哈工大机械设计课程设计蜗杆减速器设计说明书(含图).docx

传动装置简图I-电动机2、4一联轴器3一一级蜗轮蜗杆减速器5传动滚筒6一输送带一、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38OV。2.选择电机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机输送带间的总效率为式中；7-联轴器的传动效率：小一轴承的传动效率：%一蜗轮的传动效率：小一卷筒的传动效率。由表9.1可知，7=0.99,%=0.98,%=0.75,九=0.95那么所以电动机所需的工作功率为3.确定电动机的转速工作机卷筒的转速为由于蜗杆的头数越大，效率越低，中选择蜗杆的头数Z1=I时，对应电动机所算出的传动比不在推荐范围内。应选那么蜗杆的头数Zi=2。所以电动机转速可选的范围为符合这一范围的同步转速为IoOOrmin和1500rmin.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IOoOrmin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Yl12M-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1.1Y112M-6型电动机的主要性能电动机型号额定功率/kW满载转速/(rmin)启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y112M-62.29402.02,0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1.XAC/2+AD)XHD底脚安装尺寸AXB底脚螺栓直径K轴伸尺寸DXE键连接局部尺寸FXGD112400×(115+90)X265190X1401228X608X7二、计算传动装置的传动比1.总传动比三、计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速轴II轴卷简轴2.各轴的输入功率轴II轴卷筒轴3.各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为I轴II轴卷简轴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(Nmm)转速n(rmin)电机轴2.12.13X1O4940I轴2.062.09×104940H轴1.552.76×IO553.7卷简轴1.502.67×IO553.7四、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，外表淬火，齿面硬度220-250HBW蜗轮材料，根据其中m为蜗杆转速，T2为蜗轮转矩初估蜗杆副的滑动速度vs>6ms,选择蜗轮的材料为铸锡磷青铜1按疲劳强度设计，根据公式那么有由表取m=6.3,蜗杆分度圆直径d=63蜗杆倒程角蜗轮圆周速度蜗杆副滑动速度蜗轮圆周速度应选择减速器的类型为蜗杆下置符合初取的效率值涡轮蜗杆的尺寸计算蜗轮分度圆直径中心距变位系数其他尺寸总汇于表1.4名称符号计算公式和数据（单位mm）蜗轮数据蜗杆数据齿顶高Ha%1=用6.3htt2=(+x)m6.401齿根高bfzrI=1.2m7.56z三(1.2-)m7.459全齿高h1=2.2m13.862=2.2m13.86分度圆直径d63d2=mz2226.8齿根圆直径cldfl=dl-2hfi47.88勿？=d"239.602齿顶圆直径&<1=4+2%75.6%=力+2%211+882蜗杆分度圆上倒程角Y/=arctanzlmdl11°30,36,'蜗轮分度圆上螺旋角Bz色=V节圆直径dhd=rf1+2Lt63.202*=&226.8传动中心距a,a'=(4+必+2m.)145蜗杆轴向齿距palPm=IIm19.79蜗杆螺旋线倒程P*=35.98蜗杆螺旋局部长度LL>(ll+0.06z2)m86蜗杆外圆直径de224日十L5m252蜗轮齿宽历075l5斗齿根圆弧半径Ri尺=4"2+02汽39.06齿顶圆弧半径RaR2=Jzi/2+0.2/7?25.2齿宽角0*in，=>b3«</“,O.5m)48"6'54"热平衡计算：根据公式该设计的减速器工作环境是煤场，故取油温t=7(TC。周围空气温度to=2(TC,通风条件良好,取散热系数Ks=l5Wm2*C,传动效率为n=0.78.那么机体外外表的面积机体外表凸缘面积所需要加的散热片面积每片散热片的面积所加散热片的数目选择蜗杆和涡轮的精度等级蜗轮的圆周速度通过查表选用精度等级为9级，应为该传动平稳，选用的侧隙种类为c,即传动9cGBTl0089-1988.蜗杆的圆周速度通过查表选用精度等级为8级，应为该传动平稳，选用的侧隙种类为C,即传动8cGBTl0089-1988.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004+3N8IO机盖壁厚衣085b89机座凸缘厚度b1,5315机盖凸缘厚度415512机座底凸缘厚度P2,5525地脚螺钉直径%0.036+1220地脚螺钉数目Il4轴承旁连接螺栓直径rf.O.75"r16机盖与机座螺栓直径"2(0.506/12连接螺栓d2的间距150-200轴承端盖螺钉直径也(0.5O.6)df8窥视孔盖螺钉直径4(0.3-0.4)d6定位销直径(0,7O.8)d2IOdfdl.d2至外机壁距离见表1.5drd2至凸缘距离轴承旁凸台半径外机壁至轴承座端面距离G+G+(58)48内机壁至轴承座端面距离I25+C+Q+(58)58蜗轮外圆与内机壁距离4>L2J15蜗轮轮毂与内机壁距离&>J12轴承端盖凸缘厚度eQO&1()表1.5连接螺栓扳手空间6,C2值和沉头座直径表螺栓直径M8MlOM12M16M2()M24M30cImin13161822263440°2min1114162(.)242834沉头座直径2(.)242632404860四.蜗杆轴的设计计算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要求，考虑到经济性选用常用材料45#钢,调质处理2初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考书1表10.2得C=1O6I18,考虑到轴端的弯矩和转矩的大小，故取C=UO那么考虑到键槽的影响，取3.结构设计（1）轴承部件的结构形式：蜗杆减速器的中心距a=135,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上图所示。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，其转速比拟低，传递转矩比拟大。考虑到安装时不一定能保证同心度，采用有良好的补偿位移偏差性能的刚性可移式联轴器。选用金属滑块联轴器。那么转矩由机械设计手册查得联轴器的轴孔长度为70mm,许用转矩为500N*m许用转速为250rmin,轴径范围为3640mm,考虑到轴段3连接的是轴承，故取L=70mm,d=40mmo（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,密封圈为毛毡油封密封圈FZf92023-1991中直径是50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,查轴承手册，其内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm,故取d3=d6=50mm,考虑到安装挡油板时的侧隙，L3=50mm,轴段6除了安装轴承外还有有加工倒角，故L6=32mm。（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=52mm,按照蜗轮的设计，蜗轮的轮毂宽为（151.9）d5.取轮毂宽为78mm,那么轴段5的长度略小于蜗轮轮毂宽度，取L5=75mm（6）轴肩5的设计：轴段6上安装与轴段3成对的挡油板，考虑到轴承受力的对称性轴肩5的长度Ls=Ilmmo（7）轴段2的长度：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:L25=0mm（8）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12×61GB/T1096-1990及键16×68GB1096-1990.4.轴受力分析蜗轮所受力Fa=Fr=Ft99INFl=2720N在水平面上负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反。在垂直平面上轴承I上的总支承反力轴承Il上的总支承反力（1）画弯矩图在水平面上A-A剖面左侧：-剖面右侧：在竖直平面上合成弯矩A-A剖面左侧：A-A剖面右侧：(2)画转矩图1.校核轴的强度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剖面左侧为危唆截面。由附表10.1，抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭剪应力对于调质处理的45钢，由表10.1查得<=650Mpa,j=300M&,TT=155MPa,由表10.1注查得材料的等效系数也=0.2,%=0.1。键槽引起的应力集中系数，由表10.4查得K(T=L825,(=1.625绝对尺寸系数，由附图10.1查得%=0.8,J=0.76轴磨削加工时的外表质量系数由附图10.2查得£=0.92。平安系数查表10.5得许用平安系数2=1.31.5,显然SS,故A-A剖面平安。5.校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力取键、轴、联轴器的材料都为钢，查表6.1得>=12O15OMR,<.显然，分<匕-，故强度足够。齿轮处键连接的挤压应力取键、轴、齿轮的材料都为钢，查表6.1得0>=120150m&。显然，r<r,故强度足够。6.校核轴承寿命(1)计算轴承的轴向力。由表11.13查得70309轴承内部轴向力计算公式，那么轴承I、Il的内部轴向力分别为根据轴承手册查得图一：轴承布置及受力E及S2的方向如图1所示，S2与A同向，那么显然，S2+ASi,因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承I将保持平衡,故两轴承的轴向分力分别为比饺两轴承的受力，因凡&及居2,故只需校核轴承I。（2）计算当量动载荷。因为所以X=O.56,Y=2.30当量动载荷（3）校核轴承寿命。轴承在100。C以下工作，查表11.9得人=1。平稳，查表11.10,得轴承的寿命减速器使用4年，二班制工作，那么预期寿命显然4远大于Lh，故轴承寿命很充裕。7.蜗轮设计计算蜗轮的分度圆直径d=226.8mm,为了节约比拟贵重的青铜材料，故蜗轮的结构采用装配式,按照机械设计课程设计图号16设计蜗轮结构，其数据如下表所示计算公式数据（单位mm）(1.6Lg)Q901(1.2-L8)d90C1.7n1012a2m>1014b2m1014R：39.060.5(4-2m)25.2d?MZ226.8daa2+2777239.4&10I1(23)<20e2-33&183.68DU122.84n2-33D1da+L5n252五减速器的附件设计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拟贵，综合上述因素,按照机械设计课程设计的表14.7选择窥视孔的参数如下表（单位mm）ABAiB1CClC2R螺钉尺寸螺钉数目1109()14012012580055M16×1562.通气器的设计根据减速器的工作环境，选择带过滤网的防尘式通气器，根据机体的大小按照机械设计课程设计的表14.9选择的通气器参数如下表（单位mm）dddad3d4DhabChiRD1SkefM18M32X1.5105I6403610614174026.9195223.放油孔及放油螺栓的设计放油螺栓的设计按照机械设计课程设计的表14.14选取的螺栓及油圈参数如下表（单位mm）螺纹dDDSLhabDuH材料M12CX1,25221513241232222皮封油圈-工业皮革螺塞-Q2354.油标的设计考虑到减速器的结构简单原那么，选用杆式油标，其油标孔直接在减速器箱体上铸出,按照机械设计课程设计的表14.13选取油标的参数如下表（单位mm）ddid2d3habCDDiM12412628106420165.高速轴输入端的联轴器设计为了减小启动转矩，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，应选d=28,ch=30,联轴器的型号为LX2六.减速器的润滑减速器中蜗轮和轴承都需要良好的润滑，起主要目的是减少摩擦磨损和提高传动效率，并起冷却和散热的作用。另外，润滑油还可以防止零件锈蚀和降低减速器的噪声和振动等。本设计选取润滑油温度f=40。C时的蜗轮蜗杆油，蜗轮采用浸油润滑，浸油深度约为12个螺牙高，但油面不应高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心