1、-_ 蜗轮蜗杆减速器设计 摘 要 通过对减速器的简单了解，开始学习设计齿轮减速器，尝试设计增强感性认知和对社会的适应能力，及进一步巩固已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题，以求把理论和实践结合一起，为以后的工作和更好的学习积累经验。 学习如何进行机械设计，了解机械传动装置的原理及参数搭配。学习运用多种工具，比如 CAD 等，直观的呈现在平面图上。通过对圆柱齿轮减速器的设计，对齿轮减速器有个简单的了解与认知。齿轮减速器是机械传动装置中不可缺少的一部分。机械传动装置在不断的使用过程中，会 不同程度的磨损，因此要经常对机械予以维护和保养，延长其使用寿命，高效化的运行，提高生产的效
2、率，降低生产的成本，获得最大的使 用 效率。 关键词：机械传动装置、齿轮减速器、设计原理与参数配置 -_ In this paper Through the simple understanding of the speed reducer, started learning design of gear reducer, attempt to design enhance the perceptual cognition and ability to adapt to society, and further consolidate the learned theory knowledge,
3、 to improve the integrated use of knowledge discovery and solve problems, in order to combinetheory and practice together, for the later work and better learning experience. Learn how to do mechanical design, to understand the principle ofmechanical transmission device and parameter collocation. Stu
4、dy using a variety of tools, such as CAD, intuitive present on the floor plan. Through the design of cylindrical gear reducer, gear reducer is a simple understanding and cognition. Gear reducer is an indispensable part of in mechanical transmission device. Mechanical transmission device in use proce
5、ss, will be different degree of wear and tear, so often to mechanical maintenance and maintenance, prolong the service life and highly effective operation, improve production efficiency, reduce the cost of production, achieve maximum efficiency. Keywords: mechanical transmission gear, gear reducer,
6、the design principle and parameter configuration -_ 目 录 摘要 . I In this paper . II 1电机选择 . 1 2选择传动比 . 2 2.1总传动比 . 2 2.2 减速装置的传动比分配 . 2 3各轴的参数 . 2 3.1 各轴 的转速 . 2 3.2 各轴的输入功率 . 3 3.3 各轴的输出功率 . 3 3.4 各轴的输入转矩 . 3 3.5 各轴的输出转矩 . 3 3.6 各轴的运动参数表 . 4 4.蜗轮蜗杆的选择 . 4 4.1 选择蜗轮蜗杆的传动类型 . 4 4.2 选择材料 . 4 4.3 按计齿面接触疲劳
7、强度计算进行设 . 4 4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何 尺寸 . 6 4.5 校核齿根弯曲疲劳强度 . 7 4.6 验算效率 . 7 4.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定 . 8 5圆柱齿轮的设计 . 8 5.1 材料选择 . 8 5.2 按齿面接触强度计算设计 . 8 5.3 计算 . 9 5.4 按齿根弯曲强度计算设计 . 10 5.5 取几何尺寸计算 . 11 -_ 6 轴的设计计算 . 12 6.1 蜗杆轴 . 12 6.1.1 按扭矩初算轴径 . 12 6.1.2 蜗杆的结构设计 . 12 6.2 蜗轮轴 . 14 6.2.1 输出轴的设计计算 . 14 6.2.2 轴的结构设
8、计 . 14 6.3 蜗杆轴的校核 . 16 6.3.1 求轴上的载荷 . 16 6.3.2 精度校核轴的疲劳强度 . 18 6.4 蜗轮轴的强度校核 . 21 6.4.1 精度校核轴的疲劳强度 . 23 6.4.2 精度校核轴的疲劳强度 . 23 7.滚动轴承的选择及校核计算 . 26 7.1 蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算 . 27 7.2 蜗杆轴上轴承的选择计算 . 28 8.键连接的选择及校核计算 . 31 8.1 输入轴与电动机轴采用平键连接 . 31 8.2 输出轴与联轴器连接采用平键连接 . 31 8.3 输出轴与蜗轮连接用平键连接 . 32 9联轴器的选择计算 . 32 9.1
9、 与电机输出轴的配合的联轴器 . 32 9.2 与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器 . 33 10.润滑和密封说明 . 33 10.1 润滑说明 . 33 10.2 密封说明 . 34 11拆装和调整的说明 . 34 12减速箱体的附件说明 . 34 13.设计小结 . 34 14参考文献 . 35 -_ 1电机选择 工作机所需输入功率817 10 00 602.3 41000 10 00 0.9 7w wFvP k w 所需电动机的输出功率 dp 3 .5 4wd aPP kw 传递装置总效率 241 2 3 4 5a 式中： 1 ：蜗杆的传动效率 0.75 2 ：每对轴承的传动效率 0.98
10、 3 ：直齿圆柱齿轮的传动效 率 0.97 4 ：联轴器的效率 0.99 5 ：卷筒的传动效率 0.96 所以 420 . 7 5 0 . 9 8 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 6 5 7 7an 2 .3 4 3.5 5 7 8 k w0 .6 5 7 7dP 故选电动机的额定功率为 4kw 810 00 60 6010 00 60 7. 72 m in3. 14 33 0vnrD 卷 3 5 7 4 0 7 .7 2(1 6 2 .1 2 1 5 4 4 ) m inn i i n r 卷 蜗 齿 卷 （ ） （ ） 符合这一要求的同步转速有 750r/min , 1000r/m
11、in , 1500r/min 电机容量的选择比较： 2.34wp kw 3.54dp kw 0.6577a 7.72 / minnr卷 -_ 电动机的比较 方案 型号 额定功率 /kw 同步转速 /r/min 满载转速 /r/min 重量 价格 1 Y160M1 -8 4 750 720 重 高 2 Y132M1 -6 4 1000 960 中 中 3 Y112M-4 4 1500 1440 轻 低 考虑电机和 动 传动装置的尺寸 重量及成本，可见第二种方案较合理，因此选择型号为： Y132M1 -6D 的电动机。 2 选择传动比 2.1 总传动比 960 1 2 4 .3 57 .7 2a
12、ni n 满卷2.2 减速装置的传动比分配 124.35ai i i蜗 齿 所以 31.0875i 蜗 4i 齿 3各轴的参数 将传动装置各轴从高速到低速依次定为 I 轴 II 轴 III 轴 IV 轴 ： I0 、 III 、 、 IIIII 、 VIII 依次为电动机与 I 轴 I 轴与 II 轴 II 轴与 III 轴 III轴与 V 轴的传动效率 则： 3.1 各轴的转速 960 / minInr 960 3 0 .8 8 0 6 / m in3 1 .0 8 7 5II ni 满蜗3 0 .8 8 0 6 / m inIII IIn n r 124.35ai 31.0875i 蜗 4
13、i 齿 -_ 32 7. 72 / m in4. 01IIIIV nnri 齿3.2 各轴的输入功率 轴 kwPP IdI 5 2 2 2.399.05 5 7 8.30 轴 kwPP IIIIII 5 8 8 8.28.9075.05 2 2 2.3 轴 kwPP IIIIIIIIII 5 1 1 7.2 8.9099.05 8 8 8.2 轴 kwPP VIIIIIIIV 3 8 7 6.2 8.9097.05 1 1 7.2 3.3 各轴的输出功率 轴 kwPP III 4 5 1 8.398.05 2 2 2.30 轴 kwPP IIIIIII 5 3 7 0.298.05 8 8 8
14、.2 轴 kwPP IIIIIIIIII 4 6 1 5.298.05 1 1 7.2 轴 kwPP VIIIIIIIV 3 3 9 8.298.03 8 7 6.2 3.4 各轴的输入转矩 电动机 mNnPT dd 9 2 7.3359 6 05 7 8.539 5 5 09 5 5 0 满 轴 mNNPT III 3 8 8.0359 5 5 0 轴 mNNPT IIIIII 1 1 9.68 0 09 5 5 0 轴 mNNPT IIIIIIIII 5 3 6.77 7 69 5 5 0 轴 mNNPT III 2 8 0.52 9 5 39 5 5 0 卷卷3.5 各轴的输出转矩 输入
15、功率： 3.5222IP kw 2.5888IIP kw 2.5117IIIP kw 2.3876IVP kw 输出功率： 3.4518IP kw 2.5370IIP kw2.4615IIIP kw 2.3398IVP kw 输入转矩： 35.039IT N m 800.62IIT N m 776.75IIIT N m 2953.5T N m卷 输出转矩： -_ 电动机 mNTd 927.335 轴 mNNPT III 3 8 0.3349 5 5 0 轴 mNNPT IIIIII 9 9 7.57 8 49 5 5 0 轴 mNNPT IIIIIIIII 1 8 5.27 6 19 5 5
16、0 轴 mNNPT III 5 7 4.42 8 9 49 5 5 0 卷卷3.6 各轴的运动参数表 各轴的运动参数表 轴号 功率 )(kwP 转矩 (Nm) 转速(r/min) 传动 i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 4 3.5578 35.39 7 960 1 0.99 1 轴 3.5233 3.4579 35.0388 34.3380 960 31.0875 2 轴 2.5889 2.2571 800.620 784.5997 30.8806 0.735 1 3 轴 2.5117 2.4615 776.754 761.2185 30.8806 0.9702 4 卷轴 2.3876
17、 2.3398 2953.53 2894.457 7.72 0.9506 4.蜗轮蜗杆的选择 ,5233.3 kwP ,875.031i min/960rn 4.1 选择蜗轮蜗杆的传动类型 根据 GB/T10085 1998 选择 ZI 4.2 选择材料 蜗杆选 45 钢，齿面要求淬火，硬度为 45-55HRC. 蜗轮用 ZCuSn10P1,金属模制造。 为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造 4.3 按计齿面接触疲劳强度计算进行设 34.338IT N m 784.60IIT N m 761.22IIIT N m 2894.5T N m卷 -_ （ 1）根据闭式蜗杆传动的设
18、计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计 进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由文献 1P254 式（ 11-12）， 传动中心距 3 2()HZe Za KT 由 前面的设计知作用在蜗轮上的转矩 T2，按 Z1 =1,估取 75.0 ，则： 6621212169.9 5 10 9.55 103.5233 0.759.95 10 817200.87796031.0875PPTnniNm （ 2）确定载荷系数 K 因工作比较稳定，取载荷分布不均系数 3.1K ；由文献 1P253 表 11-5选取使用系数 1.15AK ；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系05.1vK ；则 1 . 1 5 1 1
19、. 0 5 1 . 2 1AvK K K K （ 3）确定弹性影响系数 EZ 因选用 的是 45 钢的蜗杆和蜗轮用 ZCuSn10P1 匹配的缘故，有21160MPaZE （ 4）确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径 1d 和中心距 a 的比值 1 0.35da ，从文献1P253 图 11-18 中可查到 2.9Z （ 5）确定许用接触应力 H 根据选用的蜗轮材料为 ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度 45HRC，可从文献 1P254 表 11-7 中查蜗轮的基本许用应力 268H MPa 应力循环次数 72 9606 0 6 0 1 1 8 3 0 0 8 3 .5 5
20、7 4 1 03 1 .0 8 7 5hN jn L 11Z 73.3574 10N 0.8533HNK -_ 寿命系数 8 7710 0 .8 5 3 33 .4 3 5 7 4 1 0HNK 则 0 .8 5 3 3 2 6 8 2 2 8 .6 8 7 5H H N HK M P a M P a （ 6）计算中心距 : 3 321 6 0 2 . 9 1 . 2 1 8 1 7 . 2 1 0 ( ) 1 5 9 . 6 5 4 32 2 8 . 6 8 7 5a m m 取 a=160mm，由 i=30，则从文献 1P245 表 11-2 中查取，模数 m=8 蜗杆分度圆直径 1 80
21、d mm 。 从图中 11-18 中可查 2.65Z ，由于 Z Z ，即以上算法有效。 4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 （ 1）蜗杆 轴向尺距 maP = 25.133mm 直径系数 q= md1 =10 齿顶圆直径 mmmhdd aa 962 *11 齿根圆直径 mmcmhdd af 8.60)(2 *11 分度圆导程角 1arcta n 5 .7 1zq 蜗杆轴向齿厚 1 12.56642as m mm 蜗杆的法向齿厚 c o s 1 2 . 5 6 6 4 c o s 5 . 7 1 1 2 . 5 0 4 0nas s m m （ 2）蜗轮 蜗轮齿数 312z , 变位系数 2 0.5x 验算传动比 2131 311zi z ， 这时传动比误差为： 31 31.0875 0.28%31.0875 ，在误差允许值内。 蜗轮分度圆直径 mmmzd 2 4 831822 229H MPa 159.6543a mm 取 mma 160 mmd 801 25.133aP mm 10q 1 96ad mm 1 60.8fd mm 12.5664as mm12.5040ns mm 312z mmd 2482 mmda 2642 2 228.8fd mmmmrg 282
