蜗轮蜗杆减速器讲解

机械设计课程设计说明书

设计题目：一级蜗轮蜗杆减速器

学生姓名：

学号：

学院：机电

专业：机械设计制造

班级：

指导教师：

2012年5月5 日

目录

1.1 摘要

1.2 设计目的

1.3 传动装置的总体设计1.4 传动件的设计计算1.5 轴的设计计算

1.6 减速器箱体的结构1.7 润滑油的选择与计算1.8 装配图和零件图

1.1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

1.2 设计目的

1、通过本次设计，综合运用《机械设计基础》及其它有关先修课程的理论和实际知识，使所学的知识进一步巩固、深化、发展。

2、本次设计是高等工科学校学生第一次进行比较完整的机械产品设计，通过此次设计培养学生正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力，掌握机械设计的基本方法和步骤。

3、使学生能熟练的应用有关参考资料、图册和手册，并熟悉有关国家标准和其它标准，以完成一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本训练。

1.3 传动装置的总体设计

1.3.1 传动方案的分析

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

本设计中原动机为电动机，传动方案采用单级蜗杆传动。蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构。具有传动比的、零件数目少、结构紧凑、传动平稳、噪音小等特点。

1.3.2 传动方案的拟定

(1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度使用期8年，检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。小批量生产，运输带速度允许误差为±5％。设工作机效率ηw=0.96。

(2)原始数据 :

输送带工作拉力F=4kN 传动装置简图

输送带工作速度V=1.6m/s

滚筒直径D=400mm

1.3.3电动机的选择

1.选择电机类型

按工作要求和工作条件选择Y 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 工作机的所需功率为

KW w

Fv P W 667.696

.010006

.140001000=??==

η

从电动机到工作机间的总效率为 式中：

33

221ηηηη**=a

蜗杆传动的效率分别是联轴器、轴承、321,,ηηη

23

1231230.990.980.80.738a ηηηηηηη====**=查机械设计手册可取，，所以

所以电动机所需的工作功率为 034.9738

.0667

.6==

=

a

W

d p P ηKW 3.确定电动机的转速 由于蜗杆的头数越大，效率越低，先选择蜗杆的头数Z 1=1，所算出的传动比不在推荐范围内。故选则蜗杆的头数Z 1=2

工作机卷筒的转速为

比，一级蜗杆减速器传动推荐的传动比合理范围按表,40~101.9'

=∑i min 39.76400

6

.1100060100060r D v n W =???=?=

ππ

所以电动机转速可选的范围为

min 6.3055~9.76339.76)40~10('

r n i n W d =?=*=∑

符合这一范围的同步转速为1000r/min 、1500r/min 和3000r ∕min 。综合考虑电动机和传动

装置尺寸、重量、价格、减速器的传动比等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min 的电动机。

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Y160M-4

表1.1 Y160M-4

1.3.4传动比的确定

总传动比

11.1939

.761460===

W m n n i 1.3.5 运动参数及动力参数的计算

1.各轴的转速

1轴：n 1=n m =1460r/min

2轴:m in 39.762r n n W ==

2.轴的输入功率

1轴:118.944KW d P P η==

2轴：21

327.012P P KW ηη== 卷筒轴：212 6.803P P

KW ηη==卷 3．各轴的输入转矩

电动机的输出转矩T d 为

9.0349550955059.091460

d d m P T N m n ==?=? 故1轴

1

118.9449550

955058.501460

P T N m N m n ==??=? 2轴

2227.0129550

9550876.6176.39

P T N m N m n ==??=? 卷筒轴

6.8039550

9550850.4976.39

W P T N m N m n ==?=?卷卷 将以上算得的运动和动力参数列于表2-2

1.4 传动件的设计计算 1.4.1 减速器传动设计计算

（一）选择蜗杆传动类型、精度等级、材料

（1）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)运输机为一般的机器，速度不高，故选择7级精度（GB 10095——88） (4) 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 =876.61N.m 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

由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数V

K =1.05;

K=

K βA K V

K =1.05

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 =0.35,从而可查得

Z ρ

=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,可从手册

中查得蜗轮的基本许用应力[]'

H σ=268a MP 寿命 83001228800h L h =??= 应力循环次数 N=60j

2h

n L =60×1×76.39×28800=1.320×810

寿命系数 HN K

=0.724

则 []H σ=HN

K []'

H σ=0.724×268a MP =194.12MPa

⑥计算中心距

a

=173.90mm

取中心距a=180mm,因11.19=i ,所以从表11-2中取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=63mm 。这时d1/a=0.35。因为

ρ

ρZ Z ≤'

，因此以上计算结果可用。

⑷ 蜗杆与蜗轮主要几何参数 ⑸ ①蜗杆

轴向齿距 pa=πm=25.13mm 直径系数 q=d1/m=7.875

齿顶高 18a h h m mm *

==

齿根高 1()9.6f h h c m mm **

=+=

齿顶圆直径 da1d12m 63218mm 79mm =+=+??= 齿根圆直径 11126329.643.8f f d d h mm =-=-?=

导程角

1

1tan mz d γ=

1415"γ= 蜗杆齿宽 12(110.06)(110.0638)8106.24b z m mm ≥+=+??= 取

1110b mm

=

蜗杆轴向齿厚 Sa=0.5πm=0.5×3.14×8mm=12.566mm

蜗杆法向齿厚 1

cos 6.0902n a s s mm γ=

=

②蜗轮

蜗轮齿数 2Z =38

验证传动比 i =2Z /2x =38/2=19

这时传动比误差为%

576.000576.011.1911

.1919-=-=-，是允许的

变位系数 2x = -0.4375 分度圆直径

2

d =m

2

Z =8×38mm=304mm

蜗轮齿顶高

2188a a h h m mm

*

==?=

蜗轮齿根高

2()(10.2)89.6f a h h c m mm

**=+=+?=

蜗轮顶圆直径 da2=2

d +2ha2=（304+2×8）mm=320mm

蜗轮齿根圆直径

222230429.6284.8f f d d h mm

=-=-?=

蜗轮咽喉母圆半径 Yg2=a-0.5da2=(1800.5320)mm -?=20.0mm

齿宽

22(0.528(0.555.67b m mm ==?= 蜗轮宽度 10.750.757959.25a B d mm ≤=?= 取58B mm = 齿宽角 02

1

2arcsin

124.17b d θ== 齿顶圆弧面半径 163

823.522g d r m mm =-=-= 齿根圆弧面半径 163

1.2 1.2841.122

g d r m mm =+=+?=

外圆直径 22 1.5320 1.58332e a d d m mm

=+=+?=

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

2233

38

41.74cos (cos14.25)

v z z γ?=

==