单级蜗杆减速器

0p湖南科技大学课程设计报告

课程设计名称：单级蜗杆减速器

学生姓名：涂皓

学院：机电工程学院

专业及班级：07级机械设计及其自动化1班

学号：0703010109

指导教师：胡忠举

2010 年6月17日

摘要

课程设计是机械设计课程重要的综合性与实践性相结合的教学环节，基本目的在于综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和加深所学的知识，同时通过实践，增强创新意思和竞争意识，培养分析问题和解决问题的能力。通过课程设计，绘图以及运用技术标准，规范，设计手册等相关资料，进行全面的机械设计基本技能训练。

减速器是在当代社会有这举足轻重的地位，应用范围极其广泛，因此，减速器的高质量设计，可以体现出当代大学生对社会环境的适应及挑战，从整体设计到装配图和零件图的绘制，都可以让参与设计的同学深深领悟到机器在如今社会的重要作用

目录

一、摘要

二、传动装置总体设计

1、传动机构整体设计

2、电动机的选择

3、传动比的确定

4、计算传动装置的运动参数

三、传动零件的设计

1、减速器传动设计计算

2、验算效率

3、精度等级公差和表面粗糙度的确定

四、轴及轴承装置设计

1、输出轴上的功率、转速和转矩

2、蜗杆轴的设计

3、涡轮轴的设计

4、滚动轴承的选择

5、键连接及联轴器的选择

五、机座箱体结构尺寸及附件

1、箱体的结构尺寸

2、减速器的附件

六、蜗杆减速器的润滑

1、蜗杆的润滑

2、滚动轴承的润滑

七、蜗杆传动的热平衡计算

1、热平衡的验算

八、设计体会

参考文献

一、传动装置总体设计

1、传动机构整体设计

根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机。(如图右图所示) 根据生产

设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V ≤4——5m/s ，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见（如图下图所示），采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异

物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。

该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。

总传动比：i=27 Z 1=2 Z 2=54

为了确定传动方案先初选卷筒直径：D=380mm 运输带速度：V=1m/s 卷筒转速w n =60×1000v/(πD)= 60×1000×1/(π×380)r/min=50.28 r/min 而i=27 ，并且w n =2n ，

所以有1n =i 2n =27×50.28=1357.6 r/min 选择同步转速为1500r ，满载转速为1440r/min 的电动机。

w n =2n =

1

n i

=53.33r/min 由w n =60×1000v/(πD)可得D ≈345mm

2、选择电动机

（1）选择电动机类型

按已知工作要求和条件选用Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机. （2）选择电动机容量

工作机要求的电动机输出功率为： w

d p p n

= 其中 1000w w Fv

p n =

则 1000d w Fv

p n n

=

由电动机至运输带的传动总效率为：

23

12345w n n n n n n n =

式中，查机械设计手册可得 联轴器效率 1n =0.99 滚动轴承效率2n =0.98 双头蜗杆效率3n =0.8 转油润滑效率4n =0.96 卷筒效率 5n =0.96 则

w n n =68.0%

初选运输带有效拉力：F=5280N 从而可得：d P =7.45kw ＜7.5kw

电动机型号表一

（3）确定电动机转速

有前面可知电机的满载转速为1440r/min 从而可以选取Y132S2-4 以下是其详细参数

3、 传动比的确定

由前面可知总传动比 i 总=i=27

4、计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速

蜗杆轴 n 1=1440r/min

齿轮轴 n 2=1440/26=53.33 r/min 卷筒轴 n 3= n 2=53.33r/min

（2）各轴的输入功率

蜗杆轴 p 1= 12d P n n =7.23kw 齿轮轴 p 2=p 1234n n n =5.44kw 卷筒轴 p 3=p 2 12n n =5.28kw (3) 各轴的转矩

电机输出转矩 d T =9550

d

w

P n =9550×7.45/1440Nm=49.4Nm

蜗杆输入转矩 1T =d T 12n n =49.4×0.99×0.98 Nm =47.94Nm

蜗轮输入转矩 2T =1T i 234n n n =47.94×26×0.98×0.8×0.96Nm =938.1 Nm 卷筒输入转矩 3T =2T 12n n =938.1×0.99×0.98 Nm=910.2Nm 将以上算得的运动和动力参数列于表2-2

三、传动零件的设计

1、减速器传动设计计算

（1）选择蜗杆传动类型

根据GB/T 10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI ）。

（2）选择材料

蜗杆：根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用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 。 因而蜗轮用铸锡磷青铜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45号钢制造。

(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。由手册知传动中心距

a ①确定作用在涡轮上的转距 由前面可知2T =938.1 Nm ②确定载荷系数K

因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K β=1; 由机械设计手册取使用系数A K =1.15

由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数V K =1.2; K=K βA K V K =1.38 ③确定弹性影响系数E Z

因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故E Z =16012a

MP ④确定接触系数Z ρ

假设蜗杆分度圆直径d 和传动中心距a 的比值d/a =0.32,从而可查得Z ρ=3.1

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,可从手册中查得蜗轮的基本许用应力[]H σ=268a MP 应力循环次数 N=60j 2h n L =60×1×

144026

×50000=1.66×8

10

寿命系数 HN K = 则

[]H σ=HN K []'

H σ=0.704×268a MP =188.6

⑥计算中心距

a

取中心距a=250mm,i=27,完全满足要求，取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=80mm 。这时

d1/a=0.32，因此以上计算结果可用。

⑷蜗杆与蜗轮主要几何参数 ①蜗杆

轴向齿距 pa=zm=25.12mm 直径系数 q=d1/m=10

齿顶圆直径 da1=d1+2*

a h m=80+2×1×5mm=96mm

齿根圆直径 df1=d1-1f h = d1-2 m (*

a h +*

c )=80-2×8×(1+0.2)mm=60.8mm 导程角 γ=0

1118’31’’

蜗杆轴向齿厚Sa=0.5πm=0.5×3.14×8mm=12.56mm ②蜗轮

蜗轮齿数 2Z =52

变位系数 2x = +0.25

验证传动比 i=2Z /2x =52/2=26(允许) 分度圆直径 2d =m 2Z =8×52mm =416mm

齿顶圆直径 da2=2d +2ha2=416+2×8×1.25mm=436mm 齿根圆直径 df2=2d -2f h =416-2×8×1mm=400mm 蜗轮咽喉母圆半径Yg2=a-0.5da2=250-218mm=32mm

⑸校核齿根弯曲疲劳强度

[]2

2121.53F Fa F KT Y Y d d m

βσσ=

≤

当量齿数 ()

2233052

cos cos11.31r Z Z γ=

==55.15 由2x = +0.25，2r Z =55.15，查机械设计手册可得齿形系数2Fa Y =2.2

螺旋角系数 Y β=1-0

140γ

=1-0

011.31140=0.9192 许用弯曲应力 F σ=[]'

F σ

从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力

[]'

F σ=56a MP

寿命系数

FN

K = []F σ= FN K []'

F σ=0.590×56a MP =33.0a MP

弯曲强度是满足的。

2、验算效率η

tan (0.950.96)

tan()

v γ

ηγ=→+?

已知γ=0

1118’31’’= 011.31，arctan v v f ?=；v f 与相对滑动速度s v 有关

s v =

11

601000cos11.31

d n π??=6.15m/s

查表可得 v f =0.025，v ?= 0

1.2

代入式中可得η=90.1% 大于原估计值，因此不用重算。

3、精度等级工查核表面粗糙度的确定

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/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8经济精度，侧隙种类为f ，标注为8f,GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。

四、 轴及轴承装置的设计

图4-1

1、求输出轴上的功率P,转速和转矩

由前面可知：

（1）蜗杆轴的输入功率、转速与转矩

P 1 = P r =7.28kw n 1=1440r/min T 1=47.94N .m

（2）蜗轮轴的输入功率、转速与转矩

P2 =5.4kw

n2=55.38r/min

T2=938.1N·m

（3）传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩

P3 =5.28kw

n3=55.38r/min

T3=910.2N·m

2、蜗杆轴（1轴）的设计

（1）选择轴的材料及热处理

选用45钢调质

（2）初定跨距

轴的布置如图4-1

图4.2

初取轴承宽度分别为n1=n2=30mm 。

为提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按L1=(0.9~1.1)da2 公式计算L1=(0.9~1.1)416=（392.4~479.6）mm

取L1=400mm

蜗杆两端滚动轴承对称布置，取s1=k1=200mm

（3）轴的受力分析

1b =(11+0.082z )m=(11+0.08×52)×8mm=121.28mm 取1b =124mm 1d =80mm

1312247.94

1198.58010

t T F N d -?=

==? 0

tan tan 201198.52224.3sin sin11.31n r t F F N αγ==?= 0cot 1198.5cot11.3110180.9a t F F N γ==?=

轴的受力分析图

图4.3 X-Y 平面受力分析

图4.4

X-Z 平面受力图：

图4.5

其中Ma=

110180.980

40723622

a F d N mm N mm ?== 水平面弯矩Nmm M Y X /-

图4.6

垂直面弯矩Nmm M Z X /-

图4.7

合成弯矩Nmm M M M Z X Y X /2

2--+=

=231153N ·mm

图4.8 当量弯矩T/N ·mm

图4.9

(4)轴的初步设计

第三强度理论为ca σ=α，则计

算应力为：

ca σ=对于直径为d 的圆轴，弯曲应力为:

M W

σ=

扭转切应力：

2T T W W

ττ=

= 从而可得：

ca σ==

由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处

理，查表可得:

[]1σ-=60Mpa

因此有：

[]1ca σσ-=≤

式中：ca σ——轴的计算应力，MPa; M ——轴所受的弯矩，N ·mm; T ——轴所受的扭矩，N ·mm; W ——轴的抗弯曲截面系数，3

mm

[]1σ-——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa

查表得圆轴W 的计算式为：

3

32

d W π=

联立以上两式可得：

d ≥ 代入数值可得d ≧33.3mm,取轴的直径为60mm 。 （5）轴的结构设计

先初步估算轴的最小直径。由于轴的材料为45号钢，调制处理，查表初取0A =112,

于是有：

min 11219.22d A mm === 蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径I d -∏,轴通过联轴器是与电动机轴相连的。按经验公式，减速器输入轴的轴端直径de

de=(0.8~1.2)dm 式中：

dm ——电动机轴直径，mm;

由于前面已经确定了电动机为Y132S2-4，直径dm=38k5,从而可得de=30.4~45.6mm ，参考联轴器标准轴孔直径，联减速器蜗杆轴的轴端直径de=38mm 根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查相关资料，初定各轴段的直径及长度。其中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 减速器蜗杆轴的结构见图4.10

图4.10

3、蜗轮轴（2轴）的设计

（1）选择轴的材料及热处理 选用45钢调质 （2）初定跨距 轴的布置如图4-11

图4.11

初取轴承宽度分别为n 3=n 4=15mm 。

为提高蜗轮轴的刚度，应尽量缩小支承跨距,蜗轮轴（2轴）跨距: S 2=k 2=da1+（25~35）=96+（25~35）mm=（121~131）mm 式中da1是蜗杆的齿顶圆。 取 L 2=252mm

蜗杆两端滚动轴承对称布置，从而有s 1=k 1=126mm （3）轴的受力分析

2222938100

4510.1416

t T F N d ?=

==

00

4510.1

4894.6cos cos cos11.31cos 20

t r F F N βα=

== 0tan 4510.1tan11.31902.3a t F F N β==?=

轴的受力简图如图4-12所示。图中

图4.12

X-Y 平面受力分析

图4.13 X-Z 平面受力图：

图4.14

其中Ma=

2902.03416

187622.2422

a F d N mm N mm ?== 水平面弯矩Nmm M Y X /-

图4.15

垂直面弯矩Nmm M Z X /-

图4.16

合成弯矩Nmm M M M Z X Y X /22--+=

=231153N ·mm

图4.17

当量弯矩T/N ·mm

图4.18

(4)轴的初步设计

第三强度理论为ca σ=α，则计

算应力为：

ca σ=对于直径为d 的圆轴，弯曲应力为:

M W

σ=

扭转切应力：

2T T W W

ττ=

= 从而可得：

ca σ==

由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处

理，查表可得:

[]1σ-=60Mpa

因此有：

[]1ca σσ-=≤

式中：ca σ——轴的计算应力，MPa; M ——轴所受的弯矩，N ·mm; T ——轴所受的扭矩，N ·mm; W ——轴的抗弯曲截面系数，3

mm

[]1σ-——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa

查表得圆轴W 的计算式为：

3

32

d W π=

联立以上两式可得：

d ≥ 代入数值可得d ≧49.91mm,由于要开键槽，因此需要将直径增大4%，从而d ≧51.91mm 取轴的直径为70mm 。 （5）轴的结构设计

先初步估算轴的最小直径。由于轴的材料为45号钢，调制处理，查表初取0A

=112,于是有：

min 11251.55d A mm === 蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径I d -∏,轴通过联轴器是与卷筒相连

的。 根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查相关资料，初定各轴段的直径及长度。其

中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 减速器蜗轮轴的结构见图4.19

图4.19

4、滚动轴承的选择

（1）蜗杆轴（1轴）上滚动轴承的选择

按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为角接触球轴承，轴承预期寿命取为5000h 。 由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=1263.3N ，Fa=10180.92N ，轴承工作转速n=1440r/min 。 初选滚动轴承为角接触球轴承7310B GB/T279-1994，基本额定动载荷Cr=68.2kN ,基本额定