铝合金蜗轮蜗杆减速机的设计-减速器设计 蜗杆上置【10张CAD图纸+PDF图】

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At present, the torus worm reducer design, manufacture and application of domestic, compared with foreign advanced level there are still large gaps. There are a lot of defects in the design and manufacture of toroidal worm reducer process, as revealed by the paper, important issues such as: cutting the root of the tooth; Worm rough the correct design; the worm check. Key words: worm gear reducer, worm, rolling bearing 目 录 摘 要 2 Abstract 3 目 录 4 1 选定设计方案 5 2 电动机的选择 6 2.1 初选电动机类型和结构型式 6 2.2 电动机的功率 6 2.3运动参数计算 8 2.3.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩 8 2.3.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩 8 2.3.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩 8 2.4蜗轮蜗杆的传动设计 9 2.5蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计 13 2.6蜗轮轴的尺寸设计与校核 14 2.7减速器箱体的结构设计 15 3 轴的校核 18 3.1蜗杆轴的强度校核 18 3.2蜗轮轴的强度校核 21 3.3 滚动轴承的选择及校核 24 3.3.1 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核 24 3.3.2 蜗轮轴上轴承的校核 26 3.4 键联接的强度校核 28 .3.4.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接 28 3.4.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接 29 3.4.3 蜗轮轴上装联轴器处的键联接 29 3.5 减速器的润滑和密封 29 总结 31 参考文献 32 致 谢 33 1 选定设计方案 根据设计要求并结合以上分析，我们在设计中采用环面蜗杆减速器。 具体设计方案是：选用的电动机由凸缘联轴器将电动机轴和准平行啮合线环面蜗杆减速器的输入轴相联接，经过减速器的减速，再有凸缘联轴器将减速器的输出轴与滚筒轴联接，将减速器输出轴的转速传给滚筒。 拟采用蜗轮蜗杆减速器，传动简图如图1.1所示。 图1.1 传动装置简图 1—电动机 2、4—联轴器 3—级蜗轮蜗杆减速器 5—传动滚筒 6—输送带 2 电动机的选择 2.1 初选电动机类型和结构型式 马达点和两种直流电动机的交流电动机。由于生产单位普遍使用，因为这对一个三相交流电源，当所述三相交流电动机，三相异步交流电机其中使用最广泛的应选择没有特殊的要求。根据不同的保护要求，也有开放式电动机，防护样式，封闭风扇冷却，防爆结构，例如不同的类型。 Y系列三相笼型异步电动机是全封闭的，因为其结构简单，可靠，成本低，维护方便风冷电机用于一般用途，它被广泛使用的非易燃，不易爆，无腐蚀性气体并没有特别的要求，对机械，如金属切削机床，输送机，鼓风机，混合机等，对于频繁起动，制动扭转机械，如起重，吊装设备，电机的转动惯量和更大的重载较小的那一刻在冶金，起重三相异步电动机YZ型（笼），或YZR型（伤口）被使用。 （1）选择电动机的类型 按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列三相异步电动机,封闭式结构,电压380V。 （2）选择电动机的功率 电动机所需的功率 = / 式中 —工作机要求的电动机输出功率，单位为KW； η—电动机至工作机之间传动装置的总效率； —工作机所需输入功率，单位为KW； 输送机所需的功率输送机所需的功率P=Fv／1000·w 2.2 电动机的功率 电动机的选择 由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用Y系列三相异步电动机。三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。一般电动机的额定电压为380V 根据生产设计要求，假设该减速器卷筒直径D=350mm。运输带的有效拉力F=7000N，带速V=0.4m/s，载荷平稳，常温下连续工作，工作环境多尘，电源为三相交流电，电压为380V。 1、 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为380V，Y系列 2、 传动滚筒所需功率 电动机输出功率： kw 工作机所需的功率： =2.8 kw 所以 kw=4.11kw 因载荷轻微振动，电动机即可，故 3、 传动装置效率：（根据参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社 第133-134页表12-8得各级效率如下）其中： 蜗杆传动效率η1=0.70 搅油效率η2=0.95 滚动轴承效率（一对）η3=0.98 联轴器效率ηc=0.99 传动滚筒效率ηcy=0.96 所以： η=η1•η2•η33•ηc2•ηcy =0.7×0.99×0.983×0.992×0.96 =0.633 电动机所需功率： Pr= Pw/η =3.0/0.633=4.7KW 传动滚筒工作转速： nw＝60×1000×v / ×350 ＝21.8r/min 根据容量和转速，根据参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社 第339-340页表附表15-1可查得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如表3-1: 表3-1 方案 电动机型号 额定功率 Ped kw 电动机转速 r/min 额定转矩 同步转速 满载转速 1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 2.0 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2 3 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0 4 Y160M-8 5.5 750 720 2.0 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第3方案比较适合。因此选定电动机机型号为Y132M2-6其主要性能如下表3-2： 表3-2 中心高H 外形尺寸 L×（AC/2＋AD）×HD 底角安装尺寸 A×B 地脚螺栓孔直径K 轴身尺寸 D×E 装键部位尺寸 F×G×D 132 515×（270/2＋210）×315 216×178 12 38×80 10×33×38 2.3运动参数计算 2.3.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩 P0 = Pr=4.7kw n0=960r/min T0=9.55 P0 / n0=4.7×103=46.7N .m 2.3.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩 P1 = P0·η01 = 4.7×0.99×0.99×0.7×0.992 =3.19 kw nⅠ= = = 27.4 r/min T1= 9550 = 9550× = 1111.84N·m 2.3.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩 P2 = P1·ηc·ηcy=3.19×0.99×0.99=3.13kw n2= = = 21.8 r/min T2= 9550 = 9550× = 1089.24N·m 运动和动力参数计算结果整理于下表4-1： 表4-1 类型 功率P（kw） 转速n（r/min） 转矩T（N·m） 传动比i 效率η 蜗杆轴 4.7 960 46.75 1 0.679 蜗轮轴 3.19 27.4 1111.84 35 传动滚筒轴 3.13 27.4 1089.24 2.4蜗轮蜗杆的传动设计 蜗杆的材料采用45钢，表面硬度>45HRC，蜗轮材料采用ZCuA110Fe3,砂型铸造。 以下设计参数与公式除特殊说明外均以参考由《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年 第13章蜗杆传动为主要依据。 具体如表3—1： 表5—1蜗轮蜗杆的传动设计表 项 目 计算内容 计算结果 中心距的计算 蜗杆副的相对滑动速度 参考文献5第37页（23式） 4m/s51.7>100mm 又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm 计算转矩 Tc=KT=K×9550×=1.5×9550×3.19/27.4=1667.76N.M<2000 N.M 所以蜗轮轴与传动滚筒之间选用HL5弹性柱销联轴器65×142， 因此=65m m 2.由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的第305页表10-1可查得普通平键GB1096—90A型键20×110，普通平键GB1096—90A型键20×70，联轴器上键槽深度，蜗轮轴键槽深度，宽度为由参考文献《机械设计基础》（下册） 张莹 主编 机械工业出版社 1997年的第316页—321页计算得：如下表： 图中表注 计算内容 计算结果 L1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L1=25 L2 自定 L2=20 L3 根据蜗轮 L3=128 L4 自定 L4=25 L5 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L5=25 L6 自定 L6=40 L7 选用HL5弹性柱销联轴器65×142 L7=80 D1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） D1=80 D2 便于轴承的拆卸 D2=84 D3 根据蜗轮 D3=100 D4 便于轴承的拆卸 D4=84 D5 自定 D5=72 D6 D6>51.7>100mm 又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm D6=67 2.7减速器箱体的结构设计 参照参考文献〈〈机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年第19页表1.5-1可计算得，箱体的结构尺寸如表8.1： 表8.1箱体的结构尺寸 减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。 设计内容 计 算 公 式 计算结果 箱座壁厚度δ =0.04×225+3=12mm a为蜗轮蜗杆中心距 取δ=12mm 箱盖壁厚度δ1 =0.85×12=10mm 取δ1=10mm 机座凸缘厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm 机盖凸缘厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm 机盖凸缘厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm 地脚螺钉直径dØ dØ==20mm dØ=20mm 地脚螺钉直径d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm 地脚沉头座直径D0 D0==48mm D0==48mm 地脚螺钉数目n 取n=4个 取n=4 底脚凸缘尺寸（扳手空间） L1=32mm L1=32mm L2=30mm L2=30mm 轴承旁连接螺栓直径d1 d1= 16mm d1=16mm 轴承旁连接螺栓通孔直径d`1 d`1=17.5 d`1=17.5 轴承旁连接螺栓沉头座直径D0 D0=32mm D0=32mm 剖分面凸缘尺寸（扳手空间） C1=24mm C1=24mm C2=20mm C2=20mm 上下箱连接螺栓直径d2 d2 =12mm d2=12mm 上下箱连接螺栓通孔直径d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm 上下箱连接螺栓沉头座直径 D0=26mm D0=26mm 箱缘尺寸（扳手空间） C1=20mm C1=20mm C2=16mm C2=16mm 轴承盖螺钉直径和数目n,d3 n=4, d3=10mm n=4 d3=10mm 检查孔盖螺钉直径d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm 圆锥定位销直径d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm 减速器中心高H H=340mm H=340mm 轴承旁凸台半径R R=C2=16mm R1=16mm 轴承旁凸台高度h 由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 取50mm 轴承端盖外径D2 D2=轴承孔直径+(5~5.5) d3 取D2=180mm 箱体外壁至轴承座端面距离K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm 轴承旁连接螺栓的距离S 以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2 S=180 蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离） L1=K+δ=56mm L1=56mm 蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离 =15mm 取=15mm 蜗轮端面与箱体内壁之间的距离 =12mm 取=12mm 机盖、机座肋厚m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm m1=8.5mm, m=10mm 以下尺寸以参考文献《机械设计、机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 1995年表6-1为依据 蜗杆顶圆与箱座内壁的距离 =40mm 轴承端面至箱体内壁的距离 =4mm 箱底的厚度 20mm 轴承盖凸缘厚度 e=1.2 d3=12mm 箱盖高度 220mm 箱盖长度 （不包括凸台） 440mm 蜗杆中心线与箱底的距离 115mm 箱座的长度 （不包括凸台） 444mm 装蜗杆轴部分的长度 460mm 箱体宽度 （不包括凸台） 180mm 箱底座宽度 304mm 蜗杆轴承座孔外伸长度 8mm 蜗杆轴承座长度 81mm 蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离 61mm 3 轴的校核 3.1蜗杆轴的强度校核 1．绘轴的计算简图 在确定轴承支点位置时，应从手册上查取a值，对于30207型单列圆锥滚子轴承，a=16mm，所以，作为简支梁的轴的支撑跨距 =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2．计算作用在轴上的力 =736.67N， =6179.88N， 3．计算支点反力 水平反力： 垂直反力： 4．计算弯矩，作弯矩图 水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩 5．扭矩图 由《机械零件课程设计》表6－18 查得折算系数 6．校核轴的强度 由《机械设计》表15-1查得： ，强度足够。 见图5-3。 图5-3 轴的强度 3.2蜗轮轴的强度校核 1．绘轴的计算简图 在确定轴承支点位置时，应从手册上查取a值，对于30212列圆锥滚子轴承，a=22mm，作为简支梁的轴的支撑 跨距 =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2．计算作用在轴上的力 =6179.88N， =736.67N， 3．计算支点反力 水平反力： 垂直反力： 4．计算弯矩，作弯矩图 水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩： 5．扭矩图 由《机械零件课程设计》表6－18 查得折算系数 6．校核轴的强度 由《机械设计》表15-1查得： ， ，强度足够。 见图5-4。 图5-4轴的强度 3.3 滚动轴承的选择及校核 3.3.1 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核 1．轴承的径向载荷的计算 2．派生轴向力的计算 查手册得，圆锥滚子轴承30207型的 α=14o02，10，， 查表d=35mm时，e=0.37，y=1.6； 故 所以，轴承2受压 则： 3．求当量动载荷 所以，对于轴承1 x=1 ， y=0 对于轴承2 x=0.4 ， y=1.6 4．校核轴承的寿命 查手册得c=51.5KN ε=10/3 n=940r/min 故 此轴承的寿命满足要求 3.3.2 蜗轮轴上轴承的校核 1．求径向载荷 2．计算派生轴向力 查手册得，圆锥滚子轴承30212型的 ， y=1.5 故 则：轴承2受压 所以， 3．求当量动载荷 所以，对于轴承1：x=1 ，y=0 对于轴承2：x=1 ，y=0 4．校核轴承的寿命 查手册 c=97.8KN ，ε=10/3 ，n=18.8r/min 故 此轴承寿命满足要求。 3.4 键联接的强度校核 .3.4.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接 由《机械零件课程设计》表8－1 选用普通平键 8×7mm， 取L＝45mm。 由《机械零件课程设计》表8－7 查得， 键的工作长度 l＝L－b＝45－8＝37mm， 键的工作高度 k＝＝3mm。 由《机械零件课程设计》表8－8 查得， 键联接的许用压力 ， 所以，，所选平键合适。 3.4.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接 由《机械零件课程设计》表8－1 选用普通平键 18×11mm， 取L＝45mm 由《机械零件课程设计》表8－7 查得 键的工作长度 l＝L－b＝45—18=27mm 键的工作高度 k＝＝5.5mm 由《机械零件课程设计》表8－8 查得键联接的许用压力 所以，，所选平键合适。 3.4.3 蜗轮轴上装联轴器处的键联接 由《机械零件课程设计》表8－1 选用普通平键 16×10mm， 取L＝100mm。 由《机械零件课程设计》表8－7 键的工作长度 l＝L－b＝100—16=84mm 键的工作高度 k＝＝5mm 由《机械零件课程设计》表8－8 查得键联接的许用压力 所以， 所选平键合适。 3.5 减速器的润滑和密封 减速器的传动零件的轴承都需要哟良好的润滑，这不仅可以减少磨损损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀，降低噪声。 1 润滑油选择 对于蜗杆传动的润滑油类型的选择无明显的区分界限，德国推荐对重负荷淬硬蜗杆和起动频繁的蜗杆传动要选用含有极压添 加剂的润滑油。 对于蜗杆传动润滑油的粘度选择有三种方法供使用，一种是按滑动速度选取，一种是按中心距及蜗杆转速选取，还有一种是根据力——速度因子选取。其中根据滑动速度选取的依据如下： 表5-1滑动速度选取： 滑动速度 1.5 >1.5～3.5 >3.5～10 >10 粘度值 >612 414～506 288～352 198～242 ISO-VG或GB-N级 680 460 320 220 由于蜗杆的滑动速度为2m/s，所以润滑油的粘度选为4602润滑方式的选择 由于所设计减速器采用蜗杆下置式传动，且转速不高，故选择浸油润滑。蜗杆浸油深度h1≥1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承的最底滚动体的中心。 润滑时，传动件的浸入油中的深度要适当，既要避免搅由损 失过大，又保证充分的润滑，油池应保持一定的深度和贮油量。如下图所示： 图5-5 润滑方式 33 总结 毕业设计是培养我们综合运用所学知识 ,发现,提出,分析和解决实际问题,锻炼实践能力的重要环节,是对我们的实际工作能力的具体训练和考察过程.随着科学技术发展的日新月异。让我们从理论到实践，在这段日子里，可以学到很多很多的东西，同时不仅可以巩固了以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所没有学到过的知识。在这个过程中我去查了很多图书资料，自然在无奈的情况下走了很多弯路，还通过网络资源找了很多东西，特别是查询材料方面得到了锻炼，同时word和cad也得到了一定提高。通过这次设计使我们懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，这毕竟第一次做的，难免会遇到过各种各样的问题，同时在设计的过程中发现了自己的不足之处，对一些前面学过的知识理解得不够深刻，掌握得不够牢固，比如说齿轮的设计，电机的选用……通过这次课程设计之后，我们把前面所学过的知识又重新温故了一遍，但是由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。收获知识，提高能力的同时，我也学到了很多人生的哲理，懂得怎么样去制定计划，怎么样去实现这个计划，并掌握了在执行过程中怎么样去克服心理上的不良情绪。原来生活也和毕业设计一样，要好好的去计划，去探索，这样才会有真正的东西，那样才体会到乐趣。因此在以后的生活和学习的过程中，我一定会把设计的精神带到生活中，不畏艰难，勇往直前！ 参考文献 1.《机械工程手册》第二版（传动设计卷） 机械工业出版社 2000 2.《实用机械设计手册》 吴相宪 王正为 黄玉堂 主编 中国矿业大学出版社 2001 3.《机械设计》 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社 1996 4.《机械制造工艺学》赵志修 主编 北京： 机械工业出版社 1984.2 5.《机械制造工艺及专用夹具设计指导》孙丽媛 主编 北京：冶金工业出版社 2002 6.《机械加工工艺手册》李洪 主编 北京： 北京出版社 1990，12 7.《金属工艺学》邓文英 主编 北京： 高等教育出版社 2000 8.《机械设计课程设计》 华中理工大学 王昆 同济大学 高等教育出版社1986 9.《齿轮手册》 机械工业出版社 2002 10.《机械加工余量与公差手册》 马贤智 北京：中国标准出版社，1994 11.《高等学校毕业设计指导》[M]，周永强，北京：中国建材工业出版社，2002 12. 《机械制造工艺学习题集》 李益民 主编 黑龙江： 哈儿滨工业大学出版社 1984 致 谢 感谢我的指导老师刘老师，他严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样；循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪。导师渊博的专业知识，严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严以律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华、平易近人的人格魅力对我影响深远。不仅使我树立了远大的学术目标、掌握了基本的研究方法，还使我明白了许多待人接物与为人处世的道理。在此，谨向导师表示崇高的敬意和衷心的感谢！ “师恩难忘，友谊长存!”本论文的顺利完成，离不开各位老师、同学和朋友的关心和帮助。在此，向曾经帮助我的老师和同学表示衷心的感谢。 在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意！