算 208.1轴的强度校核 208.2校核轴的强度 2.18.3蜗杆轴的挠度校核 218.4校核键连接强度 22九低速轴的设计与计算 239.1轴的详细设计 239.2结构设计 23十键连接的设计 27十一润滑油的选择 28十二附件设计 29十三减速器附件的选择 31致 谢 33参考
5、文献 34传动系统方案的选择锚链输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入单级蜗杆减速器3,再通过联轴器4,将动力传至输送锚机滚筒5,带动锚链6工作。锚链输如 动裁简图1 电动机；2 綁器；3 单级蜗杆耳納器；4 細器；5 就1滚竈6 链二运动学和动力学的计算2.1电动机的选择2.1.1按工作要求和条件选用丫系列三相异步电动机2.1.2传动滚筒所需功率Pw =Fv/(1000 n W)=250(X 0.7/ (1000X 0.96 ) =1.82KW锚链工作速度v的允许误差为+5%所以传动功率的范围为Pw =PW_+0.05 Pw=( 1.7291.911 ) KW2.1.3传动装置效
6、率双头蜗杆传动效率 n蜗=0.78滚动轴承效率(每对) n轴=0.99联轴器效率 n联=0.99传动滚筒效率 n W=0.96所以：n=n 轴 3?n 联 2? n W? n 蜗=0.993 0.992X 0.96X 0.78 =0.712电动机所需功率：Pd= Pw/n =1.82/0.712=2.453KW滚筒工作转速：nw =60X 100CX 丄=60X100CX 07 =44.59r/min二D 二 300蜗杆头数为2的传动比i的范围为14100,电动机转速的可选范围为：nd=i ?nw=(1427X 44.59= (624.261203.95r/min根据计算出的电动机容量和转速，
7、查得所需的电动机丫系列三相异步电动机相应的技术参数及传动比的比较情况如下表所示：万案电动机型号额定功率Ped kw电动机转速r/min总传动比同步转速满载转速1Y132M-8375071015.922Y132S-63100096021.533Y100L2-431500143032.07综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量和减速器的传动比，可见第2方案比较 适合。因此选定电动机机型号为 Y132S-6其主要性能如下表： 位：mm中心高H外形尺寸底角安装 尺寸AX B地脚螺栓孔直径K轴身尺 寸DX E装键部位尺寸FX GX DLX (AC/2 + AD XHD132475 X 345 X 315
8、216X 1401238 X 8010X 33X 382.2传动装置的运动和动力参数计算1）各轴的转速no=960 r/mi nno=960 r/mi nn1=n0=960 r/minn1=960 r/mi nn2= n1/i=960/21.53=44.59 r/mi nn2=44.59r/minnw=n2=44.59 r/mi nnw=44.59r/min2）各轴的输入功率P 1 =Pd n 联=2.453 X 0.99=2.428KWR =2.428KWR =P1 n 轴 n 蜗=2.428 X 0.99 X 0.78=1.875KWF2 =1.875KWPw=P2 n 轴 n 联=1.8
9、75 X 0.99 X 0.99=1.838KWPw=1.838KW3）各轴的输入转矩T 0 =9550Pd/n0=9550 X 2.453 /960=24.400N ?mTo =24.400N?mT1 =9550P1/n仁9550 X 2.428 /960=24.157N ?mT1 =24.157N?mT2 =9550P2 /n2=9550 X 1.875/44.59=401.618N ?mT2=401.618N?mTW=9550Wh w=9550X 1.838 /44.59=393.623N ?mTw=393.623N?m2.3运动和动力参数的计算结果列于下表参数电动机轴I轴U轴滚筒轴转速
10、 n (r/min)96096044.5944.59输入功率P/KW2.4352.4281.8751.838输入转矩T(N?24.40024.157401.618393.623m)传动比50三传动件的设计计算3.1蜗杆副的设计计算3.1.1选择材料蜗杆：45钢，表面淬火45-55HRC蜗轮：10-3铝青铜ZCuAI10Fe3,金属模铸造，假设相对滑动速度 vs6m/s3.1.2确定许用应力许用接触应力 (T H=120MPa许用弯曲应力 (T F=90MPa3.1.3参数的选择蜗杆头数Z1=2蜗轮齿数Z2=i ?Z21.53 X 2=43.06 则 乙取 44使用系数KA=1.1综合弹性系数Z
11、e=160接触系数Zp取 d1/a=0.4 由图 12-11 得，Zp =2.83.1.4确定中心距aiKaT2(ZeZp) 3-1.V： 40161 183.29mm” 120)取整：a=185mmd1 ： O.68a0.875 =0.68 185。875 =65.5若取 m=8,d1=80mm 则 m2d1 = 5120mm3 d2=mZ=44X 8=352mm则中心距a为1 1a (d1 d2) (80 352) =216mm2 23.1.5验算蜗轮圆周速度V2 、相对滑动速度 V、及传动总效率n1)蜗轮圆周速度V22）导程角由 tan =哩= -arcta=11.31d1 d13)相对
12、滑动速度vs与初选值相符，选用材料合适4）传动总效率n当量摩擦角 $=2.29原估计效率0.712与总效率相差较大，需要重新验算3.1.6 复核 m2d19KT2 ( Ze )2 =3319.15 ： mZ2H所以原设计合理3.1.7验算蜗轮抗弯强度蜗轮齿根抗弯强度验算公式为1.53 1.1 40161880 352 8 cos11.31所以强度足够3.2计算蜗杆传动等其他几何尺寸321蜗杆相关几何尺寸分度圆直径dr = mq = 80mm齿顶咼ha1 = m 二 8mm全齿高h 二 2ha m c = 2 1 8 0.2 8 = 17.6mm齿顶圆直径da1 =m(q 2) =8 (10 2
13、) 96mm齿根圆直径df1 =m(q-2.4)=8 (10 - 2.4) = 60.8mm蜗杆螺旋部分长度b, _(11 0.06z2)m = (11 0.06 44) 8 =109.12 (因为当m 810箱盖凸缘厚度bi1.5 S i15箱座凸缘厚度b1.5 S18箱座底凸缘厚度b22.5 S30地角螺钉直径df0.036 a +12M20地角螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径di0.75 d fM16盖与座连接螺栓直径d2(0.50.6) d fM10连接螺栓Md2的间距l150200170轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5) d fM8视孔盖螺钉直径d4(0.30.64) d fM6定
14、位销直径d(0.70.8) d 2M8Mdf、Md1 Md至外箱壁距离Ci见表4-326,22,16Mdf、Md1 Md至凸缘边缘距C2见表4-324,20,14离轴承旁凸台半径R1C214凸台高度h根据低速轴轴承座外径确定外箱壁至轴承座端面距离11G+C2+(51O)5560箱盖、箱座肋骨m、m0.85 S 1、0.85 S8.5、10.2轴承端盖外径D2D+(55.5),D-轴承外径(125)130轴承旁螺栓距离ss D2130代号名称代号名称 1齿顶圆至箱体内壁距离 7箱底至箱底内壁的距离 2齿轮端面至箱体内壁距离H减速器中心高轴承端面至箱体内壁距离 3轴承用脂润滑时L1箱体内壁至轴承座
15、孔外端面的距离轴承用油润滑时 4旋转零件间的轴向距离L2箱体内壁轴向间距 5齿轮顶圆至周彪面的距离L3轴承座孔外端面间距 6大齿轮顶圆至箱体底面内壁e轴承端盖凸缘厚度间距名称 符号尺寸关系 尺寸大小箱座壁厚 S0.04 a +3812箱盖壁厚 S1S 1=0.085 S810箱盖凸缘厚度 b11.5 S 115箱座凸缘厚度 b1.5 S18箱座底凸缘厚度b22.5 S30地角螺钉直径df0.036 a +12M20地角螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径di0.75 d fM16盖与座连接螺栓直径d2(0.50.6) d fM10连接螺栓Md2的间距l150200170轴承端盖螺钉直径d3(0.4
16、0.5) d fM8视孔盖螺钉直径d4(0.30.64) dfM6定位销直径d(0.70.8) d 2M8Mdf、Md1 Md至外箱壁距C见表4-326,22,16离Mdf、Md1 Md至凸缘边缘C2见表4-324,20,14距离轴承旁凸台半径RC214凸台高度h根据低速轴轴承座外径确定外箱壁至轴承座端面距11C+C+(510)5560离箱盖、箱座肋骨m、m2m心 0.85 S 1、0.85 S8.5、10.2轴承端盖外径D2D+(55.5)D-轴承外径(125)130轴承旁螺栓距离ss D21306、蜗杆轴的设计计算6.1轴的详细计算6.1.1 参数Pi=2.428KWni=960r/mi
17、nTi=24.157N?m d=80mm d f1 = 60.8mm b| = 130mm 6.1.2材料的选择因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用的 45号钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此蜗杆表面采用淬火处理。6.1.3初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故轴径可由下 式求得：9.55 疋106 fP fPd V 3一 ZC3 mm = 16.08mm 0.2 n tn45钢的C值为118107,故取1186.2结构设计6.2.1轴承部件结构设计蜗杆的速度为二d1 m 二 3.14 80 96060 1000 60 1000当蜗杆圆周速度
18、v三45m/s时，采用蜗杆下置式当蜗杆圆周速度v 45m/s时，采用蜗杆上置式蜗杆下置时，润滑和冷却的条件比较好；结构采用蜗轮在上、蜗杆在下的结构。为了方便蜗轮轴安装及调整，采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结构， 对于蜗杆轴，可按轴上零件的安装顺序进行设计。622各轴段的设计1)轴段的设计因为该段轴上安装联轴器，故此段设计与联轴器同步设计。为了补偿误差， 故采用弹性联轴器， 工作情况系数KA为2.3Tc 二 如 =2.3 24.157 =55.56N2)联轴器类型的确定及轴段的设计电动机的轴伸尺寸DX E=38X 80所以联轴器取型号为LT6弹性套住销联轴器，其公称转矩为 250N- m,许用
19、转速为3800r/min (钢)，轴孔直径范围为3242mm毂孔直径取38mm轴孔长 度去60mm J型轴孔，联轴器从动端代号为 LT6 38 X 60 GB/T4323-2002。则相应的轴段直径为di=38mm轴段长度略小于轮毂直径，故取 L仁58mm3)轴段的直径轴肩高度为h =(0.07 0.1)d, = (0.07 0.1) 80 = 2.66 3.8mm故，轴段的直径为d2 = d! 2 (2.66 3.8) = 63.32 65.6mm该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为 65 F2/T902010-91, 则d2=65mm4)轴段及轴段的设计因为轴段及轴段上安装轴承，考虑其受
20、力情况，所以选用圆锥滚子轴承， 轴段上安装轴承，现取轴承为 30214,轴承内径 d=70mm外径 D=125mnB=24mmT=26.25，内圈定位轴肩直径da=79mm外圈定位轴肩直径 Da=110m，a 25.8mm蜗杆采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取 3=4mm蜗杆浸油深度为(0.751)0 : (0.75 1) 17.6 ： (13.217.6)mm蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为(D -da1)/2 二(125-96)/2 =14.5mm故取 d3=70mm,即 d3=d7=70mr，i l3=l7=B=24mm5)轴段的长度设计因为轴段的长度除与轴上的零件有关外
21、，还与轴承座宽度及轴承端盖等零 件的尺寸有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离 =12mm(可以确定出轴承座内 伸部分端面的位置和向力内壁的位置)由减速器箱体的主要结构尺寸可查轴承旁连接螺栓直径、箱体凸缘连接螺栓 直径和地脚螺栓直径。轴承端盖连接螺栓直径 M8取螺栓GB/T5782 M8X 35,故 轴承端盖厚e=1.2 x d端螺=1.2 x 8mm=9.6mp取 e=10mm调整垫片厚度 t=2mm 联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离 K仁16mm轴承座外伸凸台高 t =5mm 轴承座长度为L 55mm则：L2=K1+e+A t+L - 3- L 3=16+10+2+55-4-24=57mm6)
22、轴段和轴段的设计该轴段直径可以取轴承定位轴肩的直径：d 4=d6=79mm轴段和的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与内壁距离A 1=15mn和蜗杆宽b=130mm及壁厚、凸台高、轴承座长等确定：L4=L6= - + A 1 + S + A t -L + A 3- 1 =106mm2 27)轴段的设计轴段即为蜗杆段长Ls=b1=130mm分度圆直径为80mm齿根圆直径 df1 =60.8mm8)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 a=25.8m,贝U可得轴的支点及受力点间的距离为h = L2 L3 _T a =(30 57 24 _ 26.25 25.8) =110.55mm
23、2L5I2 =13 =T -a L4 5 =(26.25 -25.8 106 65)mm = 171.45mm29）蜗杆的基本尺寸 单位：mmd1I1d2I2d3I3d4I438586557702479106d5l5d6l6d7I79613079106702410）画出轴的结构及相应尺寸七键连接的设计联轴器与轴段间采用A型普通平键连接， 键的类型为：GB/T 1096 键 10 X 8X 32八轴、滚动轴承及键连接校核计算8.1轴的强度校核8.1.1求出水平面的支承反力8.1.2求出垂直面的支承反力RavF3 Fad/J830.55 .45 逊.92 8/2 =681.466N 丨2 丨3 1
24、71.45 171.45Rbv =Fr1 -Rav =830.55-681.466 = 149.084N8.1.3轴承A的总支承反力、301.9622 681.4662 = 745.371N轴承B的总支承反力Rb = Rbh2 Rbv2 二.301.9622 149.084 336.760N8.1.4绘弯矩图1）绘垂直面的弯矩图M1V = RAVI2 =681.466 171.45 = 116837.35N mm2）绘水平面的弯矩图M1H =RhI2 =301.962 171.45 = 51771.47N *mm3） 蜗杆受力点截面右侧为M1V RBVl3 =149.084 171.45 = 25560.45N *mm4） 合成弯矩蜗杆受力点截面左侧为M1=M1H2 M1V2 ；5177.472 116837.352 F27793.78N *mm蜗杆受力点截面右侧为M1 . M1H2 M1V2 = 5177.472 25560.452 = 57737.52N mm5）画转矩图Ti=24157N mm8.2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最大弯曲应力为扭剪应力为T1 24157 0.548MPaWt
