單級蝸桿減速器設計說明書解讀

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上機械設計課程設計說明書參數選擇：總傳動比：I=20 Z1=2 Z2=40卷筒直徑：D=530mm運輸帶有效拉力：F=3500N運輸帶速度：V=0.8m/s一、 傳動裝置總體設計：根據要求設計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機連軸器減速器連軸器帶式運輸機。 根據生產設計要求該蝸桿減速器采用蝸桿下置式，采用此布置結構，由于蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均采用圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷的復合作用，為防止軸外伸段箱內潤滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱內，在軸承蓋中裝有密封元件。 二、 電動機的選擇：可考慮采用Y

2、系列三相異步電動機。三相異步電動機的結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，啟動性能好等優(yōu)點。一般電動機的額定電壓為380V根據生產設計要求，該減速器卷筒直徑D=530mm。運輸帶的有效拉力F=3500N，帶速V=0.8m/s，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)工作，工作環(huán)境多塵，電源為三相交流電，電壓為380V。1、 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉扇冷式結構，電壓為380V，Y系列2、 傳動滾筒所需功率3、 傳動裝置效率：（根據參考文獻機械設計課程設計 席偉光 楊光 李波 主編 高等教育出版社 第34頁表3-4得各級效率如下）其中：蝸桿傳動效率1=0.70 滾動軸承效率（一對）2=0.98聯

3、軸器效率c=0.99 傳動滾筒效率cy=0.96 所以： =122c2cy =0.7×0.982×0.992×0.96 =0.633 電動機所需功率： Pr= Pw/ =2.8/0.633=4.4KW 傳動滾筒工作轉速： nw60×1000×v /( ×D)28.8r/min根據容量和轉速，根據參考文獻機械設計課程設計 席偉光 楊光 李波 主編 高等教育出版社第209頁表9-39可查得所需的電動機Y系列三相異步電動機技術數據，查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如下表: 方案電動機型號額定功率Ped kw電動機轉速 r/

4、min額定轉矩同步轉速滿載轉速1Y132S1-25.5300029002.02Y132S-45.5150014402.23Y132M2-65.510009602.04Y160M-85.57507202.0綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，可見第3方案比較適合。因此選定電動機機型號為Y132M2-6其主要性能查表9-40得相關數值如下表：中心高H外形尺寸L×（AC/2AD）×HD底角安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸身尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×G×D132515×（270/2210）×3152

5、16×1781238×8010×33×38四、運動參數計算：4.1蝸桿軸的輸入功率、轉速與轉矩P0 = Ped=5.5kw n0=960r/minT0=9.55 P0 / n0=54.7N .m4.2蝸輪軸的輸入功率、轉速與轉矩P1 = P0·01 = 5.5×0.99×0.99×0.7×0.992 =3.7 kw n= = =48 r/minT1= 9550 = 9550× N·m = 736.15N·m4.3傳動滾筒軸的輸入功率、轉速與轉矩P2 = P1·c&#

6、183;cy=3.7×0.99×0.99=3.63kwn2= = = 24 r/minT2= 9550 = 9550× = 1444N·m運動和動力參數計算結果整理于下表4-1： 表4-1類型功率P（kw）轉速n（r/min）轉矩T（N·m）蝸桿軸5.596054.7蝸輪軸3.748736.15傳動滾筒軸3.63241444五、蝸輪蝸桿的結構設計：參考機械設計 第八版濮良貴、紀名剛主編 高等教育出版社 第269-272頁1.選擇蝸桿傳動類型 根據GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿。2.選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大，故蝸桿選用4

7、5鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45-55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZcuSn10P1，金屬模鑄造。輪芯用HT100制造。3.按齒面接觸疲勞強度進行設計根據閉式蝸桿傳動設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由式（11-12），傳動中心距（1）確定作用在渦輪上的轉矩T2= N·mm（2）確定載荷系數K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數K=1；由表11-5選取使用系數KA=1.15；取動載荷系數Kv=1.05；則K=KAKKV=1.15*1*1.05=1.21（3）確定彈性影響系數ZE因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，故（4

8、）確定接觸系數Zp 先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值，從圖11-18中可查的Zp=2.9。（5）確定許用接觸應力H根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HBC，可從參考文獻機械設計第八版，濮良貴 紀名剛主編，第271頁表11-7中查得蝸輪的基本許用應力=268MPa 應力循環(huán)次數 N=60jn2Lh=60×48×12×300×6=6.22×107 壽命系數 KHN=0.7957 則 =KHN·=0.7957×268MPa=213MPa計算中心距 取中心距a=200mm

9、,因i=21,故從表11-2中取模數m=8mm，蝸桿分度圓直徑d1=80mm，這時d1/a=0.4，從圖11-18中可查得接觸系數< ZP，因此以上計算結果可用。4、蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 蝸桿 軸向齒距 Pa=m=25.133mm;直徑系數q=10;齒頂圓直徑da1=d+2ha*m=96mm;齒根圓直徑df1=60。8mm;分度圓導程角=;蝸桿軸向齒厚sa=12.5664mm. 蝸輪蝸輪齒數z2=41;變位系數x2=-0.5;驗算傳動比i=20.5,這時傳動比誤差為%，是允許的。蝸輪分度圓直徑 d2=mz2=8×41mm=328mm蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2

10、 =328+2×8=344mm蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2= 328-2×8×1.2=308.8mm蝸輪咽喉母圓半徑 rg2=a-da2=200-×344=28mm5、校核齒根彎曲疲勞強度 F=F當量齒數 zv2=根據x2=-0.5,zv2=43.48.由參考文獻機械設計第八版，濮良貴 紀名剛主編，第271頁圖11-19中查得齒形系數YFa2=2.87螺旋角系數 Y=1-許用彎曲應力 F=F·KFN由參考文獻機械設計第八版，濮良貴 紀名剛主編，第271頁圖11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力F=56MPa壽命

11、系數 KFN= F=56×0.632MPa=35.39MPa F=F彎曲強度是滿足的。6、驗算效率 =（0.950.96）已知= =；與相對滑動速度vs有關 Vs=求得 fv=0.015 =0.8594代入式中得 =0.88>0.8 大于原估計值，因此不用重算。7、精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f,標注為8f GB/T 100891988.六、蝸輪軸的結構尺寸設計 參考機械設計 第八版濮良貴、紀名剛主編 高等教育出版社 第377-383頁1.軸上的功率

12、、轉速和轉矩大小P2=3.7KW, n2=48r/min, T2=N*mm2.求作用在蝸輪上的力（取蝸輪n=20。，=10。）已知蝸輪上分度圓直徑d2=328mm 則 圓周力 徑向力 軸向力 3.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。表15-3，取A0=112，也是得 蝸桿軸dmin=A,軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d1。為了使所選的軸直徑d1聯軸器的孔相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca根據表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取KA=1.3，則： Tca=KAT=1.3×N·mm=N·mm按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公

13、稱轉矩的條件，根據根據參考文獻機械設計課程設計 席偉光 楊光 李波 主編 高等教育出版社 P198 表9-22，選用HL4型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為N·mm。聯軸器的孔徑d=48mm,故d1=48mm,半聯軸器長度L=112mm,聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm.4.軸的結構設計（1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足聯軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑d2=55mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=60mm.聯軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長度應比L略短一些，現

14、取l1=82mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d2=52mm, 根據參考文獻機械設計課程設計 席偉光 楊光 李波 主編 高等教育出版社 P182 表9-16初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30312，其尺寸為d×D×T×da=60mm×130mm×33.5mm×72mm,故d3=60mm;而l7=34mm，l3=34+8+16+4=62mm 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，因此，取d6= da =72mm。3）取安裝蝸輪處軸段直徑d4=65mm

15、，蝸輪左端與軸承間采用套筒定位。取蝸輪輪轂的寬度為80mm，故取l4=76mm，渦輪右端采用軸肩定位，取d5=88mm，l5=12mm4）軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與面的距離l=30mm,取l2=50mm。5）考慮到蝸輪與箱體有一定安全距離取30mm，滾動軸承距箱體內壁一段距離取8mm，則l6=38mm(3)軸上零件的周向定位軸的周向定位均采用平鍵連接。按d4由表6-1查的平鍵截面b×h=20mm×12mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm,同時為了保證聯軸器與軸配合有良好的

16、對中性，故選擇聯軸器與軸的配合為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為14mm*9mm*70mm，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.(4)確定軸上圓角和倒角尺寸 由參考文獻機械設計第八版，濮良貴 紀名剛主編，第380頁表15-2，取軸端倒角為2×45。5、校核危險截面的強度首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖，再根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30312型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=29mm。6.按彎矩扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭

17、矩的截面即危險截面C的強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由表15-1查的-1=60MPa。因此ca-1，故安全。7.精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面經分析安裝蝸輪處軸徑左端面處引起的應力集中最嚴重；因而該軸只需校核該截面左右兩側即可。（2）截面左側抗彎截面系數 W=0.1d3=0.1*603mm3=21600mm3 抗扭截面系數 WT=0.2d3=0.2*603mm3=43200mm3 截面左側彎矩 M=*（69-36）/69N*mm=91473N*mm 截面上的扭矩 T3=N

18、*mm 截面上的彎曲應力 b=M/W=91473/21600Mpa=4.23MPa 截面上的扭轉切應力 T= T3/ WT=/43200Mpa=17.04MPa 由表15-1查的B=640MPa,-1=275MPa,-1=155MPa。 截面上由于軸肩而形成的集中系數及按附表3-2查取。因r/d=2.0/60=0.033,D/d=65/60=1.08,經插值后可查得 =2.0， =1.31又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為 =0.92軸味精表面強化處理，即q=1，則按式3-12及3-12a得綜合系數為又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數取 =0.1 =0.05于是，計

19、算安全系數Sca值，按式（15-6）（15-8）則得»S=1.5故可知其安全。（3）截面右側抗彎截面系數 W=0.1d3=0.1*653mm3=27462.5mm3 抗扭截面系數 WT=0.2d3=0.2*653mm3=54925mm3 截面左側彎矩 M=*（69-36）/69N*mm=91473N*mm 截面上的扭矩 T3=N*mm 截面上的彎曲應力 b=M/W=91473/27462.5Mpa=3.33MPa 截面上的扭轉切應力 T= T3/ WT=/54925Mpa=13.4MPa 由表15-1查的B=640MPa,-1=275MPa,-1=155MPa。 截面上由于軸肩而形成

20、的集中系數及按附表3-2查取。因r/d=2.0/65=0.031,D/d=65/60=1.08,經插值后可查得 =2.0， =1.31又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為 =0.92軸味精表面強化處理，即q=1，則按式3-12及3-12a得綜合系數為又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數取 =0.1 =0.05于是，計算安全系數Sca值，按式（15-6）（15-8）則得»S=1.5故該軸在截面右側的強度也是足夠的。七、蝸桿的結構尺寸設計1.軸上的功率、轉速和轉矩大小P2=5.5KW, n2=960r/min, T2=54700N*mm2.求作用在蝸桿上的力已知蝸

21、輪上受力，而蝸桿與蝸輪接觸，根據作用力與反作用力知蝸桿上受力情況： 圓周力 Ft1=Fa2=791N徑向力 Fr1=Fr2=1659N軸向力 Fa1=Ft2=4488N3.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。表15-3，取A0=112，也是得 蝸桿軸dmin=A,軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d1。為了使所選的軸直徑d1聯軸器的孔相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca根據表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取KA=1.3，則： Tca=KAT=1.3×54700N·mm=71110N·mm按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉

22、矩的條件，而且，電動機的功率為5.5KW，滿載轉速為960r/min，電動機軸徑d0=38mm，故根據根據參考文獻機械設計課程設計 席偉光 楊光 李波 主編 高等教育出版社 P198 表9-22，選用HL3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為N·mm。聯軸器的孔徑d=38mm,故d1=38mm,半聯軸器長度L=112mm,聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=83mm.4.軸的結構設計（1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足聯軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑d2=45mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=48mm.聯軸器與軸配合的轂孔長度L=84

23、mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長度應比L略短一些，現取l1=80mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d2=50mm,根據參考文獻機械設計課程設計 席偉光 楊光 李波 主編 高等教育出版社 P182 表9-16初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為d×D×T×da=50mm×110mm×29.25mm×60mm,故d4=50mm，d5=60mm.3）考慮嚙合可靠性，安裝安全性等因素，取l2=50mm,l3

24、=l9=20mm,l4=l6=l8=l10=50mm,l7=120mm (3)軸上零件的周向定位軸的周向定位采用平鍵連接。按d4由表6-1查的平鍵截面b×h=10mm×8mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm,半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.(4)確定軸上圓角和倒角尺寸 由參考文獻機械設計第八版，濮良貴 紀名剛主編，第380頁表15-2，取軸端倒角為2×45。5、校核危險截面的強度首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖，再根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。

25、對于30310型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=23mm。6.按彎矩扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險截面B的強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由表15-1查的-1=60MPa。因此ca-1，故安全。八、減速器箱體的結構設計參照參考文獻機械設計課程設計席偉光、楊光、李波主編，高等教育出版社 第58頁 表4-17可計算得，箱體的結構尺寸如表8.1：注：減速器箱體采用HT200鑄造，必須進行去應力處理。設計內容計 算 公 式計算結果箱座壁厚度=

26、0.04×200+3=11mma為蝸輪蝸桿中心距取=12mm箱蓋壁厚度1=0.85×12=10mm取1=10mm機座凸緣厚度bb=1.5=1.5×12=18mmb=18mm機蓋凸緣厚度b1b1=1.51=1.5×10=15mmb1=18mm機蓋凸緣厚度PP=2.5=2.5×12=30mmP=30mm通孔直徑dfdf=0.036a+12=19.2mmdf=20mm地腳螺釘直徑dØdØ=20mmdØ=20mm地腳沉頭座直徑D0D0=45mmD0=45mm地腳螺釘數目n取n=4個取n=4底腳凸緣尺寸（扳手空間）L1=25

27、mmL1=25mmL2=23mmL2=23mm軸承旁連接螺栓直徑d1d1= 12mmd1=12mm軸承旁連接螺栓通孔直徑d1d1=13.5d1=13.5軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D0D0=26mmD0=26mm剖分面凸緣尺寸（扳手空間）C1=20mmC1=20mmC2=16mmC2=16mm上下箱連接螺栓直徑d2d2 =12mmd2=12mm上下箱連接螺栓通孔直徑d2d2=13.5mmd2=13.5mm上下箱連接螺栓沉頭座直徑D0=26mmD0=26mm箱緣尺寸（扳手空間）C1=20mmC1=20mmC2=16mmC2=16mm軸承蓋螺釘直徑和數目n,d3n=4, d3=10mmn=4d3=10

28、mm檢查孔蓋螺釘直徑d4d4=0.4d=8mmd4=8mm圓錐定位銷直徑d5d5= 0.8 d2=9mmd5=9mm減速器中心高HH=340mmH=340mm軸承旁凸臺半徑RR=C2=16mmR1=16mm軸承旁凸臺高度h由低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。取50mm軸承端蓋外徑D2D2=軸承孔直徑+(55.5) d3取D2=180mm箱體外壁至軸承座端面距離KK= C1+ C2+(810)=44mmK=54mm軸承旁連接螺栓的距離S以Md1螺栓和Md3螺釘互不干涉為準盡量靠近一般取S=D2S=180蝸輪軸承座長度（箱體內壁至軸承座外端面的距離）L1=K+=56mmL1=56mm蝸輪外

29、圓與箱體內壁之間的距離=15mm取=15mm蝸輪端面與箱體內壁之間的距離=12mm取=12mm蝸桿頂圓與箱座內壁的距離=40mm軸承端面至箱體內壁的距離=4mm箱底的厚度20mm軸承蓋凸緣厚度e=1.2 d3=12mm箱蓋高度220mm箱蓋長度（不包括凸臺）440mm蝸桿中心線與箱底的距離115mm箱座的長度（不包括凸臺）444mm裝蝸桿軸部分的長度460mm箱體寬度180mm箱底座寬度304mm蝸桿軸承座孔外伸長度8mm蝸桿軸承座長度81mm蝸桿軸承座內端面與箱體內壁距離61mm九、減速器其他零件的選擇經箱體、蝸桿與蝸輪、蝸輪軸以及標準鍵、軸承、密封圈、擋油盤、聯軸器、定位銷的組合設計，經校

30、核確定以下零件： 表9-1鍵 單位：mm安裝位置類型bhLt蝸桿軸、聯軸器GB1096-90鍵10×8108705蝸輪與蝸輪軸GB1096-90鍵20×122012637.5蝸輪軸、聯軸器GB1096-90鍵14×9149705.5表9-2圓錐滾動軸承 單位：mm安裝位置軸承型號外 形 尺 寸dDTBC蝸 桿GB297-847312（30312）6013033.53126蝸輪軸GB/T297-94302168014028.252622 表9-3密封圈（GB9877.1-88） 單位：mm安裝位置類型軸徑d基本外徑D基本寬度蝸桿B55×80×855808蝸輪軸B75×100×107510010表9-4彈簧墊圈（GB93-87