機械設計課程設計蝸輪蝸桿柱齒輪二級減速器

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1、一、 設計任務書 1、 設計題目： 減速器 2、 設計背景： a、 題目簡述： b、 使用狀況：室內(nèi)工作，需要5臺；動力源為三相交流電380/220V，電機單向轉動，載荷較平穩(wěn)，轉速誤差4%；使用期限為10年，每年工作300天，每天工作16小時；檢修期為三年大修。 c、 生產(chǎn)狀況：小批量生產(chǎn)，中等規(guī)模機械廠，可加工7、8級精度齒輪、蝸輪。 3、 設計參數(shù)： 推桿行程200mm；電機所需功率3.4kW；推桿工作周期2.7s。 4、 設計任務： a、 設計總體傳動方案，畫總體機構簡圖，完成總體方案論證報告。 b、 設計主要傳動裝置，完成主要傳動裝置的裝配圖（A0）。 c、

2、設計主要零件，完成兩張零件工作圖（A3）。 d、 編寫設計說明書。 二、 傳動方案的擬定 根據(jù)設計任務書，該傳動方案的設計分成減速器和工作機兩部分： 1、 減速器采用蝸輪-齒輪二級減速器，以實現(xiàn)在滿足較大傳動比的同時擁有較高的效率，和比較緊湊的結構，同時封閉的結構有利于在粉塵較大的環(huán)境下工作。蝸桿傳動布置在高速級，有利于嚙合處油膜的形成，齒輪傳動布置在低速級，可適當降低制造精度，降低成本。 圖2.1 2、 工作機采用如下圖所示六桿機構。機構工作原理：原動件1由減速器輸出軸3驅動旋轉，同時帶動桿2，桿2通過鉸接處牽動桿3從而帶動桿4，進而推動滑塊完成往復運動。且六桿機構的

3、急回特性可以使滑塊以較高的效率完成送料任務。 圖2.2 三、 電動機的選擇 1、 類型和結構形式的選擇： 按工作條件和要求，選用一般用途的Y系列三相異步臥式電動機，封閉結構。 2、 已知電動機所需功率。推桿工作周期T=2.7s． 3、 確定電動機轉速 工作機轉速； 齒輪傳動比范圍；蝸桿傳動比范圍 電動機轉速范圍 在相關手冊中查閱符合這一轉速范圍的電機，綜合考慮總傳動比，結構尺寸及成本，選擇堵轉轉矩和最大轉矩較大的Y11-2M-4型電機。 結論：電動機型號定為Y11-2M-4，其技術數(shù)據(jù)如下表： 同步轉速 r/min 滿載轉速 r/min 額定

4、功率 kW 1550 1440 4.0 四、 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù) 1、 計算總傳動比： 2、 分配減速器的各級傳動比： 在蝸桿傳動比范圍內(nèi)取，故齒輪傳動比，符合齒輪傳動比的推薦值范圍 3、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) a、 計算各軸轉速 電機軸： 1軸： 2軸： 3軸： b、 計算各軸輸入功率 3軸： 2軸： 1軸： ==4.42/0.99=4.465KW c、 計算各軸輸入轉矩 電動機輸出轉矩 1軸： 2軸： 3軸： 將運動和動力參數(shù)計算結果進行整理并列于下表： 軸名 功率P / kW 轉矩T /Nm 轉速n

5、 r/min 傳動比i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電機軸 3.4 29.61 1440 1 0.99 1軸 4.42 29.31 1440 20 0.792 2軸 3.5 464.27 72 3.24 0.97 3軸 3.4 1459.4 22.22 五、 傳動零件的設計計算 1、 齒輪設計 斜齒輪嚙合好，且可以抵銷一部分蝸桿軸向力，降低軸承軸向負荷，故選用斜齒輪，批量較小，小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為229H

6、B～286HB，平均取240HB。計算步驟如下： 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 （1）初步計算 轉矩 齒寬系數(shù) 由表9.3-11查取 接觸疲勞極限 由圖9.3-22b 初步計算需用接觸應力 值 由表B1，估計取， 動載荷系數(shù) 初步計算小齒輪直徑 取 初步齒寬 （2）校核計算 圓周速度 精度等級 由表9.3-1選擇 8級精度 =齒數(shù)、模數(shù)和螺旋角 取 一般與應取為互質(zhì)數(shù) 取， 傳動比誤差為2.47% =385.28mm 由表9.3-4取 使用系數(shù)

7、 由表9.3-6原動機均勻平穩(wěn)，工作機有中等沖擊 動載系數(shù) 由圖9.3-6 齒間載荷分配系數(shù) 先求 由表9.3-7，非硬齒面斜齒輪，精度等級 8級 齒向載荷分布系數(shù) 區(qū)域系數(shù) 由圖.3-17查出 彈性系數(shù) 由表9.3-11查出 重合度系數(shù) 由表9.3-5 由于無變位，端面嚙合角 螺旋角系數(shù) 許用接觸應力 由表9.3-14取最小安全系數(shù) 總工作時間 應力循環(huán)次數(shù) （單向運轉?。? 接觸壽命系數(shù)由圖9.3-

8、23查出 齒面工作硬化系數(shù) 接觸強度尺寸系數(shù)由表9.3-15安調(diào)質(zhì)鋼查 潤滑油膜影響系數(shù)取為 驗算 合格 （3）確定主要傳動尺寸 中心距 取整 螺旋角 切向模數(shù) 分度圓直徑 齒寬 （4）齒根彎曲疲勞強度驗算 齒形系數(shù) 由圖9.3-19,查得 應力修正系數(shù) 由圖9.3-20查得 螺旋角系數(shù) 由圖9.3-21查取 齒向載荷分布系數(shù) 由圖9.3-9查取 許用彎曲應力 試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限 由表9.3-14查最小安全系數(shù) 由圖9.3-26確

9、定尺寸系數(shù) 由圖9.3-25確定彎曲壽命系數(shù) 另外取 驗算 合格 （5）小結：齒輪主要傳動尺寸列表 模數(shù) 4.0mm 壓力角 螺旋角 分度圓直徑 齒頂高 4.0 齒根高 5.0 齒頂間隙 1.0 齒根圓直徑 中 心 距 250 齒 寬 齒頂圓直徑 2、 蝸輪蝸桿設計 蝸桿采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，表面硬度大于45HRC，蝸輪采用ZcuSn10P1沙型鑄

10、造，計算步驟如下： 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計 算 結 果 （1）按齒面接觸強度設計 齒數(shù) 由表9.4-4取, 載荷系數(shù) 由于載荷平穩(wěn) 傳動效率 由表9.4-8估取 蝸輪轉矩 蝸輪材料許用接觸應力 由表9.4-10 滑動速度影響系數(shù) 由圖9.4-7初估滑動速度，浸油潤滑，由圖9.4-9可查出 應力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 由圖9.4-10查出 蝸輪許用接觸應力 模數(shù) 直徑系數(shù) 分度圓直徑 由查表9.4-3 確定基本傳動尺寸 蝸輪分度圓直徑 蝸桿導程角 蝸輪齒寬 蝸

11、桿圓周速度 相對滑動速度 當量摩擦角 由表9.4-7 * 當量摩擦系數(shù) （2）按齒面接觸疲勞強度校核驗算 彈性系數(shù) 由表9.4-12 使用系數(shù) 原動機為電動機，工作平穩(wěn)，由表9.4-13 動載荷系數(shù) 載荷分布系數(shù) 載荷平穩(wěn) 接觸應力 合格 （3）按輪齒彎曲疲勞強度校核驗算 材料許用彎曲應力 一側受載，由表9.4-10查出 壽命系數(shù) 由圖9.4-10查出 許用彎曲應力 蝸輪當量 齒數(shù)： 蝸輪的齒形 系數(shù) 蝸輪無變位,變位系數(shù)X=0，由圖9.3-19 導程角

12、系數(shù) 蝸輪彎曲應力 合格 （4）按蝸桿軸撓度校核驗算 圓周力 徑向力 蝸桿兩支撐間距離 危險截面慣性矩 許用最大撓度 蝸桿軸撓度 合格 （5）蝸桿傳動熱平衡計算 嚙合效率 攪油率 自定 軸承率 自定 總效率 導熱率 中等通風環(huán)境 工作環(huán)境溫度 一般情況 傳動中心距 散熱面積 潤滑油工作溫度 合格 3、蝸桿軸的設計 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 材料的選擇 材料選擇45號鋼，調(diào)質(zhì)處理 材料系數(shù) 查表16.2有

13、 C=112 估算軸徑 蝸桿受轉矩 圓周力 徑向力 軸向力 蝸桿受力圖 見圖5.3（c） 垂直面反力 水平面反力 垂直面受力圖 見圖5.3（d） 水平面受力圖 見圖5.3（f） 垂直面彎矩圖 見圖5.3（e） 水平面彎矩圖 見圖5.3（g） 合成彎矩圖 見圖5.3（h） 轉矩圖 見圖5.3（i） 應力校正系數(shù) 用插入法由表16.3中求得 ， 當量彎矩圖 見圖5.3（j） 校核軸徑

14、 最大彎矩處 合格 圖5.3 4、高速軸的設計 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 材料的選擇 考慮到相互摩擦作用，材料選擇與齒輪相同，為40Cr，調(diào)質(zhì)處理， 材料系數(shù) 查表16.2有 C=106 估算軸徑 所受轉矩 齒輪圓周力 齒輪徑向力 齒輪軸向力 蝸輪圓周力 蝸輪徑向力 蝸輪軸向力 軸受力圖 見圖5.4（b） 垂直面反力 水平面反力 垂直面受力圖 見圖5.4（d） 水平面受力圖 見圖5.4（f） 垂直面彎矩圖

15、 見圖5.4（e） 水平面彎矩圖 見圖5.4（g） 合成彎矩圖 見圖5.4（h） 轉矩圖 見圖5.4（i） 應力校正系數(shù) 用插入法由表16.3中求得 ， 當量彎矩圖 見圖5.3（j） 校核軸徑 最大彎矩處 設計時彈鍵的削弱 合格 圖5.4 5、低速軸的設計 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 材料的選擇 考慮到相互摩擦作用，材料選擇與齒輪相同，為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理， 材料系數(shù) 查表16.2有 C=112 估算軸徑 所受轉矩 齒輪圓周力

16、 齒輪徑向力 齒輪軸向力 軸受力圖 見圖5.5（b） 垂直面反力 水平面反力 垂直面受力圖 見圖5.5（c） 水平面受力圖 見圖5.5（e） 垂直面彎矩圖 見圖5.5（d） 水平面彎矩圖 見圖5.5（f） 合成彎矩圖 見圖5.5（g） 轉矩圖 見圖5.5（h） 應力校正系數(shù) 用插入法由表16.3中求得 ， 當量彎矩圖 見圖5.3（j） 校核軸徑 最大彎矩處 設計時彈鍵的削弱 合格 圖5.5 六、滾

17、動軸承的選擇和計算 1、 蝸桿軸承的選擇 蝸桿軸采用一端固定一端游動的支撐方案，固定端采用兩個角接觸球軸承，以承受蝸桿軸向力，按軸徑初選7211AC；游動端采用一個深溝球軸承，只承受徑向力，按軸徑初選6202。如下圖示： 圖6.1 下面進行校核： 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 軸承主要性能參數(shù) 查手冊7211AC軸承主要性能參數(shù)如下： ； 查手冊6202軸承主要性能參數(shù)如下： ；； 軸承受力情況 ；； ； X、Y值 由表18.7查得 沖擊載荷系數(shù) 由表18.8查得 當量動載荷

18、 軸承壽命 （球軸承） <48000h壽命合格 、 查表18.12， 當量靜載荷 兩式中取大值 安全系數(shù) 正常使用球軸承,查表 計算額定靜載荷 ；； 靜載合格 載荷系數(shù) ； ,查圖 載荷分布系數(shù) ；，查圖18.20 許用轉速 大于工作轉速1440r/min 結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。 2、 高速軸軸承的選擇 該軸為工作于普通溫度下的短軸，故支點采用兩端單向固定的方式，所受軸向力比較小，選用一對深溝球軸承，按軸徑初選6212。下面進行校核： 計算項目 計算內(nèi)

19、容 計算結果 軸承主要性能參數(shù) 查手冊6212軸承主要性能參數(shù)如下： ；； 軸承受力情況 ； ； 校核軸承2 即可 X、Y值 由表18.7，， ， 沖擊載荷系數(shù) 由表18.8查得 當量動載荷 軸承壽命 （球軸承） >48000h，壽命合格 、 查表18.12， ， 當量靜載荷 兩式中取大值 安全系數(shù) 正常使用球軸承,查表 計算額定靜載荷 ；； 靜載合格 載荷系數(shù) 查圖 載荷分布系數(shù) 查圖18.20 許用轉速 大于工作轉速72r/min 結論：所選軸承能滿

20、足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。 3、低速軸軸承的選擇 該軸為工作于普通溫度下的短軸，故支點采用兩端單向固定的方式，所受軸向力比較小，選用一對深溝球軸承，按軸徑初選6207。下面進行校核： 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 軸承主要性能參數(shù) 查手冊6207軸承主要性能參數(shù)如下： 軸承受力情況 ；； 校核軸承2 即可 X、Y值 由表18.7，， ， 沖擊載荷系數(shù) 由表18.8查得 當量動載荷 軸承壽命 （球軸承） >48000h，壽命合格 、 查表18.12， ， 當量靜載荷 兩式中取大值 安

21、全系數(shù) 正常使用球軸承,查表 計算額定靜載荷 ；； 靜載合格 載荷系數(shù) 查圖 載荷分布系數(shù) 查圖18.20 許用轉速 大于工作轉速22.22r/min 結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。 七、鍵和聯(lián)軸器的選擇 1、鍵的選擇和校核 鍵的選擇主要考慮所傳遞的扭矩的大小，軸上零件是否需要沿軸向移動，零件的對中要求等等。 計算項目 計算內(nèi)容 計 算 結 果 （1）蝸桿軸鍵的選擇與校核 鍵的選擇和參數(shù) 與聯(lián)軸器相聯(lián)接，為靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭。 由手冊查得d=32mm時，應選用 鍵 GB1096-79 轉

22、 矩 鍵 長 接觸長度 許用擠壓應力校 核 查表可得鋼的許用擠壓應力為 =（125-150）MPa 故滿足要求 （2）高速軸鍵的選擇和校核 鍵的選擇和參數(shù) 靜聯(lián)接,選用普通平鍵，圓頭，由手冊查得d=60mm時，同時考慮到同一跟軸上盡量選用相同公稱尺寸的鍵，故應選用鍵，鍵 GB1096-79 轉 矩 鍵 長 接觸長度 許用擠壓應力校 核 查表可得鋼的許用擠壓應力為 =（125-150）MPa 故滿足要求 （3）低速軸鍵的選擇和校核 鍵的選擇和參數(shù) 靜聯(lián)接,選用普通平鍵，圓頭 由手

23、冊查得d=60/76mm時，同時考慮到同一根軸盡量選用相同公稱尺寸的鍵，故兩鍵應分別選用鍵，鍵 GB1096-79 轉 矩 鍵 長 接觸長度 許用擠壓應力校 核 查表可得鋼的許用擠壓應力為 =（125-150）MPa 故滿足要求 2、聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器的尺寸（型號）可根據(jù)配合處軸徑d及計算扭矩進行選擇，選擇時應滿足強度條件：式中：K為載荷系數(shù)；T為聯(lián)軸器傳遞的工作扭矩（即軸的扭矩）；為公稱扭距，它決定于聯(lián)軸器的型號。 查手冊有：對于載荷系數(shù)可選擇扭矩變化較小的情況，工作機類型為中間軸，傳動軸，照明用發(fā)電機等，故取K=1.3。 根據(jù)

24、工作情況可選擇凸緣聯(lián)軸器， 查手冊有當軸徑 d=60mm，應選擇型號為YLD12，公稱扭矩為。校核：。 八、減速器機體各部分結構尺寸 名稱 符號 減速器型式及尺寸 機匣壁厚 考慮鑄造工藝，壁厚取 機座底凸緣厚度 取 地腳螺釘直徑 取 地腳螺釘數(shù)目 取 軸承端蓋螺釘直徑 取 窺視孔蓋螺釘直徑 取 定位銷直徑 取 蝸輪外圓與內(nèi)機壁距離 Δ1 > 取Δ1= 齒輪輪轂端面與內(nèi)機壁距離 Δ2

25、 > 取Δ2= 軸承端蓋外徑 取 軸承端蓋凸緣厚度 取 九、潤滑和密封形式的選擇 1、齒輪、蝸桿及蝸輪的潤滑 在減速器中，蝸桿相對滑動速度 V=6.15m/s，由表13.7，采用浸油潤滑，選用蝸輪蝸桿油（摘自），用于蝸桿蝸輪傳動的潤滑，代號為。浸油深度一般要求浸沒蝸桿螺紋高度，但不高于蝸桿軸承最低一個滾動體中心高。 2、滾動軸承的潤滑 蝸桿軸承浸泡于油液中，故采用由潤滑，另外兩對軸承處的零件輪緣線速度均小于，所以應考慮使用油脂潤滑，但應對軸承處值進行計算。值小于時宜用油脂潤滑；否則應設計輔助潤

26、滑裝置。 兩對軸承處值分別為：，，均小于，所以可以選擇油脂潤滑。 采用脂潤滑軸承的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油板將軸承與箱體內(nèi)部隔開。 在選用潤滑脂的牌號時，根據(jù)手冊查得常用油脂的主要性質(zhì)和用途。因為本設計的減速器為室內(nèi)工作，環(huán)境一般，不是很惡劣，所以6212和6214軸承選用通用鋰基潤滑脂（），它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機械設備的軸承，選用牌號為的潤滑脂。 3、密封形式的選擇 為防止機體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入機體內(nèi)部影響機體工作，在構成機體的各零件間，如機蓋與機座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈

27、等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度不是很大，采用接觸式密封，輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，采用粗羊毛氈封油圈，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故采用粗羊毛氈封油圈。 十、其他技術說明 ①減速器裝配前，必須按圖紙檢驗各個部分零件，然后需用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，內(nèi)壁涂刷抗機油浸蝕的涂料兩次。 ②在裝配過程中軸承裝配要保證裝配游隙。 ③軸承部位油脂的填入量要小于其所在軸承腔空間的2/3。 ④減速器的潤滑劑在跑合后要立即更換，其次應該定期檢查，半年更換一次。潤滑軸承的潤滑脂應定期添加。

28、⑤在機蓋機體間，裝配是涂密封膠或水玻璃，其他密封件應選用耐油材料。 ⑥對箱蓋與底座結合面禁用墊片，必要時可涂酒精漆片或水玻璃。箱蓋與底座裝配好后，在擰緊螺栓前應用0.05mm塞尺檢查其密封性。在運轉中不許結合面處有漏油滲油現(xiàn)象。 ⑦減速器裝配完畢后要進行空載試驗和整機性能試驗。 空載實驗：在額定轉速下正反轉各1～2小時，要求運轉平穩(wěn)、聲響均勻、各聯(lián)接件密封處不得有漏油現(xiàn)象。 負載實驗：在額定轉速及額定載荷下，實驗至油溫不再升高為止。通常，油池溫生不得超過，軸溫升不得超過。 ⑧搬動減速器應用底座上的釣鉤起吊。箱蓋上的吊環(huán)僅可用與起吊箱蓋。 ⑨機器出廠前，箱體外表面要涂防護漆，外伸軸應涂脂后包裝。運輸外包裝后，要注明放置要求。 參考文獻： 〖圖表x.x－xx〗來自： 吳瑞祥等主編，機械設計基礎（下冊），北京：北京航空航天大學出版社，2002.5 〖圖表xx.xx〗來自： 邱宣懷主編，機械設計（第四版），北京：高等教育出版社，1997（2001重?。? 機械設計課程設計/任嘉卉等編著. 北京：北京航空航天大學出版社，2001.1 機械設計手冊（上下冊）