减速器在国内外的状况复习课程.doc

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1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。减速器在国内外的状况-第一章绪论1-1减速器在国内外的状况1.1.1国内的发展概况国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。2.1.1国外发展概况国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式

2、仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。1-2课题研究的内容及拟采取的技术、方法本设计是蜗轮蜗杆减速器的设计。设计主要针对执行机构的运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零部件的协调动作。该设计均采用新国标，运用模块化设计，设计内容包括传动件的设计，执行机构的设计及设备零部件等的设计。第二章传动装置总体设计2-1选择电动机2.1.1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.2.1

3、.2选择电动机容量工作机所需功率=式中=1.8,=0.65.查文献2表10.7,得片式关节链=0.95,滚动轴承=0.99。取=0.950.99=0.94，代入上式得=1.24从电动机到工作机输送链间的总效率为=式中，查文献2表10.7，得联轴器效率=0.98滚动轴承效率=0.99双头蜗杆效率=0.8滚子链效率=0.96则=0.980.990.800.96=0.745故电动机的输出功率=1.67因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可。查文献2中Y系列电动机技术数据表选电动机的额定功率为2.2。2.1.3确定电动机转速运输机链轮工作转速为=24.11r/min查文献2表10.6得,单级蜗杆传动

4、减速机传动比范围11=1040,链传动比126,取范围12=24,则总传动比范围为=102404=20160.可见电动机转速可选范围为=(20160)24.11=(482.23857.6)r/min符合这一范围的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min，3000r/min四种。查文献2表19.1，对应于额定功率为2.2KW的电动机型号分别取Y132S-8型，Y112M-6型,Y100L-4型和Y90L-2型。将以上四种型号电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-1。表2-1方案号电动机型号额定功率（KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比1Y

5、132S-82.275071029.452Y112M-62.2100094038.993Y100L-42.21500142058.904Y90L-22.230002840117.79通过对四种方案比较可以看出：方案3选用的电动机转速较高，质量轻，价格低，与传动装置配合结构紧凑，总传动比为58.90，对整个输送机而言不算大。故选方案3较合理。Y100L-4型三相异步电动机的额定功率为=2.2KW，满载转速n=1400r/min。由文献2表19.2查得电动机中心高H=100，轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=28和E=60。2-2确定传动装置总传动比和分配传动比2.2.1总传动比=5

6、8.902.2.2分配传动比由=链蜗杆，为使链传动的外部尺寸不致过大，初取传动比链1=3，则蜗杆1=19.63取蜗杆=20，则链=2.952-3计算传动装置的运动和动力参数2.3.1各轴转速1轴n1=nm=1420r/min2轴n2=1420/20=71r/min3轴n3=71/2.95=24.11r/min作者2单级蜗轮蜗杆减速器设计2.3.2各轴的输入功率1轴p1=p01=1.670.98=1.642轴p2=p1=1.63.080=1.313轴p3=p2=1.310.990.96=1.242.3.3各轴的输入转矩电机轴T0=9550=95501.67/1420=11.231轴T1=9550

7、=95501.63/1420=10.962轴T2=9550=95501.31/71=176.203轴T3=9550=95501.24/24.11=491.17将以上算得的运动和动力参数列于表2-2。表2-2轴名传动比i效率电机轴1.6711.23142010.981轴1.6310.961420200.82轴1.31176.20712.950.953轴1.24491.1724.11第三章传动零件的设计3-1蜗杆传动设计计算3.1.1选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。3.1.2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

8、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4555HRC。蜗轮:由公式得滑动速度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，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3.1.3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。由文献1式（11-12），传动中心距1.确定作用在涡轮上的转距=176.20=1762002.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；由文献1表11-5选取使用系数；由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数KV=1.05；则K=1.

9、1511.051.213.确定弹性影响系数因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=1604.确定接触系数假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值/a=0.35，从文献1图可查得=2.9。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,可从文献1表11-7中查得蜗轮的基本许用应力=268。应力循环次数N=60j=601711630020=4.0910寿命系数=0.6288则=0.6288268=168.536.计算中心距取中心距a=125。因=20，从文献1表11-2中取模数m=5，蜗杆分度圆直径d1=50。这时d1/a=0.4，从文献1图11-

10、18中可查得接触系数=2.74。因为，因此以上计算结果可用。3.1.4蜗杆与蜗轮1.蜗杆轴向齿距pa=zm=15.708直径系数q=d1/m=10齿顶圆直径da1=d1+2m=50+215=60齿根圆直径df1=d1=50(1+0.2)5=38导程角=蜗杆轴向齿厚Sa=0.5m=7.85402.蜗轮蜗轮齿数za=41变位系数x2=00验证传动比=z2/z1=41/2=20.5=0.025=2.5%5%(允许)分度圆直径d2=mz2=541=205齿顶圆直径da1=d2+2ha2=205+20.55=210齿根圆直径df2=d2hf2=2051.25=188蜗轮咽喉母圆半径Rg2=ada2=12

11、5210=203.1.5校核齿根弯曲疲劳强度AF=YFa2当量齿数Zv2=43.48由x2=00，Zv2=43.48，查文献1图11-19可查得齿形系数YFa2=2.87螺旋角系数=1=0.9192许用弯曲应力=从文献1表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56寿命系数=0.512=560.512=28.646=16.482弯曲强度是满足的。3-2链传动设计3.2.1链结构设计1.选择链轮齿数Z、Z假定链速V0.6.由文献1表1中9-8选取小链轮齿数Z1=19,从动轮齿数Z2=iZ1=2.9519=56.2.计算功率Pca由文献1表9-9选取工作情况系数kA=1,故

12、作者：tiannimahuang3单级蜗轮蜗杆减速器设计Pca=KAP=11.31KW=1.313.确定链节数LP初定中心距a0=40LP,则链节数为L=117.52节取L=118节。4.确定链条的节距P由文献1图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧是,可能出现链板疲劳强度破坏.由文献1表9-10查得小链轮齿数系数k=()=()=1,k=()=1.04选取单排链.有文献1表9-11查得多排链系数P=1.0,故所需传递的功率为P=1.26根据小链轮转速n1=71r/min，功率P0=1.26,由文献1图9-13选取链号为12的单排链.同时也证实原估计工作在功率曲线顶点左侧是正确的.

13、由文献1表9-1查得链节距=19.05。5.确定链长及中心距aL=2.25a=758中心距减小量a=(0.0020.004)758=1.53.0实际中心距a=a-a=758mm-(1.53.0)=756.5755取a=7566.验算链速v=0.430.6与原假设相符.7.作用在轴上的压轴力FP=kFPFe有效圆周力Fe=1000=1000=3046.5按水平布置,取压轴力系数kFP=1.15,故FP=1.153046.5=35038.滚子链标记12A-1118GB1243.1-83滚子外径d1=11.91,内链节内宽b1=12.57,内链板高度h2=18.08。9.小链轮结构和材料1)小链轮基

14、本参数及主要尺寸分度圆直径dd=P/sin(180/Z)=115.7齿顶圆直径dada=124.45分度圆弦齿高haha=0.27P=0.2719.05=5.14齿根圆直径dfdf=d-d1=115.7-11.91=103.79齿侧凸缘直径dgdgPcot(180/Z)-1.04h2-0.76=94.60查文献1表9-4的链轮毂孔最大许用直径dkmax=622)链轮齿形采用三圆弧一直线齿形齿面圆弧半径remin=0.008d1(Z2+180)=0.00811.91(192+180)=35.35remax=0.12d1(Z+2)=0.1211.91(19+2)=30.01re=(35.3530.

15、01)取re=32齿沟圆弧半径rimax=0.505d1+0.069=0.50511.91+0.069=6.25rimin=0.505d1=0.50511.91=6.01ri=(6.016.25)取ri=6.1mm齿沟角min=120-90/Z=115.26maz=140-90/Z=135.26齿宽bf1=0.95b1=0.9512.57=11.94倒角宽ba=(0.10.15)P=(0.10.15)19.05=1.912.86取ba=2倒角半径rxP=19.05取rx=20齿侧凸缘圆角半径ra=0.04P=0.76链轮齿宽bfn=(n-1)Pt+bf1=bf1=11.94齿形按3RGB/T1

16、244-1985规定制造3)链轮结构小链轮采用整体形式4)链轮材料由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮轮齿啮合次数多,所受冲击也较严重,故小链轮采用较好的材料制造,选用40钢,表面淬火处理,硬度为4050HRC.3.2.2低速链传动静力强度计算与校核由于链速V=0.438故满足抗拉静力强度。式中：Flim-单排链的极限拉伸载荷，查文献1表9-1取Flim=31.1F1-链的紧边工作拉力，由于向心力和悬垂拉力很小，故F1Fe。第四章轴及轴承装置的设计4-1轴的设计4.1.1绘制轴的布置简图和初定跨距轴的布置如图4-1。（a=125）初取轴承宽度分别为n1=22,n2=20。4-1蜗杆轴（1轴）跨距为

17、提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按L1=(0.91.1)da2公式计算L1=(0.91.1)210=（189231）取L1=200蜗杆两端滚动轴承对称布置，取s1=k1蜗轮轴（2轴）跨距S2=k2=da1+25=60+25=85L2=2S2=285=1704.1.2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.轴的受力分析作者：tiannimahuang4单级蜗轮蜗杆减速器设计轴的受力简图如图4-2（a）所示。图中LAB=L1=200LAC=LCB=100计算蜗杆的啮合力Ft1=Fa2=438.4Fa1=Ft2=1687.41Fr1=Fr2=Ft2tan=Ft2=168

18、7.4=626.33求水平面内的支承反力。作水平面内的弯距图。轴在水平面内的受力简图如图4-2（b）RAX=219.2RBX=Ft1=438.4-219.2=219.2MH=RAXLAC=219.2100=21920轴在水平面内的弯距图如图4-2（d）。求垂直面内的支承反力。作垂直面内的弯距图。轴在垂直面内的受力简图如图4-2（c）。Ma1=42185.25RAY=524.1RBY=Fr1=626.33-524.1=102.22MV1=RAYLAC=524.1100=52410MV2=RBYLCB=102.22100=10222轴在垂直面内的弯距图如图4-2（e）求支承反力，作轴的合成弯距图，

19、转距图。轴的合成弯距图如图4-2（f）。RA=568.09RB=241.87（轴向力Fa1=1687.4N。用于支承轴的滚动轴承拟选用圆锥滚子轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A上。）MA=MB=0M1=56809.28M2=24187.12T=Ft1=438.4=10960轴的转距图如图4-2（g）。4-23.轴的初步设计由文献3中式7-10d按文献3表7-1，轴的材料为45号钢调质处理，=637按文献3表7-4，插值得=58.7取折算系数0.6将以上数值代入轴计算截面（c截面）直径计算公式d=21.824.轴的结构设计按经验公式，减速器输入轴的轴端直径dede=(0.81.2

20、)dm=(0.81.2)28=(22.433.6)式中：dm-电动机轴直径，。参考联轴器标准轴孔直径，联减速器蜗杆轴的轴端直径de=25。根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查文献4表5-2，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4-34-34.1.3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.轴的受力分析轴的受力简图如图4-4（a）所示。图中LAB=L2=170LAC=LCB=85计算蜗杆的啮合力Fa2=438.4Ft2=1687.41Fr2=Ft2tan=Ft2=1687.4=626.33求水平面内

21、的支承反力。作水平面内的弯距图。轴在水平面内的受力简图如图4-4（b）RAX=843.7RBX=Ft2=1687.4-843.7=843.7MH=RAXLAC=843.785=71714.5轴在水平面内的弯距图如图4-4（d）求垂直面内的支承反力。作垂直面内的弯距图。轴在垂直面内的受力简图如图4-4（c）Ma2=44936RAY=48.84RBY=Fr1=626.33-48.84=577.94MV1=RAYLAC=48.8485=4151.4MV2=RBYLCB=577.9485=49086.65轴在垂直面内的弯距图如图4-4（e）求支承反力，作轴的合成弯距图，转距图。轴的合成弯距图如图4-4

22、（f）,转距图如图4-4（g）RA=845.11RB=1022.41（轴向力Fa2=438.4N。用于支承轴的滚动轴承拟选用圆锥滚子轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A上。）MA=MB=0M1=RALAC=71834.35M2=RBLCB=86904.85T=T2=1762004-43.轴的初步设计由文献3中式7-10d按文献3表7-1，轴的材料为45号钢调质处理，=637按文献3表7-4，插值得=58.7取折算系数0.6将以上数值代入轴计算截面（c截面）直径计算公式d=28.57在此轴段开有一个键槽，直径增大4%，计算截面直径d29.71。4.轴的结构设计按经验公式，减速器从动

23、轴的危险截面直径dddd=(0.30.35)a=(0.30.35)125=37.543.75按文献4表5-1，取减速器蜗轮轴的危险截面直径dd=45。根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查文献4表5-2，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。作者：tiannimahuang5单级蜗轮蜗杆减速器设计减速器蜗杆轴的结构见图4-54-54-2滚动轴承的选择4.2.1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。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命取为96000h。由前计算结果知：轴承所受

24、径向力Fr=568.09，Fa=1687.4，轴承工作转速n=1420r/min。初选滚动轴承32306GB/T279-1994，按文献2表14.4，基本额定动载荷Cr=81.5,基本额定静载荷Cor=96.5。Fa/Fr=1687.4/568.09=2.97e=0.31X=0.4Y2=1.9按文献1表13-6，载荷系数fp=1.2。pr=（XFrY2Fa）=（0.4568.091.91687.4）1.24119.96NCjs=prL1/=pr（60Lhn/106）1/=4119.96（60960001420/106）3/10=61476.10式中-指数。对于滚子轴承，=10/3。由于Cjse

25、X=0.4Y=1.6按文献1表13-6，载荷系数fp=1.2。pr=（XFrYFa）=（0.41022.411.6438.4）1.21332.49Cjs=prL1/=pr（60Lhn/106）1/=1332.49（60960001420/106）3/10=19882.78式中-指数。对于滚子轴承，=10/3。由于CjsCr,故32308轴承满足要求。32308轴承：D=90B=33damin=494-3键联接和联轴器的选择4.3.1蜗杆轴(1轴)上键联接和联轴器的选择由前计算结果知:蜗杆轴(1轴)的工作转距T=10.96,工作转速n=1420r/min,d11=25,=44。1.联轴器的选择类

26、型选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。载荷计算按文献1中表14-1，工作情况系数KA=1.5。计算转距TcaTca=KAT=1.510.96=16.44型号选择选用TL型弹性套柱销联轴器。校核许用转距和许用转速按文献4附表F-2，选TL4联轴器GB4323-84。许用转距T=63，许用转速n=5700r/min。因TcaT,n80,因此采用在传动箱体内装循环冷却管路的方法即蛇形管水冷却。7-2冷却装置设计1.单位时间内自然冷却散掉的热量2s=ksS(tmax-t0)=140.2(65-20)=126式中：ks-散热系数，ks=14/()tmax-油温，tmax=652.单位时间内需蛇

27、形管带走的热量2W=1-2s=326-126=2003.冷却水流量=式中：-水的密度，=1103.-水的比热，4186.8/,tW=5,t1=20,t2=t1+tW=20+50=254.蛇形管尺寸由文献9表4.20查得d=131.5,di=10,S=0.041的蛇形管5.冷却水流速6.所需蛇形管表面积式中KW=147/()为蛇形管散热系数7.所需蛇形管长度结论本文通过对单级蜗杆减速器的结构形状进行分析，得出总体方案.按总体方案对各零部件的运动关系进行分析得出单级蜗杆减速器的整体结构尺寸，然后以各个系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算，得出各零部件的具体尺寸，再重新调整整体结构，整理得出最

28、后的设计图纸和说明书.此次设计通过对单级蜗杆减速器的设计，使我对成型机械的设计方法、步骤有了较深的认识.熟悉了蜗轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法.这次设计贯穿了所学的专业知识，综合运用了各科专业知识，从中使我学习了很多平时在课本中未学到的或未深入的内容.我相信这次设计对以后的工作学习都会有很大的帮助.由于自己所学知识有限，而机械设计又是一门非常深奥的学科，设计中肯定存在许多的不足和需要改进的地方，希望老师指出，在以后的学习工作中去完善它们.致谢首先，我要特别感谢我的指导老师王世刚副教授，他对

29、我毕业设计给予了很多的指导，花费了很多的心血，使我最后圆满完成了毕业设计。在王老师悉心教导的这段时间里，他严谨的治学态度，渊博的知识，正直的人格，给我留下了极为深刻的印象，为我今后的工作、生活树立了良好的榜样。其次，我要感谢张文忠老师、夏萍老师，他们在毕业设计中给予了我很多的指导和帮助。最后，我要感谢我的同学，他们给予了我无私的爱，对我的成人本科学习给予了大力的支持，使我顺利的完成了学业。再次感谢关心我，爱护我，帮助我的老师，同学。参考文献1濮良贵，纪名刚等著.机械设计（第七版）.北京：高等教育出版社,20012王世刚，张秀亲，苗淑杰.机械设计实践.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，20033唐照

30、民等著.机械设计.西安：西安交通大学出版社，19954任金泉等著.机械设计课程设计.西安：西安交通大学出版社，20035刘鸿文.材料力学.3版.北京：机械工业出版社,19926孙桓，陈作模主编.机械原理.6版.北京：高等教育出版社，20017机械设计手册编委会.机械设计手册.新版.北京：机械工业出版社，20048林景凡，王世刚，李世恒.互换性与质量控制基础.北京：中国科学技术出版社，19999张培金，蔺联芳等著.机械设计课程设计.上海：上海交通大学出版社，1988作者：tiannimahuang8回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计能不能给发个装配图啊我课程设计用谢谢wtq28009作者：00浪雨00

31、9回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计能不能把上面提到的图都发过来呀！我课程设计急用！谢作者：60.8.10.*10回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计兄弟,帮忙发个详细的结构图成不谢谢了我的毕业设计还有一多半啊55作者：221.14.154.*12回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计tiannimahuang，你好！看到你关于减速器设计的帖子，偶感到十分的高兴和荣幸。偶这几天也正在搞关于减速器的课程设计，由于平时把太多的精力放在了考研复习上（偶打算跨专业考研），导致专业知识掌握的很不扎实，结果在搞机械设计的课程设计时，让那些繁琐的计算和复杂的绘图把偶折磨的焦头烂额，在此偶真诚地向你求助，希望你能慷慨解囊，把相关的装

32、配图和零件图也给偶贴上来吧，或者是发到的偶的邮箱里，偶的邮箱：cypvscyp.偶会感激你的！作者：啤酒想念烟13回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计你好.我也在弄这一方面的结构图.能不能发到我的邮箱zhang99608582作者：220.189.70.*15回复12：单级蜗轮蜗杆减速器设计作者：124.130.163.*16回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计朋友，能不能把你设计的装配图发给我啊我有急用啊谢谢了！我的邮箱是:feer_123作者：121.46.21.*17回复10：单级蜗轮蜗杆减速器设计朋友,有没有单级蜗轮蜗杆减速器的装配图啊?作者：121.46.26.*18回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计谢谢啊。我要课程设计。可不可以把设计图发给我啊。yf19850622作者：60.176.50.*19回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计哥们,有没有设计图啊,最近俺也毕业设计呢,呵呵,帮帮忙吧zengjianyong07作者：219.225.210.*20回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计嘿嘿国家的人才作者：221.234.226.*21回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计哥哥