燕山大学涡轮蜗杆式二级齿轮减速器机械设计课程设计

机械设计课程设计说明书

题目：  蜗杆-齿轮二级减速器  

一．电动机选择计算

1．原始数据

①运输链牵引力F=2252N

②运输链工作速度V=0.37m/s

③滚筒直径 D=0.36m

2．电动机型号选择

⑴运输链所需功率，取

取η1=0.99（联轴器）,η2=0.97（齿轮） ,η3=0.8（蜗轮）,η4=0.98（轴承）

则传动装置总效率  ηa=η1×η2 × η3× η4=0.7

⑵电动机功率        

       Pd=Pw / ηa=0.87/0.70=1.24kW

⑶卷筒轮转速        

蜗杆—齿轮减速器推荐传动比为=15~60

故电动机转速可选范围

=×n=(15~60)×19.6=294~1176 r / min

     则符合这一范围的同步转速为 1000/min，

综合考虑选电动机型号为Y100L-6，主要性能如下表：

  总传动比为 

       ；

齿轮传动比i2=（0.04~0.07）=1.92~3.36，取i2=2.5；

则蜗杆传动比，取

三．运动和动力参数的计算

    设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。

1.各轴转速：

n1= nm =940 r / min

n2=/ i2= 940/20= 47 r / min

n3= / i3= 47/2.5=18.8r / min

2.各轴输入功率：

    P1=Pd×η01=1.24×0.99=1.23kW

   ×=1.23×0.8×0.98=0.96kW

   =0.96×0.97×0.98=0.91kW

     =0.91×0.99×0.98=0.88kW

3.各轴输入转距：

   Td=9550×Pd/nm=9550×1.24/940=12.6N·m

   T1=Td×η01=12.6×0.99=12.47 N·m

   T2=T1×i1×η12=12.47×20×0.98×0.8=195.5N·m

   T3=T2×i2×=195.5×2.5×0.97×0.98=4.6 N·m

     T4=T3×=4.6×0.98×0.99=450.75 N·m

运动和动力参数计算结果整理于下表：

相对滑动速度V=2.8m/s

1．蜗杆蜗轮的选择计算

(1).选择蜗杆的传动类型

   根据GB/T 10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。

(2).选择材料、精度等级和蜗杆头数

   材料：蜗杆 :45钢，调质处理；

蜗轮：铸铝青铜ZcuAl9Fe4Ni4Mn2，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。

精度等级：初选取8级

蜗杆头数：z1=2（由i=20取）

         则z2=iz1=40

传动比误差为

(3).按齿面接触疲劳强度进行计算

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。

计算公式  

1查表得：9.47cosγ=9.26

2确定载荷：K=KA·Kβ·KV

中等冲击   KA=1

载荷平稳   Kβ=1

预估v2≤3m/s，取Kv=1.05

则K=1.25×1.1×1.05=1.155

3作用在蜗轮上的转距T2 =1.96×105N·mm

4查表得   ZE=155      

5查表得                  b=400MPa

6应力循环次数：

则

7计算m3q

m3q≥9.26×1.05×1.96×105×()2=595

查表取  m3q=0

则   m=4，d1=40mm，q=10

(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸

1中心距

mm

变位系数为  

2蜗杆

头数z1=2，直径系数q=10；

齿顶圆直径；

分度圆导程角γ= ；

蜗杆轴向齿厚 6.28mm

3蜗轮

蜗轮齿数   z2=40；

蜗轮分度圆直径  d2=m×z2=4×40=160mm

蜗轮齿顶圆直径    da2=d2+2×ha2=160+2×4=168mm

蜗轮齿根圆直径  df2=d2-2×hf2=160-2×4×（1+0.25）=150mm

4确定精度等级

  故初选8级精度等级合适。

5复核m3q

滑动速度： 

查表取  

啮合效率

取搅油效率为η2=0.99，滚动轴承效率为η3=0.99

则总效率为η=η1·η2·η3=0.844

则

误差  

故无应力问题，不必再做修正。

(5).校核齿根弯曲疲劳强度

1当量齿数   zv=z2/cos3γ=42.5

由此，查表可得齿形系数YF=1.72。

2螺旋角系数  Yβ=1-γ/140O=0.92

3许用弯曲应力  

4弯曲应力

   满足弯曲强度。

(6).精度等级公差和表面粗糙度的确定

考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 100—1988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T 100—1988。

(7).热平衡核算。

其中t0=20℃，η=0.844，P1=1.23Kw，取Kd=15W/（m2·℃）

箱体面积 

 则工作油温为

满足温度要求。

2．斜齿轮传动选择计算

(1).选精度等级、材料及齿数

①运输机一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。

②材料选择。选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS。 合适

③选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿z2=63

④选取螺旋角。初选螺旋角β=10o。

5齿宽系数 取

(2).按齿面接触疲劳强度设计

1)确定小齿轮分度圆直径

①确定公式内各计算数值

a.使用系数  查表取 KA=1.25

b.动载系数  预估v=4m/s，则vZ1/100=1m/s

        查图取  KV=1.07

c.齿间载荷分配系数

端面重合度

轴向重合度  

总重合度  

查图取   

d.齿向载荷分布系数  查图取 Kβ=1.18

        则K=KA·KV·Kα·Kβ=2.24

e.材料的弹性影响系数  查表得  ZE=1.8

f. 齿向区域系数  查图取  ZH=2.46

g.重合度系数  

h.螺旋角系数  

   则 

i.接触疲劳强度极限

查图取  σHlim1=550MPa

σHlim2=450MPa

j. 应力循环次数

                N2=N1/i=2.6×107

查表得  接触疲劳寿命系数 KHN1=1.03

 KHN2 =1.25

k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1(失效概率为1%)

则   

故   

②计算

a.试算小齿轮分度圆直径d1

b.校核圆周速度

c.修正载荷系数  vz1/100=0.05m/s   取KV’=1.01，则

d.校正分度圆直径

2)确定主要参数

1计算法向模数  

查表取标准值  mn=4mm

2计算中心距  

圆整取  a=180mm

3修正螺旋角   

将带入上述过程进行计算得

mn’=3.08mm<4mm

故设计合理，不需再做修正

4计算分度圆直径

5计算齿宽    

则取b1=74mm，b2=67mm

3)校核齿根弯曲疲劳强度

1计算重合度系数

2计算螺旋角系数

3计算当量齿数

4查取齿形系数          YFa1=2.6，YFa2=2.26

5查取应力集中系数      YSa1=1.58，YSa2=1.72

6计算弯曲疲劳许用应力 ［σF］=KFN·σFlim/SH

a.弯曲疲劳极限应力    σFlim1=450MPa，σFlim2=390MPa

b.查取寿命系数         KFN1=KFN2=1

c.安全系数             SH=1  (取失效概率为1%)

则  ［σF1］=1×450/1=450MPa

［σF2］=1×390/1=390MPa

7计算弯曲应力

故设计合理。

五．轴的设计和计算

1.初步计算轴径

轴的材料选用常用的45钢

当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，

计算公式为：    

考虑到各轴均有弯矩，取C=118，初算各轴头直径

考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配及d3必须和联轴器空相匹配，所以初定d1=22mm，d3=45mm，取d2 =35mm。

2．轴的结构设计

  Ⅰ轴（蜗杆）的初步设计如下图：

装配方案是：左端，甩油环、轴套、套杯、左端轴承、圆螺母止动垫片、圆螺母、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，轴套、左端轴承、圆螺母止动垫片、圆螺母依次从轴的右端向左安装。

轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（6~8）mm，否则可取（4~6）mm。

轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（1~3）mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（1~3）mm，靠近轴肩处的距离应大于等于5mm。

Ⅱ轴的初步设计如下图：

装配方案是：左端，蜗轮、轴套、挡油板、右端轴承、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，齿轮、轴套、挡油板、左端轴承、端盖依次从轴的右端向左安装。

尺寸设计准则同Ⅰ轴。

Ⅲ轴的初步设计如下图：

装配方案：左端，齿轮、轴套、挡油板、左端轴承、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，挡油板、右端轴承、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的右端向左安装。

尺寸设计准则同Ⅰ轴。

3．Ⅲ轴的弯扭合成强度计算

由Ⅲ轴装轴承处轴的直径d=50mm，查《机械设计课程设计指导手册》得到应该使用的轴承型号为30210E，D=90mm，B=20mm，a=20mm（轴承的校核将在后面进行）。

     (1)计算大齿轮受力：

转矩 T1=4.6N·m

由此画出大齿轮轴受力图，见b图

（1）计算轴承反力（c、e图）

   水平面    

垂直面

（2）画出水平弯矩Mxy图(图d)，垂直面弯矩Mxz图(图f)

和合成弯矩图（图g）。

（3）画出轴的转矩T图（图h），T=99072N·mm

（4）初步分析Ⅰ~Ⅲ三个截面有较大的应力和应力集中。现

对Ⅱ面将进行安全系数校核。

（5）轴材料选用45钢调质，σb=650MPa，σs=360MPa，

查表得疲劳极限：

σ-1=0.45σb=0.45×650=293MPa，

σ0=0.81σb=0.81×650=527MPa

τ-1=0.26σb=0.26×650=169MPa

τ0=0.5σb=0.5×650=325MPa

       由式，得

， 

（6）求截面Ⅰ的应力    

（7）求截面Ⅰ的有效应力集中系数

     因在此面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=2mm，其应力集中可由表查得D/d=54/50=1.08，r/d=2/50=0.04。由σb=650MPa查得

kσ =1.67，kτ=1.24。

（8）求表面状态系数β及尺寸系数εσ、ετ  

查表得β=0.92，εσ=0.73、ετ=0.78。

（9）求安全系数    设为无限寿命，kN=1

则综合安全系数为

故轴安全。

六．滚动轴承的选择计算

由于传动装置采用蜗轮-蜗杆—斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用圆锥滚子轴承。现计算Ⅲ轴上的一对轴承的寿命。

轴承型号为30210E，d=50mm，D=90mm，B=20mm，基本额定动载荷 Cr=72200N，基本额定静载荷 Cor=55200N，采用脂润滑nlim=4300r/min。

1.计算内部轴向力    受力如图i

查表得  S=0.7Fr（α=25o，e=0.7）

则     S1=N

        S2=N

1.计算单个轴承的轴向载荷

比较S1+FA与S2的大小

S1+FA=475.7+768=1243.7<

由图示结构知，1轴承“压紧”，2轴承“放松”。

则    Fa1==540    Fa2==1308N

2.计算当量载荷   

    P=fP（XFr+YFa） 查表取fP=1.5

查表得X1=1，Y1=0

查表得X2=1，Y2=0

则  P1=1.5(1×1056)=1584N

P2=1.5(1×2903.5)=4355.25N

3.计算寿命   

取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式

因为是圆锥滚子轴承，取ε=10/3，则

4.静载荷验算   

  查表得X0=0.5，Y0=0.6，则

P01= X0Fr1+Y0Fa1=0.5×1056＋0.6×540=852N

因  P01< Fr1，故取  P01= Fr1=1056N<        P02= X0Fr2+Y0Fa2=0.5×2903.5＋0.6×1308=2236.55N<5.极限速度验算

查图得f11=1，f12=1，tanβ1=Fa1/Fr1=0.5，tanβ2= Fa2/Fr2=0.45 查图得f21=0.95，f22=0.98，则

f11f21nlim=1×0.95×4300=4085r/min>n

f12f22nlim=1×0.98×4300=4214r/min>n

     故选用30210E型圆锥滚子轴承符合要求。

七．键连接的选择

Ⅰ轴键槽部分的轴径为22mm，所以选择普通平键

键  A6×25  GB/T 1096-79

Ⅱ轴左右两端键槽部分的轴径为40mm，所以选择普通圆头平键

左端   键  A12×50  GB/T 1096-79

右端   键  A1250  GB/T 1096-79

Ⅲ轴左端键槽部分的轴径为54mm，所以选择普通圆头平键

键  A1656  GB/T 1096-79

右端键槽部分的轴径为45mm，所以选择普通圆头平键

键  A1454  GB/T 1096-79

八．减速器附件的选择

1.窥视孔盖   窥视孔盖的规格为160×120mm。箱体上开窥

视孔处设有凸台5mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板材料为Q235A钢，用四个M8螺栓紧固。

2.通气器   减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对

密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。考虑到煤场的工作环境，选用带金属滤网的通气器。

3.启盖螺钉   在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃

或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。

4.定位销   为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配

精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为d=8mm，长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以便于装卸。

5.吊环和吊钩   为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有环首螺

钉或铸出吊环、吊钩，并在箱座上铸出吊钩。

6.油标尺   油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定

之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。

7.放油螺塞   放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减

速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。

九．润滑和密封说明

1．润滑说明

因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v<12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=62mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑,轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。

2．密封说明

在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润滑脂。

十．拆装和调整的说明

在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为30~50mm时，可取游隙为。

在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。

十一．减速箱体的附加说明

机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。

十三．参考资料

1.许立中，周玉林．机械设计．北京：中国标准出版社，2009

2.韩晓娟．机械设计课程设计指导手册．北京：中国标准出版社，2008

3.龚溎义，潘沛霖．机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2006

4.成大先．机械设计手册．北京：化学工业出版社，2007