蜗杆—斜齿圆柱齿轮—二级减速器

目 录一、 设计任务书1二、传动方案分析2三、 电动机的选择计算 3For personal useonly in study and research; not for commercial use四、 总传动比的确定和各级传动比的分配 3五、 运动和动力参数的计算 3六、 传动零件的设计 4For personal useonly in study and research; not for commercial use七、 轴的设计和计算11八、 滚动轴承的选择和计算16九、键连接的选择和计算 19十、 联轴器的选择和计算 20十-一、润滑和密封的说明 21十二、拆装和调整的说明 21十三、减速箱体的附件的说明 21十四、设计小节21十五、参考资料22、传动方案分析1蜗杆传动 蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用于中、小 功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度， 可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此 将蜗杆传动布置在第一级。2斜齿轮传动 斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。因此将斜齿轮传动布置在第二级。3圆锥齿轮传动 圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模熟的圆锥齿轮，只有在需要改变轴的布置方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和摸数。所以 将圆锥齿轮传动放在第三级用于改变轴的布置方向。4链式传动 链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。所以链式传动布置在最后。因此，蜗杆传动斜圆柱齿轮传动圆锥齿轮传动链式传动，这样的传动方案是比较合 理的。计算及说明结果三电动机选择计算1 原始数据如下：运输链牵引力F=6000N运输链工作速度 V=0.15m/s运输链齿数Z-16运输链节距P-1002 .电动机型号选择、一*人少匚广千十丄步Fv6000汉0.15Pv = 0.9kw运输链所需功率 FW = 0.9kw1000 1000取n-0.99（连轴器），耳2-0.98（轴承），13-0.97（斜齿轮）,昭-0.72 （蜗杆）,頑-0.93（圆锥齿轮）；3甲-n ” 耳2) Xrj3 Xyj4 X 5-0.605na =0.605电动机功率Pd-Pw /甲-1.488 kwFd = 1.488kw运输链链轮节圆直径D -P-512mmD = 512mmsi n(180/z) sin (180/16)”十、由60 汉 1000v60 汉 1000 汉 0.15心,.n = 5.6r / min链轮转速n =5.6r/min兀 D3.14512取圆锥齿轮传动比i 1 ;-24 ;蜗杆传动比i2-6090贝U电动机总传动比为ia-ir iX-120360故电动机转速可选范围是g-ia X-(120360) X6-6702012 r / min故选电动机型号为 Y90L-4电动机型号Y90L-4主要参数：nd 1500r/min; D -24mmnd =1500r / mi nD = 24mm四总传动比确定及各级传动比分配n m =1440r/min由电动机型号查表得 nm-1440 r / min ; ia-nm / n-1440 / 5.6-257ia = 257取蜗杆传动比i1-31 ;直齿圆柱齿轮传动比i2-0.05 （ia / i3） -3;圆锥齿轮传动比i3-2.77h =31;i2 =3五.运动和动力参数的计算i3=2.77设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，圆柱齿轮轴为 3轴，链轮轴为4轴，1.各轴转速：n1- 46.45 r / minn1-nm / i 1-1440 / 31 -46.45 r / minn2- 15.48 r / minn2-n m / i 2-46.45 / 3- 15.48 r / minn3- -5.59 r / minn3-n m / i 3-15.48 / 2.77-5.59 r / min2各轴输入功率：P1= 1.473kwP2= 1.039kwP3= 0.988kwP4= 0.900kwTd=9.868N mT1= 9.77 N mT2= 213.7 N mT3= 609.43 N mT4= 1538.55 N mPi=PdX 01=1.488 0.99=1.473kwP2=PiX 02=1.473 0.98 0.72=1.O39kwP3=P2X n=1.039 0.98 O.72=0.988kwP4=P3X n=0.988 0.98 0.97=0.900kw3.各轴输入转距：Td=9550 Pd/nm=9550 1.488/1440=9.868N m=Td0 n=9.868 0.99=9.77 N mT2=T101 012=9.77 01 00.98 072=213.7 N mT3=T2 Xi2 0 n=213.7 3 00.98 0.97=609.43 N mT4=T3 为3 X n=609.43 2.77 0.98 0.93=1538.55 N m运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率P(kw)转距T(N m)转速n(r/mi n)传动 比i效率n输入输出输入输出电动机轴1.4889.871440.001.000.99一轴1.4731.4449.7709.571440.0031.00.71二轴1.0931.018213.7209.446.453.000.95三轴0.9880.968609.4597.215.482.770.91四轴0.9000.8821538.61507.85.59六传动零件的设计计算1 蜗杆蜗轮的选择计算(1) .选择蜗杆的传动类型根据GB/T 10085 1988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。(2) .选择材料蜗杆材料用45钢，蜗 轮用铸锡青铜ZCuS n10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。(3) .按齿面接触疲劳强度进行计算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。传动中心距 n=6 10OOv=6O 1000 0.15 =5.6r/min: D3.14 512确定作用在蜗轮上的转距T2zi=i, n=0-7 ,则E =9.55灯06 及=9.55“06n2n / i121.4730.7 9.55 106 =2.12 105n m 1440/31m确定载荷K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数11-5取Ka=1.15，由于转速不高，冲击不大，可取Kb =1,机械设计250页查表Kv=1.05 ;则K=K a XK b Kv =1.15 XXI.05 1.21 确定弹性影响系数因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa1/2 确定接触系数Zp先假设分度圆直径 d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35，从图11-18中查得Z p =2.9 确定许用接触应力d H根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuS n10P1，金属铸造膜，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力 d H=268MPa应力循环次数N =60j n2Lh=60 1 1440 7200 =2.01 10831寿命系数Khn=8107 5 =0.687 2.01 105n = 5.6r / minT2 =2.12 105N mmK =1.211/2ZE=160MPaZp =2.98N =2.01 10KHN = 0.687二H = 184.12MPaa - 99.34mm则计算中心距；H二KHn 匚=0.687 268 = 184.12MPaa 色1.21 汉 1.47汉 105 汉 f1602.9 = 99.34mmVI 184.12 丿取a =100mm, i =31,从表11-2中查得m=5，蜗杆分度圆直径。这时 dJa = 0.5,从图11-18中查得Zp=2.37,因ZpZp,因此以上计算结果可用。(4) .蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 蜗杆轴向齿距Pa =15.7mm ;直径系数 q=10;齿顶圆直径 da1 =60mm ;分度圆导1程角Y =54238;蜗杆轴向齿厚sa =兀m =7.85mm2 蜗轮蜗轮齿数z2=31 ;变位系数x2=-0.5 ；验算传动比i = z2/z仁31 ;传动比误差为0蜗轮分度圆直径d2=m5=143mm蜗轮咽喉母圆半径rg2= a-0.5 2=100-0.5 65=17.5mm(5) .校核齿根弯曲疲劳强度片 一2 YFa2Yp 32901641 = 2.08mmV21=1.65因此取 mn-3mm，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取=dt =65.26mmdcos 卩65.2cos14 _ .z= = 21.11mn3取 Zj =21，贝U z2 = uzi =3汉 21 =63(4).几何尺寸计算K =1.485Z/1 = 26.2742 = 78.82m n = 3mmd1 = d1t = 65.26mm乙=21z2 = 63 计算中心距(乙 +Z2)mn (21+63)x3Q_a=-=129.86mm2cos P2cos14将中心距圆整为 130mm 按圆整后的中心距修正螺旋角r(Zi +Z2)mn(21+63)x3戸-arccos- arccos一14勺502a2如30因3值改变不多，故 答Kp,ZH等值不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径衲2仆 5 = 65.000mmCOS0 C0S1415Z2mn635d2 = = 195.000mmcosP cos1415 计算齿轮宽度b=仆 65 = 65mm所以取 B2 = 65mm;= 70mm。七轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的 45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式为：d AP1 , 3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3，取A1=A3=110, A2=120。a = 130mmP =14150d1 = 65mmd2 = 195mm9 = 65mmB, = 70mm轴的材料选用常用的45钢d1 - Ayn1R =1101.473 = 11.08mm1440d2_A2 3P-120 3 1.039.33.81mm46.45di = 24mm d2 = 35mm d3 = 45mmn2d3 _ A33 P3 =110n3.988 = 43.96mm15.48考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配，所以初定d1=24mm取 d2 =35mm ； d3 =45mm2 .轴的结构设计1轴的初步设计如下图：滚动轴承端盖并列向心轴承联轴器装配方案是：套筒、左端轴承、端盖、联轴器依次从轴的左端向又端安装，右端只安 装轴承和轴承座。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（68） mm，否则可取（46） mm轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端 面应留有距离L,以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L= （13）mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。3轴的初步设计如下图：滚动轴承斜齿轮滚动轴承端盖圆锥齿轮装配方案：左端从左到右依次安装斜齿轮、套筒和滚动轴承，右端从右到左依次安装 套筒、滚动轴承、端盖和圆锥齿轮。尺寸设计准则同1轴2轴的初步设计如下图：角接触球轴承轮齿由蜗轮角接触球轴承装配方案：左端从左到右依次安装套筒、滚动轴承，右端从右到左依次安装蜗轮、套 筒、滚动轴承和端盖。尺寸设计准则同1轴3. 2轴的弯扭合成强度计算由2轴两端直径d=35mm,查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为7207C,D=72mm , B=17mm ,a=15.7mm (轴承的校核将在后面进行)。(1).求作用在齿轮上的力，蜗轮、轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图齿轮上的作用力：忙2 2137 1000 548N50F r1tan： ncos “=8548tan 20：cos1415二 3210NFa1 =Ft1ta n=8548 tan 14,15=2171N蜗轮对轴的作用力:Ft22T2d22 213.7 1000155= 2757.3Nd=35mmD=72mmB=17mmFt1 =8548NFr1 =3210NFa1 =2171NFt2 二 2757.3N巳=1008.6NFa2 =275.7NFNV1 1895.3NFNV1 =6251.6NFNV2 =1287.8NFnh1 = 1347.9NFNH2 =1800.6NMV1 = 308.2N mMV2 = 51.9N mM H1 = -66.5N mM H 2 = 72.6N mM1 =315.3N mM2 二 88.4N mT F28.2N mFr2= Ft2 tanL = 2757.3汉一tan2= 1008.6Ncos - 2cos5:4238Fa2 二 Ft2tan ：2 =1008.6 tan5 ?4238 =275.7N再由下图求出轴承对轴的作用力F nv i - Fai Fa2 = 0= F nv = -1895.3NFNV1 -Fti Fr2 FNV 2 - 0FNV1(L1L2L3)- Fti(L2L3)Fr2L3Fa2r2= 0= Fnv1 = 6251.6N; Fnv 2 - 1287.8NFnH1 -Fr1 Ft2 Fnh 2 = 0FnH1(L1L2L3)- Fa1r1- Fr1(L2L3)Ft2L3=0= Fnh 1 =-1347.9N; Fnh 2 - 1800.6N作出2轴的力学模型，如下图再计算出各个作用点处的弯距和扭距MV1 = FNV1 L 6251.6 49.3/1000 = 308.2N mMV21 二 FNV2L3 =1287.8 40.3/1000 =51.9N mMV22 二 FNV2L3 -Fa2r2 =(1287.8 40.3 275.7 155)/1000 = 94.63N mMH11 =FNH1 L 1347.9 49.3/1000 =-66.5N mMh12 二 Mh11 Fa11 =66.5 (2171 65)/100 -207.57 N mMH2 =FNH2 L3 =1800.6 40.3/1000 =72.6N mM = MV12 MH112 = 315.3N mM 12V12 M2H12= 371.6N mM 21V21=88.4NM22 = JMv22 M h 2 =119.0N m丁 匚匚8548x652757.3x155T = FtiH Ft22 = 128.2 N m1000弯距图和扭距图如下：轴的受力分析及弯距、扭距图W = 2.75 10-5丁 - 11.5MPa=2.33MPa；7 = 60MPa匚 ca =11.6MPaD=85mm;B=19mm a=18.2mm Co=27.2 kNC =38.5 kN Vmax=6700 r / minD=85mm;B=19mmCo=20.5 kNC =31.5 kN(2).校核轴的强度由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力ca =伽)2(因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数a )取G =0.333抗弯截面系数Wd “.id3-0.165一鸟方“。3211000 丿截面上的弯曲应力cr -12 -5115MPaW 2.75x10截面上的扭转切应力E T 一 T 一128.2-2.33MPaWt2W 2x2.7510轴的弯扭强度条件为bca兰二查表 15-1 得二=60MPa所以2.33)2 =11.6MPa 切二符合弯扭强度条件八.滚动轴承的选择计算1. 1轴上的轴承的选择和寿命计算左端采用双列角接触球轴承，根据轴直径d=45mm，选择角接触球轴承的型号为7209C，主要参数如下：D=85mm;B=19mm;a=18.2mm基本额定静载荷C=27.2 kN基本额定动载荷C =38.5 kN极限转速V max=6700 r / min右端采用深沟球轴承，根据轴直径d-45mm，选择深沟球轴承代号为6209 ,主要参数如下：D=85mm;B=19mm基本额定静载荷Co=20.5 kN基本额定动载荷C =31.5 kN极限转速Vmax=7000 r / mi nVmax=7000 r / minP = 500.8NF2 = 504.3N1轴轴承计算寿命Lh =5.15I05hL = 7.204hD=72mm ; B=17mma=15.7mmCo=20 kNC =30.5 kNVmax=11000 r / minFae =1895.3NFr1 =6395.3NFr2 =2213.7NFa2 505.3NFa1 =3364.6NFr 弓F21008.62= 504.3N当量动载荷 P2 =Fr =504.3N2轴轴承计算寿命L 4.9 105h因1轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力Fa =Fa2 =275.7N该轴承所受的径向力约为11Fr 二 Fr2 =沐 1008.6 =252.2 N44查表13-5得双列角接触球轴承判断系数e =0.8Fa / Fr =1.09 e所以X =0.63;Y =1.24当量动载荷 R 二 XFr YFa=0.63 252.2 1.24 275.7 = 500.8N深沟球轴承所受的径向力约为所以R ： B，应用B核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数；=3轴承计算寿命Lh106 c ；106II 60n P 60 1440/338.510504.35= 5.15 10 h减速器设计寿命L=15 300 16=7.2 104h所以LhLFO 二 6395.3N满足寿命要求2. 2轴上轴承的选择计算(1) .轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=35m m,选用深沟球轴承的型号为7207C,主要参数如下:D=72mm ; B=17mm ; a=15.7mm基本额定静载荷Co=20 kN基本额定动载荷C =30.5 kN极限转速Vmax=11000 r / min(2) .寿命计算Fae 二 Fnvi 895.3NFr1 f .FnV12 FNHjF6251.62 Fr2 二、FnV22 FnH22 1287.82 1800.62 = 2213.7NFa2 = Fd 2 = 0.68Fr2 = 1505.3NFai 二 Fae Fd2 =1859.3 1505.3 = 3364.6N查表 13-5 得 Fa1/Fr1 =0.53 e; Fa2 / Fr2 = 0.68 e=：=X2 =0.44;Y1 =% =1.0所以P七R =XFr1 +YFa1 =5922.7N轴承计算寿命减速器设计寿命所以满足寿命要求。Lh106 fc 丫 _ 10660n (P 丿60 汉 46.45L =7.2 104hLhL30.5 丫03 芒5922.7 J5= 4.9 10 h(3) .静载荷计算查机械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷巳=Fr1 -6395.3N因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数S。=1.0所以巳S。=6395.3 1.0=6.40kN : C。=20kN9.7MPa满足强度条件(4) .极限工作转速计算以上所选各轴承的极限转速vmax v =1440r/min都成立，所以他们的极限工作转速一定满足要求。九、键连接的选择和计算1 .键的选择1轴键槽部分的轴径为 24mm，所以选择普通圆头平键键 8 ：7,b =8mm, h =7mm, L = 32mm3轴左端键槽部分的轴径为50mm，所以选择普通圆头平键键 14 x9,b =14mm, h =9mm, L =50mm右端选择与左端相同的键键 14 x9,b =14mm, h =9mm, L =50mm2轴键槽部分的轴径为 43mm，所以选择普通圆头平键键 12 x8,b =12mm, h = 8mm, L = 45mm2 .键的强度计算假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为32T X10 小.bp=勻 bpkid查表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100120MPa，所以取S =120MPa(1).1轴上键的强度计算=9.77N mk0.5hi = 3.5mmh = L -b =24mm2 汉9 77 X103所以貯 =一9 =9.7MPa 兰bP3.5X24X24满足强度条件.2轴上键的强度计算T2 =213.7N mk2 =0.5h2 = 4mml2 = L2 b2 =33mmcr P2 = 75.3MPa31 一一101.5MPa 兰ctp4.5 76 域50满足强度条件右端键的强度计算T32 =609.4N mk32 =0.5馆2 = 4.5mm132 = L32 $2 =36mm”2X609.4X03所以32 =115.8MPa 兰bp4.5 汉 3642满足强度条件十联轴器的选择计算1 计算联轴器的计算转距TcaWT查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取KA =1.5Tca =1.528.2 = 192.3N m2 型号选择根据计算转距选择挠性联轴器HL2-Y型主要参数如下：公称扭距=315N m （满足要求）许用转速n = 5600r/min （满足要求）n = 5600 r / mi nd = 24mmL = 52mm轴孔直径d =24mm轴孔长度L =52mm十一润滑和密封说明1 润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm ;大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。2 .密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或 水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。十二拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为 3050mm时，可取游隙为 4070mm。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是 由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿 面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通 过蜗轮中间平面。十三减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘 宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影 响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算 ，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度 和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。十四设计小结设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础 为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得 ，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会 了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。十五参考资料1.机械设计濮良贵 纪名刚 主编，高等教育出版社，2005年。2 机械设计课程设计指导书龚 ：桂义 主编，高等教育出版社，2005年。3. 机械零件手册周开勤主编，高等教育出版社，2005年。4. 机械设计课程设计图册龚桂义 主编，咼等教育出版社，2004年。仅供个人用于学习、研究；不得用于商业用途For personal use only in study and research; not for commercial use.Nur f u r den pers?nlichen f u r Studien, Forschung, zu kommerziellen Zwecken verwendet werden.Pour l e tude et la recherche uniquementa des fins personnelles; pasa des fins commerciales.to员bko gA.nrogeHKO TOpMenob3ymrnflCH6yHeHuac egoB u HHuefigoHMucno 员 B30BakT0bMCMEepqecKuxqe 员 ex.以下无正文