一级蜗轮蜗杆减速器

课程设计报告课程名称：机械基础课程设计系别：机械系专业年级：机械60803姓名：聂群班级学号：20指导教师：郭玲蓉一、课程设计任务书题目：设计用于带式输送机的蜗杆减速器工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为±5%。原始数据：运输带工作拉力F=2400N；运输带工作速度V=1.2m/s；滚筒直径D=410mm。二、传动方案的拟定与分析设计任务说明中已经给出该设计的传动方案，即一级蜗轮蜗杆传动的减速器。三、电动机的选择1、电动机类型的选择选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率：滚筒蜗轮蜗杆轴承总联轴器nnnn32=0.992×0.993×0.8×0.96=0.7304（2）电机所需的功率：电动机输出功率：awPdPkw工作机所需的功率：kwFVPw1000=3kw所以aFVdP1000kw=4.11kw因载荷轻微振动，电动机dedpP即可，故kwPed5.53、确定电动机转速计算滚筒工作转速60*100060*1000*1.254.60*420wVnDr/min按《机械设计课程设计指导书》P18表2-4推荐的传动比合理范围，取蜗轮蜗杆减速器传动比范围10~40i减速器，则总传动比合理范围为I总=10~40。故电动机转速的可选范围为：~4054.60546~2184/minninrw总电动机（10）。符合这一范围的同步转速有1000、1500、和3000r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/mi方案电动机型号额定动率/kw同步转速满载转速(r/min)1Y132S1-25.53000/28902Y132S1-45.51500/14403Y132M2-65.51000/9604、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S1-4。其主要性能：额定功率5.5KW；满载转速1440r/min；额定转矩2.2。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比144026.3754.6ninm总w2、分配各级传动比跟据课程设计指导书P18表2-4，取蜗轮蜗杆传动比1226.37i（单级减速器10~40i减速器合理）总=0.7304dP=4.11kwwP=3kwedP=5.5kwwn=54.60r/min电动机型号为Y132S1-4i总=26.3712i=26.37六、传动零件的设计计算蜗杆蜗轮设计计算：1、蜗杆传动类型GB/T10085-1988.阿基米德蜗杆（ZA）2、选择蜗轮蜗杆材料及精度等级蜗杆选40Gr，表面淬火45~55HRC；由表8-7查得，蜗轮边缘选择ZCuSn10P1。金属模铸造。从GB/T10089-1988圆柱蜗轮蜗杆精度中选择8级精度。侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089-1988.3、按齿面接触疲劳强度设计五、动力学参数计算1、计算各轴转速00112231440/min14401440/min1144054.61/min26.3754.6154.61/min1nnrnnrinnrinnri电动机0112232、计算各轴的功率P0=Pd=3.65KWP1=P0×η1=3.65×0.99=3.61KWP2=P1×η2×η3=3.61×0.99×0.8=3.22KWP3=P2×η1×η2=3.22×0.99×0.99=3.16KW3、计算各轴扭矩T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×3.65/1440=24.21N·mT1=9.55×106P1/n1=9.55×106×3.61/1440=23.94N·mT2=9.55×106P2/n2=9.55×106×3.22/54.61=563.10N·mT3=9.55×106P3/n3=9.55×106×3.16/54.61=631.30N·m轴名功率p/kw转矩T/N.m转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴03.6524.211440蜗杆轴13.613.5723.9423.70144010.99蜗轮轴23.223.19563.10557.4754.68300.79滚筒轴33.163.13631.30624.98754.610n=1440r/min1n=1440r/min2n=54.61r/min3n=54.61r/minP0=3.65KWP1=3.61KWP2=3.22KWP3=3.16KWT0=24.21N·mT1=23.94N·mT2=563.10N·mT3=631.30N·m传动中心距：232EZZaKT（1）、蜗杆上的转矩2TT2=9.55×106P2/n2=9.55×106×3.22/54.61=563100N·mm（2）、载荷系数K：应工作时轻微振动，故查表11-5知载荷分布不均匀系数K=1，AK=1.15，由于转速不高，冲击不大，动载系数NK=1.05故K=KAKNK=1.15*1*1.05=1.21（3）、弹性影响系数EZ铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配，故EZ=16012MP（4）、接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径1d和传动中心距a的比值1da=0.3，查图11-18可查得Z=3.1（5）、许用接触应力[]H蜗轮材料：铸锡磷青铜ZCuSn10P1。金属模铸造。蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,表11-7知涡轮的基本许用应力[]H=268Mpa应力循环系数：260hNjnL=60*1*54.61*10*300*16=81.5710寿命系数：7810HNKN=0.7088则[]H=HNK[]H=0.7088x268=189.96Mpa（6）、计算中心距a232EZZaKT=231603.11.21563100189.96=166.854mm取中心距a=200mm,因1Z=2，故从《机械设计》第八版表11-2中取模数m=6.3,蜗杆分度圆直径1d=63mm，这时1da=0.315，从《机械设计》第八版表11-18中可查的接触系数ZZ,因此以上计算结果可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与尺寸(1)蜗杆：T2=563100N·mmK=1.21EZ=16012MPZ=3.1[]H=268MpaN=81.5710HNK=0.7088[]H=189.96Mpa轴向齿距apm=19.782mm直径系数1dqm=10齿顶圆直径111122aaaddhdhm75.6mm齿根圆直径111122()ffaddhdhmc47.88mm分度圆导程角γ=11°18´36蜗杆轴向齿厚12asm9.891mm(2)蜗轮：蜗轮齿数2Z=53变位系数1222ddaxmm+0.246验算传动比：i=21ZZ=5.32=26.5传动比误差为26.526.3710026.5%=0.5%5%,满足条件允许蜗轮分度圆直径22dmz=333.9mm蜗轮喉圆直径2222aaddh349.5996mm蜗轮齿根圆直径2222ffddh321.2244mm蜗轮咽喉母圆半径2212garad=25.2112mm5、校核齿根弯曲疲劳强度：212666[]AVFfsFTKKKYYddm当量齿数：223353cos(cos11.31)vZZ=56.21根据2X=0.246，2vZ56.21。从《机械设计》第八版图11-1中可查的齿形系数2FaY=2.2。螺旋角系数：11.3111140140=0.9192许用变应力：[][]FFFHK从《机械设计》第八版表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力[]F=56Mpa。寿命系数：6910=FHKN=0.570ap=19.782mmq101ad75.6mm1fd47.88mmγ=11°18´36as9.8912Z=532x+0.246i=26.52d333.9mm2ad349.5996mm2fd321.2244mm2gr25.2112mm2vZ56.210.9192[]F=56X0.570Mpa=31.92MpaF=1.531.215631002.20.919263333.96.3=15.907Mpa[]F弯曲强度满足。6、验算效率：tan(0.95~0.96)tan()V已知=11°18´36=11.31°，V=arctanvf；vf与相对滑动速度sV有关，11631440601000cos601000cos11.31sdnV=4.842m/s从《机械设计》第八版表11-18中用插值法差的vf=0.022，V=1°16´=1.2167°带入公式中=0.8516.0.8因此不用重算。=FHK0.570[]F=31.92MpaF=15.907MpasV4.842m/s=0.8516七、轴的设计计算输出轴的设计---蜗轮轴1、按扭矩初算轴径（1）、轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选用45号钢，正火处理[σb]=600MPa[σb]‐1=55MPa（2）、按扭转强度，初步估计轴的最小直径d≥mmnpA80.4268.5422.31103322轴伸部位安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用非金属弹性元件挠性联轴器，由转速和转矩得2caATKT=1.5×9.550×610×3.22/54.68=843.57N•m查表GB/T5014-1955HL3选弹性销柱联轴器，标准孔径d=45mm，即轴伸直径为45mm。（3）、轴承和键采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用C型普通平键联接，实现周向固定。用A型普通45号钢[σb]=600MPa[σb]‐1=55MPacaT843.57N•mHL3选弹性销柱联轴器角接触球轴承平键连接蜗轮与轴。2、轴的结构设计（1）、径向尺寸的确定从轴段d1=45mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07~0.1）d范围内，h≥（0.07~0.1）d1=（3.15~4.5）mm。应取d2=53mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=55mm，查《机械零件设计手册》选定轴承型号为7011C，d4与蜗轮孔径相配合且便于蜗轮安装。按标准直径系列，取d4=56mm；d5起蜗轮轴向固定作用，由h=（0.07~0.1）d4=（0.07~0.1）×56=3.93～5.6mm，取h=4mm，d5=64mm；d7与轴承配合，取d7=d3=55mm；d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d6=58mm。（2）、轴向尺寸的确定与联轴器相配合的轴段长度，L1=112mm。对蜗轮b=74mm取轴长段L4=b-(2~3)mm=72mm,对定位轴肩L5=1.4h=1.4X8mm=11.2mm,取整则L5=11mm。7011C型轴承其轴承宽度B=18mm，故L7=B=18mm.其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗轮端面与箱体的距离取10～15mm，轴承端面与箱体内壁的距离取5mm；分箱面取55～65mm，轴承盖螺钉至联轴器距离10～15mm，初步估计L2=55mm，轴承环宽度为8mm，两轴承的中心的跨度为144mm，轴的总长为311mm。(3)、轴的强度校核（a）轴的结构与装配（b）受力简图（c）水平面的受力d1=45mmd2=53mmd3=55mmd4=56mmd5=64mmd6=58mmd7=d3=55mm轴承型号为7011CL1=112mmL4=72mmL5=11