哈工大机械设计课程设计蜗杆减速器设计说明书解析.pdf

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1、哈工大机械设计课程设计 1 目录 一、选择电机.2 二、计算传动装置的传动比.3 三、计算传动装置各轴的运动参数与动力参数.3 四、传动零件的设计计算.4 五、热平衡计算.7 六、机体的结构尺寸.7 七、蜗轮与蜗轮轴的设计计算.8 八、蜗杆轴的设计.15 九、减速器的润滑及密封条件的选择.16 十、减速器的附件设计.17 哈工大机械设计课程设计 2 一、选择电机 1、选择电机类型 按工作要求和工作条件选择 YB 系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭式自扇冷式结构，电压为 380V。2.选择电机的容量 工作机的有效功率为:365.1100065.021001000FvPW 从电动机到工作机输

2、送带间的总效率为;4321 式中：1-联轴器的传动效率；2-轴承的传动效率；3-蜗轮的传动效率；4-卷筒的传动效率。由表 9.1 可知，10.99，98.02，30.75，96.04，则692.0，所以电动机所需的工作功率为 KwPPwd974.1692.0365.1 2、确定电动机的转速 工作机卷筒的转速为 min/5025014.365.0100060100060rdvnw 由于蜗轮的齿数为 2880，故选则蜗杆的头数 Z1=2。所以电动机转速可选的范围为 200050050)4010(wdninmin/r 符合这一范围的同步转速为 500r/min，1000r/min 和 1500r/m

3、in。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000r/min哈工大机械设计课程设计 3 的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由机械设计手册选定电动机的型号为 Y112M-6，其主要性能如表 1.1 所示，电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如表 1.2 所示。表 1.1 Y112M-6 型电动机的主要性能 电动机型号 额定功率/kW 满载转速/(r/min)启动转矩额定转矩 最大转矩额定转矩 Y112M-6 2.2 940 2.0 2.0 表 1.2 电动机的主要外形和安装尺寸（单位 mm）中心高 H 外形尺寸 L1（AC/2+AD）HD

4、底脚安装尺寸 AB 底脚螺栓直径 K 轴伸尺寸DE 键连接部分尺寸 FGD 112 400（115+90）265 190140 12 2860 87 二、计算传动装置的传动比 总传动比 8.1850940wmnnii 三、计算传动装置各轴的运动参数与动力参数 1、各轴的转速 轴 min/9401rnnm 轴 min/508.1894012rinn 卷筒轴 min/5023rnn 2、各轴的输入功率 轴 KwPPd954.199.0974.111 轴 KwPP451.175.099.0954.13212 卷筒轴 KwPP422.199.099.0451.1212卷 3、各轴的输入转矩 电动机的输

5、出转矩 Td为 哈工大机械设计课程设计 4 mmNnPTmdd4661001.2940974.11055.91055.9 所以：轴 mmNTTd44111099.199.01001.2 轴 mmNiTT5432121078.28.1875.099.01099.1 卷筒轴 mmNTT55212卷1072.299.099.01078.2 将上述计算结果汇总于表 1.3，以备查用。表 1.3 传动装置的运动和动力参数 轴名 功率 P/kW 转矩 T/(N mm)转速 n/(r/min)电机轴 1.974 2.01104 940 轴 1.954 1.99104 940 轴 1.451 2.78105

6、50 卷筒轴 1.422 2.72105 50 四、传动零件的设计计算 1蜗轮蜗杆的材料选择 由于输入功率不太大，转速也不是很高，蜗杆材料选用 45 钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度 220250HBW。对于蜗轮材料，初估蜗杆副的滑动速度 vs6m/s，故选择蜗轮的材料为铝青铜。2、按疲劳强度设计模数 根据公式 22212)(9HEzZKTdm 式中：z2蜗轮的齿数；T蜗轮的转矩；zE为弹性系数；d1蜗杆分度圆直径；H材料金恩许用接触应力；哈工大机械设计课程设计 5 K载荷系数。根据减速器的工作环境及载荷情况，参考文献1表 7.4 查的使用系数 KA=1.0；假设蜗轮圆周速度 v23m/s,则

7、动载系数 Kv=1.0；因为工作平稳，故取齿向载荷分布系数 K=1.0，所以 K=KAKKv=1.01.01.0=1.0 由于蜗轮的齿数在 2880 之间，且考虑到减速器的尺寸，选取蜗杆头数 z1=2，则蜗轮齿数z2=z1i=218.8=37.6，取为38，故此时1923812zzi，)%53(%1.1%100|8.188.1819|ii，即传动比符合要求。查表得弹性模量 ZE=MPa160；材料基本许用接触应力MPaH180。带入公式中得 35222210.1369)18038160(1078.20.19)(9mmzZKTmdHE 查参考文献1表 7.1，选取模数 m=5mm，蜗杆分度圆 d

8、1=63mm。3、验算蜗轮圆周速度 v2，相对滑动速度 vs 及传动效率 smndv/497.01000605038514.3100060222 显然 v23m/s,与原假设相符，即 K 取值合适。由159.06325tan11dmz，得02.9，所以 smndvs/13.302.9cos1000609406314.3cos10006011 显然 vs6m/s，与原假设相符，取 Kv值合理。由 vs=3.13m/s，查参考文献1表 7.7，利用插值法得当量摩擦角=235，所以 758.0749.0)35.202.9tan(02.9tan)96.095.0()tan(tan)96.095.0(与

9、原来初值取值相符。4、计算蜗轮蜗杆的主要几何尺寸 中 心 距mmdda5.126219063221，取mma130，则 变 位 系 数哈工大机械设计课程设计 6 mmmaax7.055.126130。其他尺寸总汇于表 1.4 表 1.4 名称 符号 计算公式和数据（单位 mm）蜗干 数据 蜗轮 数据 齿顶高 ha mha1 5 mxha)1(2 8.5 齿根高 hf mhf2.11 6 mxhf)2.1(2 2.5 全齿高 h mh2.21 11 mh2.22 11 分度圆直径 d 1d 63 22mzd 190 齿顶圆直径 ad 1121aahdd 73 2222aahdd 207 齿根圆直

10、径 fd 1121ffhdd 51 2222ffhdd 185 蜗杆分度圆导程角 )/arctan(11dmz 9.02 蜗轮分度圆螺旋角 2 2 9.02 节圆直径 1d xmdd211 70 22dd 190 传动中心距 a 2/)2(21xmdda 130 蜗杆轴向齿距 1ap mpa1 15.7 蜗杆螺旋线倒程 ps 11aspzp 31.4 蜗杆螺旋部分长度 L mzL)1.011(2 74，取 90 蜗轮外圆直径 2ed mddae5.122 210 蜗轮齿宽 b2 175.02adb 50 齿根圆弧半径 R1 mdRa2.02/11 37.5 齿顶圆弧半径 R2 mdRf2.02

11、/12 26.5 齿宽角 sin(/2)b2/(da1-0.5m)90.34 哈工大机械设计课程设计 7 五、热平衡计算 所需散热面积 )()1(100001ttKPAs 该设计的减速器工作环境是清洁，取油温 t=80，周围空气温度 t0=20，通风条件良好，取散热系数C)/(152mWKs，传动效率为=0.78.则 201478.0)2080(15)78.01(954.11000)()1(1000mttKPAs 机体外表面的面积 21395.0)132.0277.0277.0374.0132.0374.0(2mA 机体表面凸缘面积 21185.022)132.0277.0(84.0048.0

12、14.02mA 与理论散热面积相比 AmAAA221488.0185.05.0395.05.0 即箱体与凸缘面积满足散热需求。六、机体的结构尺寸 蜗轮的圆周速度 v2=0.497m/s，由参考文献2可知，选用精度等级为 9 级，该传动平稳，选用的侧隙种类为 c，即传动 9c GB/T 100891988。蜗杆的圆周速度 v1=3.1m/s,查表选用精度等级为 8 级，该传动平稳，选用的侧隙种类为c，即传动 8c GB/T 10089-1988.根据传动中心距 a 可以确定铸铁蜗杆减速器机体的结构尺寸计算表如下：名称 符号 计算公式 数据（单位 mm）机座壁厚 8304.0a 10 机盖壁厚 1

13、 885.0 10 机座凸缘厚度 b 5.1 15 机盖凸缘厚度 1b 5.1 12 哈工大机械设计课程设计 8 机座底凸缘厚度 p 5.2 25 地脚螺钉直径 fd 12036.0a 16 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁连接螺栓直径 1d fd75.0 12 机盖与机座螺栓直径 2d fd)6.05.0(10 连接螺栓 d2的间距 150200 轴承端盖螺钉直径 3d fd)5.04.0(8 窥视孔盖螺钉直径 4d fd)4.03.0(6 定位销直径 d fd)8.07.0(8 df、d1、d2至外机壁距离 1c 见表 5.15 df、d2至凸缘距离 2c 见表 5.15 轴承旁凸台半径 1R

14、 2c 外机壁至轴承座端面距离 1l)85(21cc 45 内机壁至轴承座端面距离 2l)85(21cc 55 蜗轮外圆与内机壁距离 1 2.1 15 蜗轮轮毂与内机壁距离 2 15 轴承端盖凸缘厚度 e 3)2.11(d 10 表 1.5 连接螺栓扳手空间 c1，c2值和沉头座直径表 螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 min1c 13 16 18 22 26 34 40 min2c 11 14 16 20 24 28 34 沉头座直径 20 24 26 32 40 48 60 七、蜗轮与蜗轮轴的设计计算 1.轴的材料选择 因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊

15、要求，考虑到经济性选用常用材料 45#哈工大机械设计课程设计 9 钢，调质处理。2.初算轴径及联轴器的确定 2.1、蜗轮轴最小轴颈与联轴器的确定 对于蜗轮轴 mmnpCd8.3350451.111033222min 故蜗轮轴最小轴颈 dmin=1.0333.8=34.8m。蜗轮轴计算转矩为 mNmmNKTTc4171078.25.152 由计算转矩与电动机轴尺寸，选择联轴器的型号为 GY6。3、蜗轮轴结构设计（1）轴承部件的结构形式：蜗杆减速器的中心距 a=130，通过查表选择减速器的机体采用剖分式结构。因传递功率小，故轴承的固定方式可采用两端固定方式。因此，所设计的轴承部件的结构形式如图 1

16、 所示。然后可按转轴轴上零件的顺序，从 dmin处开始设计。（2）联轴器及轴段 1 的设计：dmin就是轴段 1 的直径，又考虑到轴段 1 上安装联轴器，因此，轴段 1 的设计和联轴器的设计同时进行。由于联轴器的一端连接工作机一端连接轴，其转速比较低，传递转矩比较大。采用凸缘刚性联轴器。联轴器所在轴段比联轴器长度短 12mm，故取 L1=80mm，d1=38mm。（3）密封圈与轴段 2 的设计：考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，取轴段d2=48mm，轴段 2 的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的厚度、轴承端盖的厚度以及联轴器类型确定:L2=52mm，密封圈为毛毡油封密封圈 FZ/T92010-

17、1991 中直径是内圈直径为 47mm,外圈直径为 60mm 的。（4）轴段 3 与轴段 6：考虑到蜗杆减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴承，轴段 3 上安装轴承，要使轴承便于安装又符合轴承内径系列，暂取轴承型号为 30210，由参考文献2表 12.4 知，其内径 d=50mm，外径 D=90mm，宽度 B=20mm，故取 d3=d6=50 mm，考虑到安装挡油板时的长度与套筒的长度，L3=45mm，轴段 6 除了安装轴承外还有有加工倒角，故 L6=35mm。（5）蜗轮与轴段 4：轴段 4 上安装蜗轮，为了方便安装蜗轮 d4应该略大于 d3，取d4=56mm，按照蜗轮的设计，蜗轮的轮毂宽为

18、（1.51.9）d5，取轮毂宽为 90mm，则轴段 5哈工大机械设计课程设计 10 的长度略小于蜗轮轮毂宽度，取 L5=88mm （6）轴肩 5 的设计：轴段 6 上安装与轴段 3 成对的甩油环，考虑到轴承受力的对称性轴肩 5 的长度 L5=7mm（7）键连接：联轴器及蜗轮的轴向连接均采用普通平键连接，分别为键 1070 GB/T 1096-1990 及键 1670 GB/T 1096-1990.图一 4、蜗轮轴的受力分析 轴向力：NdTFa7.631631099.1224112 向心力：NdTFFrr1.106520tan1901078.22tan252212 切向力：NdTFt3.2926

19、1901078.2225222 受力图如图二所示 哈工大机械设计课程设计 11 图二 在水平面上 NdFFRArH1.9361542/1907.631791.106576792/792222 NRFRHrH1291.9361.1065221 在垂直平面上 NFRRtvv2.14632/3.29262/221 故轴承上的总支承反力 NRRFHvR9.14692.14631292221211 轴承上的总支承反力 NRRFvHR0.17372.14631.9362222222 故在水平面上，A-A 剖面左侧：mmNLRMHAH1019179129211 A-A 剖面右侧：mmNLRMHAH6.711

20、43761.936322 在竖直平面上：mmNLRMvAV8.115592792.1463211 由于 L2与 L3十分接近，故将竖直面上的 MAV1与 MAV2相等。故合成弯矩，A-A 剖面左侧：mmNMMMAVAHA1160418.11559210191222211 A-A 剖面右侧：mmNMMMAVAHA1357318.11559271143222211 5 校核蜗轮轴的强度 A-A 剖面左侧因弯矩大、有转矩，还有键引起的应力集中，故 A-A 剖面右侧为危险截面。由附表 10.1，抗弯剖面模量 哈工大机械设计课程设计 12 33237.15418562)656(616561.02)(1.

21、0mmdtdbtdW 抗扭剖面模量 33233.32980562)656(616562.02)(2.0mmdtdbtdWT 弯曲应力 MPaWMb8.87.15418135731 MPaba8.8 0m 扭剪应力 MPaWTTT4.83.329801078.25 MPaTm2.42/4.82/对于调质处理的 45 钢，查得MPaB650，MPa3001，MPa1551，查得材料的等效系数2.0，1.0。键槽引起的应力集中系数，查得57.1,82.1KK 绝对尺寸系数，查得76.0,81.0。轴磨削加工时的表面质量系数查得92.0。故安全系数 96.1308.881.092.082.13001m

22、aKS 04.82.41.04.876.092.057.11551maKS 97.604.896.1304.896.132222SSSSS 查得许用安全系数5.13.1S，显然SS，故 A-A 剖面安全。6、校核键连接的强度 哈工大机械设计课程设计 13 联轴器处键连接的挤压应力 MPadhlTP96.60)1070(8381078.24452 式中：d键连接处直径；T2传递的转矩；h键的高度；l键连接的计算长度。取键、轴、联轴器的材料都为钢，查机械设计手册得MPap150120，显然，pp，故强度足够。齿轮处键连接的挤压应力 MPadhlTP77.36)1670(10561078.24452

23、 取键、轴、齿轮的材料都为钢，得MPaP150120。显然，PP，故强度足够。7、校核蜗轮轴轴承寿命 由参考文献2表 12.4 查的圆锥滚子轴承 30210 计算系数 Y=1.4，e=0.42，则圆锥滚子轴承 30210 内部轴向力为 NYFFRS96.5244.129.1469211 NYFFRS35.6204.120.1737222 图三 21SS 及的方向如图所示，1S与 A 同向，则 NFFAS7.11567.63196.5241 哈工大机械设计课程设计 14 显然，21SaSFFF，因此轴有右移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承将保持平衡，故两轴承的轴向分力分别为 NFFFASa

24、7.115612 NFFSa96.52411 比饺两轴承的受力，故只需校核轴承。因为 eFFRa66.00.1737/7.1156/22 所以 X=0.4,Y=1.4。则轴承的计算当量动载荷 NYFXFPaR8.23147.11564.10.17374.022 当轴承在C100以下工作，查参考文献1表 10.10 得1Tf。由减速器的工作情况，查表 10.11 得载荷系数1Pf。故轴承的寿命 hPfCfnLFth7366101006.1)8.23140.1103.730.1(506010)(6010 已知减速器使用 4 年，二班制工作，则预期寿命 hLh24000625016 显然hL10远大

25、于hL，故轴承寿命很充裕。7.蜗轮设计计算 蜗轮的分度圆直径 d=190mm，为了节约比较贵重的青铜材料，故蜗轮的结构采用装配式，按照机械设计课程设计图号 11 设计蜗轮结构，其数据如下表所示 符号 计算公式 数据(单位 mm)d3 d)8.16.1(90 l d)8.12.1(90 a 102m 10 b 102m 10 R1)4.2(5.01md 37.5 哈工大机械设计课程设计 15 R2)2(5.01md 26.5 d2 2mz 190 da2 md22 200 d4 m)5.12.1(6 l1 4)32(d 25 e 32 3 d5 amd24.22 158 n 32 3 八、蜗杆轴

26、的设计 1、材料的选择 因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料 45#钢，调质处理。2、最小轴颈与联轴器的确定 对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考文献1表 9.4 得 C=106118，考虑到轴端的弯矩和转矩的大小，故取 C=110，则对于蜗杆轴 mmnpCd04.14940954.111033111min 该段轴上有一键槽，将计算值加大 3%，及 dmin=14.46mm。为了减小启动转矩，联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，因此选用弹性联轴器，联轴器一端连接电动机，一端连接蜗杆轴。蜗杆轴计算转矩为 mNmmNKTTc3001099.15.141 式

27、中：T联轴器传动的名义转矩；K工作情况系数，查参考文献1得：工作机为带式运输机时 K=1.251.5，该设计取 K=1.5。由计算转矩与电动机轴尺寸，选择联轴器的型号为 LH2。3、结构设计 哈工大机械设计课程设计 16 （1）轴承部件的结构形式：蜗杆减速器的中心距 a=130，通过查表选择减速器的机体采用剖分式结构。因传递功率小，故轴承的固定方式可采用两端固定方式。因此，所设计的轴承部件的结构形式如图 3 所示。然后可按转轴轴上零件的顺序，从 dmin处开始设计。（2）联轴器及轴段 1 的设计：dmin就是轴段 1 的直径，又考虑到轴段 1 上安装联轴器，因此，轴段 1 的设计和联轴器的设计

28、同时进行。由于联轴器的一端连接电动机机一端连接轴，其转速比较高，传递转矩比较小。采用弹性联轴器。联轴器所在轴段比联轴器长度短 12mm，故取 L1=60mm，d1=28mm。（3）密封圈与轴段 2 的设计：考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，取轴段d2=38mm，轴段 2 的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的厚度、轴承端盖的厚度以及联轴器类型确定:L2=53mm，密封圈为唇形密封圈 GB/T 13871.112007 中直径是内圈直径为 38mm,外圈直径为 58mm 标准。（4）轴段 3 与轴段 6：考虑到蜗杆减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴承，轴段 3 上安装轴承，要使轴承便于安装又符

29、合轴承内径系列，暂取轴承型号为 30209，由参考文献2表 12.4 知，其内径 d=45mm，外径 D=85mm，宽度 B=19mm，故取 d3=d6=45mm，考虑到安装挡油板时的长度，L3=29mm，轴段 6 除了安装轴承外还有有加工倒角，故 L6=32mm。（5）轴肩 5、7 的设计：轴段 3 上安装与轴段 6 成对的挡油板，考虑到轴承受力的对称性轴肩 5、6 的长度 L5=5mm，d5=d6=60mm。（6）轴段 4：由于车制蜗杆，需要两端留出退刀槽，两端都为 35mm，直径 d4=51mm。螺旋长度为 90mm，考虑到倒角，取 L4=172mm（7）键连接：联轴器采用普通平键连接，

30、为键 853 GB/T 1096-1990 图三 九、减速器的润滑及密封条件的选择 1、蜗轮蜗杆润滑 哈工大机械设计课程设计 17 啮合条件采用油润滑，采用 L-CKE220 蜗轮蜗杆油，状油深度 6070mm。2、轴承润滑 轴承采用脂润滑，填充量不超过轴承空间的 1/3，每隔半年更换润滑脂。3、蜗轮蜗杆的密封 蜗杆轴承透盖采用唇型密封圈密封，防止油液溅出；蜗轮轴承透盖采用毛毡密封。十、减速器的附件设计 1、窥视孔和窥视孔盖得设计 窥视孔的作用是方便人手伸入机箱内手动调节蜗轮的轮齿啮合，因此窥视孔盖的大小应该能伸入手的大小，如果太大，结构会显得不合理而且加工费用会比较贵，综合上述因素，按照机械

31、设计课程设计内容选择窥视孔的参数如下表（单位 mm）A B A1 B1 C C1 C2 R 螺钉尺寸 螺钉数目 110 90 140 120 125 80 105 5 M615 4 2、通气器的设计 根据减速器的工作环境为清洁，选择结构简单的通气螺栓，根据机体的大小按照简明机械设计课程设计图册的表选择的通气器参数如下表（单位 mm）d D D1 L l a d1 5.120M 30 25.4 28 15 4 6 3、放油孔及放油螺栓的设计 放油螺栓的设计按照简明机械设计课程设计图册图号 17 选取的螺栓及油圈参数如下表。d D e s L h b b1 D1 H M121.25 22 15 1

32、3 24 12 3 2 22 2 4、油标的设计 考虑到减速器的结构简单原则，选用杆式油标，其油标孔直接在减速器箱体上铸出，按照简明械设计课程设计图册图号 16 的选取油标的参数如下表(单位 mm)d d1 d2 d3 h a b c D D1 M12 4 12 6 28 10 6 4 20 16 6、定位销 哈工大机械设计课程设计 18 为保证轴承座空的加工与装配精度，采用两个直径为 8mm，长度为 42mm，锥度为 1:50的圆锥销定位，呈非对称布置，且两个定位销相聚远一些。7、启盖螺钉 为了便于拆下机盖，在机盖的凸缘上安装一直径为 10mm，长度为 30mm 的启盖螺钉。十一、参考文件 1宋宝玉,王黎钦.机械设计.北京：高等教育出版社,2010.5 2宋宝玉.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社,2006.8 3宋宝玉.简明机械设计课程设计图册.北京：高等教育出版社,2007.5