1、单级蜗轮减速器设计说明书院系：机电工程系专业：模具设计与制造班级：学号：姓名：指导老师：题目：设计带式运输机传动装置一总体布置简图 运 动 方 向电 动 机联 轴 器 减 速 器联 轴 器 链 轮二工作情况每年工作 300 个工作日，每日单班制工作，通风情况不良。三有关参数牵引力/kN 2.75传送速度/m/s 0.7链轮齿数 8链节/mm 125使用年限/年 7四设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.传动比的分配3.计算各轴的转速和转矩4.蜗杆蜗轮的设计5.轴的设计6.滚动轴承的选择7.键和联轴器的选择及计算8.润滑与密封9.减速器附件的选择10.装配图、零件图的绘制设计说明书电动机的
2、选择及有关参数计算计算内容 计算说明 计算结果1.确定传动装置所需要的功率 Pw工作机的输出功率 Pw=FV/1000=2.75*0.7kw=1.925kw Pw=1.925kw2.确定传动装置的效率 总根据参考文献， 联 =0.99 ， 轴 =0.98-0.995， 链 =0.95-0.98， 蜗 = 0.7-0.75， 总 = 联* 轴* 蜗* 链* 联* 轴 =0.6573 总 =0.65733.选择电动机 根据参考文献，P d=Pw/ 总 =2.93kw根据参考文献，v=Z 1Pn/(60*1000)得 n=42 r/min，根据参考文献，单级蜗杆减速器传动比 i（740 ） ，所以电
3、动机转速范围为 nd=n*（740）=2491680 r/min 符合这一范围的电动机的同步转速有：250r/min,1000r/min,1500e/min,3000r/min 综合考虑Pd=2.93kwn=42r/minnd=960r/min选 1000r/min 的电动机查表可知它的满载转速为 960r/min 型号 Y-132S-6，额定功率为3kw传动比的分配总传动比 i=960/42=22.85,取 23，由于蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上其他不分配传动比i=23计算各轴的转速和转矩1.各轴输入功率第一轴：P 1=Pd * n 联* n 轴=2.87kw第二轴： P2=P1*n 轴*
4、 n 蜗=2.05kwP1=2.87kwP2=2.05kw2.各轴的输入转矩第一轴：T 1= 9550*106*p/n=29.8N*m第二轴： T2= 9550*106*p/n=652.6N*mT1=29.8N*mT2=652.6N*m蜗杆蜗轮的设计1.选择材料及制照精度（1）. 由题意可知：P d=2.93kw,蜗杆转速 nd=960 r/min，蜗轮转速 n=42 r/min，传动比 i=23。（2）.根据参考文献，考虑到蜗杆传动传递功率不大，速度中等故蜗杆用 45#钢，淬火，硬度为 45-55HRC，蜗轮采用锡青钢ZCuSn10Pb1,金属模铸造。（3）.蜗杆减速器中传动件的制造精度为
5、8 级.蜗杆用 45 号钢，蜗轮用锡青钢ZCuSn10Pb1，制造精度为 8 级2.选择蜗杆头数 z1 轮齿数 z2根据参考文献，表 11-3，选取蜗杆头数 z1=2，蜗轮齿数 z2=i z1=23*2=46z1=2z2=463.计算蜗杆传递的转矩 T2（1）.根据参考文献，式 11-14 得=（ 100-3.5 ） =0.832i（ 2） . T2=iT1=570N.m=0.773T2=570N.m4.按照蜗杆齿面接触强度确定模数 m 和直径系数 q（1) .根据所选材料，根据参考文献表 11-5 选取蜗杆许用接触应力 MPaH20（2）.选取载荷系数 K=1.1（3）.根据参考文献， mK
6、TzqmH2.1)150(23由表 13-1 取标准值 =13.1mm，模数 m=5，蜗杆直径系数3q=18，蜗杆分度圆直径 d1=90mmMPaH20K=1.1m=5q=18d1=90mm名称 蜗杆 蜗轮齿顶高和齿根高 ha1=ha2=m=5，hf1=hf2=1.2m=6分度圆直径 d1=90mm d2=mz2=230mm齿顶圆直径 da1=m（q+2 ）=100mm da2=m（z 2+2）=240mm齿根圆直径 df1=m（q-2.4）=78mm df2=m（z 2-2.4）=218mm顶系 C=0.2m=1mm蜗杆分度圆导程角蜗轮分度圆螺旋角=arctan（z 1/q）=6.340 =
7、6.340中心距 a=(d1+d2)/2=(90+230)/2=160mm4、确定传动的基本参数，计算蜗杆传动尺寸蜗杆螺纹部分长度 L L（ 11+0.06Z2)m=68.8mm。综合考虑取 2a= a- da2/2=40mm蜗轮齿顶圆弧半径 2aL=70mm蜗轮外圆直径 m5.2471dae蜗轮轮缘宽 b0.75d a1=75mm5 热平衡计算 （1) 根据参考文献,式 11-16 得A=10-4*a1.75=0.72m2t=1000*P*(1-)/(KsA)=88.4Vs= 12m/s，所以材料选择合适。sm/5.4cos10*6dn（2）据表 13-8，插值的 r= ，据式（13-12）
8、 ，29.1则 3）散热面积 S：据式81.0)5.34.6tan()tan(95.01 r（13-15） ，并取得 ad=15，油的工作温度 t0=700C,周围空气温度ta=200C.S= 2a0dm58.)t-(1*Ps/5.4Vs81.0S=0.58m2A=0.72m2t=88.46.蜗杆轴强度和刚度计算（1）.根据参考文献，式（11-7）计算蜗杆的圆周力和径向力Ft1=2T1/d1=1326NFr1=Ft2*tan=2043N（2）.根据参考文献，式（11-10）校核蜗杆的最大挠度Ft1=1326NFr1=2043N满足刚度条件y=(F t12 +Fr12)*l/(48E*J)=0.
9、0018y=0.001d=0.009mm输入轴的设计1、已知条件 蜗杆轴的传递功率 1P2.93Kw，转速 n1=960r/min，传递转矩T1=29.8N*m，分度圆直径 d1=90mm ，d f1=78mm，宽度L=70mm。蜗轮： T2=570N，d 2=240mm。2、选择轴的材料，确定须用应力由已知条件：传递功率 P=2.93kw，对材料无特殊要求，故选用45 号钢，调质处理。根据参考文献 ，表 15-1 查 b=650MPa，由表 15-3 查得需用弯曲应力 -1b=60MPa选用 45 号钢调质的轴3、设计输出轴的最小直径根据参考文献，14-2，由表查得 C=107-118.选取
10、 C=118，则由式（1,4-2 ）得输出轴的最小直径为:D =17mmdC3/np考虑到键槽对轴的削落，将直径增大 -5，取为 17.85mm3由设计手册取 dmin=20mmdmin=20mm4、蜗杆上的受力计算查表得 =20 0圆周力：F t1=Fa2=2*T1/d1=1326N轴向力：Fa 1=Ft2=2*T2/d2=4957N径向力：F r1= Fr2=Ft2tan=2043N蜗杆上的圆周力，轴向力，径向力，分别与蜗轮上相应的轴向力，圆周力：F t1=1326N轴向力：F a1=4957N径向力：F r1=2043N圆周力，径向力大小相等，方向相反。如下图所示5、初步估计各轴的长度和
11、宽度轴的设计：轴段连接联轴器，应与联轴器同步进行，所以轴段的直径 D1=30mm，轴宽 L1=58mm轴段的设计：轴段没有接任何零件，没有什么要求，所以直径 D2=35mm，轴宽 L2=40mm轴段的设计：轴段上安装轴承，考虑到蜗杆的轴向力，径向力，圆周力，所以选用深沟球轴承 6204，其直径应便于轴承的安装，又符合轴承内径系列。所以轴段的直径D3=D7=40mm，轴宽 L3=L7=18mm轴段的设计：该轴段直径可取轴承定位轴肩的直径，则轴段的直径 D4=D6=47mm，轴宽 L4=L6=50mm轴段的设计：轴段即为蜗杆段长 L5=L=100mm分度圆直径为 D5=90mm轴上力作用力点距：l
12、 1=60/2+ L2+ L3-T-a=101.15mm轴：D 1=30mmL1=58mm轴：D 2=35mmL2=40mm轴：D 3=D7=40mmL3=L7=18mm轴：D 4=D6=47mmL4=L6=50mm轴：L 5=100mmD5=63mm轴上力作用力点距:l1=100mml2=l3=T-a+L4+L5/2=92.85mm l2=l3=92.85mm6、轴的受力分析(1)支承反力，在水平平面上为：R AH=RBH=Ft1/2=663N在垂直平面上为：R AV=(Fr1l3-Fa1*D1/2)/（l 2+l3） =621NRBV=Fr1-RAV=1422N轴承 A 的总支承反力为：R
13、 A= N9082RAVH轴承 B 的总支承反力为：R B= 156Bv(2)画出轴的受力简图，轴的受力简图如下图所示。（3）在水平平面上，蜗杆受力点截面为：M1H=RAH*l2=61559N.mm画弯矩图，弯矩图如图下图所示：RAH=RBH=663NRAV=621NRBV=1422NRA=908NRB=1569NM1H=61559N.mmM1V 左 =57659N.mmM1V 右 =132033N.mmM1 左 =84345N.mmM1 右 =145678N.mmMe=145678N.mm在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为：M1V=RAV*l2=57659N.mm蜗杆受力点截面右侧为：M1V=RBV*l3=132033mm合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为：M1 左 = =84345N.mm21V1H蜗杆受力点截面右侧为：M1 右 = =145678N.mm21V1H
