1、燕山大學機械設計課程設計說明書題目： 蝸桿-齒輪二級減速器 學院（系）： 機械工程學院 年級專業(yè)： 15級模具1班 學 號： 110111111111 學生姓名： 望鄉(xiāng)人 指導教師： 白老師 燕山大學課程設計說明書目 錄一.傳動方案的擬定1二電動機的選擇及傳動比確定11性能參數(shù)及工況12電動機型號選擇1三運動和動力參數(shù)的計算31.各軸轉速32.各軸輸入功率33.各軸輸入轉距3四傳動零件的設計計算41蝸桿蝸輪的選擇計算4 2斜齒輪傳動選擇計算8五軸的設計和計算131.初步確定軸的結構及尺寸1323軸的彎扭合成強度計算17六滾動軸承的選擇和計算21七鍵連接的選擇和計算22八、聯(lián)軸器的選擇22九減速

2、器附件的選擇23十潤滑和密封的選擇24十一拆裝和調整的說明24十二.主要零件的三維建模24十三.設計小結28十四參考資料29燕山大學課程設計說明書設計及計算過程結果一.傳動方案的擬定 本設計要求設計一臺應用于帶式輸送機上的二級減速器，原動機為三相異步電動機，工作機為卷筒。輸送機多用在室內，選用閉式齒輪傳動，對于傳動比較大的減速器，利用蝸輪蝸桿的大傳動比可以使減速器尺寸結構緊湊，為提高承載能力和傳動效率將蝸輪蝸桿傳動布置在高速級，低速級用斜齒輪傳動，可提高減速器的平穩(wěn)性。初步估算蝸桿分度圓圓周速度，v 45 m/s，采用蝸桿下置。整體結構如圖1所示：圖1 減速器機構簡圖二電動機的選擇及傳動比確定

3、1性能參數(shù)及工況運輸機皮帶牽引力：F=2287N 運輸機皮帶作速度：V=0.31m/s滾筒直徑：D=0.41m 使用地點：室內生產批量：大批 載荷性質：平穩(wěn)使用年限：五年一班 2電動機型號選擇根據(jù)室外使用條件，選擇Y系列三相異步電動機。運輸機所需工作功率：聯(lián)軸器效率1=0.99，軸承效率2=0.99 ，一對斜齒輪嚙合傳動效率3=0.97，蝸輪蝸桿嚙合傳動效率4=0.8，卷筒的效率5=0.96可得減速器總效率為電動機所需功率卷筒輪轉速 蝸桿齒輪減速器總傳動比合理范圍為:i總 =6090所用電機轉速范圍選取Y100L-6型號的電機，主要性能參數(shù)如表1：表1 Y100L-6型電機性能參數(shù)電動機型號額

4、定功率（Kw）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）Y100L-61.510009402.02.2總傳動比為 齒輪傳動比i2=（0.040.07）i總，所以齒輪傳動比范圍為根據(jù) ，則，蝸桿取兩頭，則傳動比在1532范圍內。可取i蝸=20， 三運動和動力參數(shù)的計算設電機軸為0軸，蝸桿為1軸，蝸輪軸為2軸，齒輪軸為3軸,卷筒軸為4軸。1.各軸轉速n0=n1=nm =940 r / minn2=nm / i1= 940/20= 47 r / minn3=n4=n2 / i2= 47/3.25= 14.45r / min2.各軸輸入功率：P0=1.0108KwP1=P01=1.0108×

5、;0.99=1.00KwP2=P124=1.00×0.99×0.80=0.79KwP3=P223=0.79×0.99×0.97=0.76KwP4=P312=0.76×0.99×0.99=0.75Kw3.各軸輸入轉距：T0=9550×P0/nm=9550×1.0108/940=10.27 N·mT1=9550×P1/n1 =9550×1.00/940=10.17 N·mT2=9550×P2/n2=9550×0.79/47=161.04 N·mT3=

6、9550×P3/n3 =9550×0.76/14.45=502.99 N·mT4=9550×P4/n4 =9550×0.74/14.45=492.99 N·m表2 運動及動力參數(shù)軸號功率P（Kw）轉矩T(N·m)轉速n（r/min)傳動比i電機軸1.010810.27940-1軸1.0010.17940202軸0.79161.04473.253軸0.76502.9914.45-卷筒軸0.75492.9914.45四傳動零件的設計計算1蝸桿蝸輪的選擇計算（1）選擇蝸輪蝸桿類型、材料、精度等級考慮到蝸桿傳遞功率不大，速度不高，故

7、蝸桿選45號鋼，調質處理，HB=240，選用普通的阿基米德蝸桿。初步估計蝸桿相對滑動速度故蝸輪齒冠選用鑄造錫青銅ZCuSn10Pl，砂型鑄造b=220MPa，s=140MPa。蝸輪輪心選用Q235，砂模鑄造。選用8級精度。（2）確定蝸桿頭數(shù)和蝸桿齒數(shù)根據(jù)蝸輪蝸桿傳動比i1=20，選取蝸桿頭數(shù)Z1=2，則蝸輪齒數(shù)Z2=i1·Z1=2×20=40（3）按齒面接觸疲勞強度進行計算根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。計算公式  載荷系數(shù)K=KA·K·KV =1 x1.05 x1=1.05查機械設計課本表7-

8、6得載荷平穩(wěn)KA =1，設載荷為變載荷，則K=1，設蝸輪圓周速度v23m/s，KV =1.05查機械設計課本表7-7得 9.47cos=9.26 彈性系數(shù) ZE= 155 由表7-9得應力循環(huán)次數(shù)N=60nt=60 ×47×300×8×5=4.17×107 將數(shù)據(jù)代入上式可得查機械設計課本表7-4，取m3q=1000mm3，m=5，d1=40mm，q=8(4).計算蝸輪圓周速度、相對滑動速度、傳動效率蝸輪圓周速度相對滑動速度其中嚙合效率其中當量摩擦角v由Vs查機械設計課本表7-10得攪油效率2取為0.99，滾動軸承效率3取為0.99/對。總效率

9、 =123=0.8383×0.99×0.99=0.82(5)復核m3q（6）計算中心距蝸輪分度圓直徑傳動中心距（7）校核蝸輪齒根抗彎疲勞強度 蝸輪齒根抗彎校核公式 K、T2、m、和d1、d2同前，當量齒數(shù) Zv=Z2/cos3=41.52查機械設計課本表7-8得齒形系數(shù)螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力計算公式 其中 將數(shù)據(jù)代入許用彎曲應力計算公式得齒根彎曲應力蝸輪齒根滿足彎曲疲勞強度。(8)熱平衡核算減速器潤滑油工作油溫其中室溫t0=20，=0.82，P1=1.0Kw，考慮到減速器用于室外取Kd=15W/（m2·）箱體散熱面積 則工作油溫為油溫滿足溫度要求。（9）計算蝸桿

10、傳動其他尺寸齒頂高 全齒高 1）、蝸桿齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿螺旋部分取b1=64mm蝸桿軸向齒距 蝸桿螺旋線導程 2）、蝸輪喉圓直徑 齒根圓直徑 蝸輪外徑 喉圓母圓半徑 齒寬 取 2斜齒輪傳動選擇計算（1）選擇材料、熱處理方式及精度等級對于一般動力傳遞，選用8級精度斜齒輪，小齒輪材料為45鋼，調質處理，齒面硬度為HB3=240，大齒輪材料為45鋼，正火處理，齒面硬度為HB4=200，HB3-HB4=40，熱處理方式合適。（2）初步確定大小齒輪齒數(shù)根據(jù)小齒輪齒數(shù)推薦范圍2040，取Z3=30，則大齒輪齒數(shù)為 取Z4=98，則實際傳動比為傳動比誤差 在允許的范圍內。(3)初算傳動主要尺寸對于

11、閉式軟齒面齒輪，按接觸疲勞強度設計1)確定載荷系數(shù)查機械設計課本表6-4，考慮微振工況取 KA=1查機械設計課本圖6-11b取 KV=1.01初步取螺旋角=15,端面重合度軸向重合度 其中查機械設計課本表6-7取總重合度 查機械設計課本圖6-13取 查機械設計課本圖6-17取 則2)材料的彈性系數(shù) 查機械設計課本表6-5得 ZE=189.83)節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由=15 ，查機械設計課本表6-19取 ZH=2.424）重合度系數(shù) 其中>1，取=1，則5）螺旋角系數(shù) 6）接觸疲勞強度極限查機械設計課本圖6-27(c)取 Hlim3=590MPa查圖6-27（b）取 Hlim4=470MPa7）

12、計算應力循環(huán)次數(shù)查機械設計課本圖6-25得 接觸疲勞壽命系數(shù) KHN3=1.25， KHN4 =1.38）計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1(失效概率為1%)取 9)試算小齒輪分度圓直徑d1（4）確定傳動尺寸1）校核圓周速度2）修正載荷系數(shù) 查機械設計課本圖6-11b得 3）校正分度圓直徑4）確定模數(shù)計算法向模數(shù) 取標準值 5）計算中心距 圓整取 a=165mm6）按圓整后的中心距修正螺旋角 值改變不大，故不必對相關參數(shù)進行修正7）確定傳動尺寸8)計算齒寬 圓整取b4=63mm，b3=70mm（5）校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度校核公式1）計算重合度系數(shù)2）計算螺旋角系數(shù)3)計算當量

13、齒數(shù)4) 查取齒形系數(shù)查機械設計課本圖6-21得 YFa3=2.55，YFa4=2.185）查取應力集中系數(shù) 查機械設計課本圖6-22得 YSa3=1.62，YSa4=1.826）查取彎曲疲勞極限應力及壽命系數(shù)查機械設計課本圖6-28b。6-28c得Flim3=450MPa，F(xiàn)lim4=390MPa查機械設計課本圖6-26得壽命系數(shù) KFN1=KFN2=17）計算彎曲疲勞許用應力 F=KFN·Flim/S取安全系數(shù) S=1 (取失效概率為1%) 則 8）計算彎曲應力齒根彎曲疲勞強度滿足條件。（6）計算齒輪傳動其他尺寸 端面模數(shù) 齒頂高 齒根高 齒頂隙 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 五軸的設

14、計和計算1.初步確定軸的結構及尺寸（1）蝸桿軸設計及計算 下圖是蝸桿軸與蝸桿材料一致選擇45號鋼調質處理，HB=240，考慮到蝸桿為下置，有軸向力，所以選用一對角接觸軸承，一個深溝球軸承，一端固定，一段游動，稀油潤滑，橡膠密封。軸的結構設計如下圖 圖2 蝸桿軸的結構設計1）初算軸頭按需用切應力初算d1d1段直接與電機相連，不受彎矩，查機械設計課本表10-2取c=112則軸頸上有單鍵，軸頸虛增大3%，d1=11.4×1.03=11.74考慮到蝸桿軸剛度較小，需增大軸徑，取d1=18mm查機械設計指導手冊126頁選取LT2型聯(lián)軸器l1=42mm2）計算d2、l2 該段軸與聯(lián)軸器想連，起定

15、位作用，但不承受軸向力，且需要考慮密封圈內徑為標準值，所以取d2=20mm，l2需伸出端蓋1520mm，由作圖決定，作圖后的l2=40mm。3）計算d3、l3 該段與圓螺母配合，考慮圓螺母的標準值。所以取d3=25mm，l3=17.4）計算d4、l4該段與軸承配合，所以選取d4=30mm，選取7206C軸承，長度l4為兩個軸承寬度16mm，考慮到還需添加套筒和濺油板，故l4=53mm 5）計算d5、l5該段主要是固定濺油板所以取d5=36，其厚度為10，所以取l5=56）計算d6、l6該段為軸向固定濺油板，所以取d6=41mm，長度取5mm。7）計算d7、l7該段為過渡段，取d7=34mm，l

16、7由作圖決定，取40mm。8）計算d8、l8該段與軸承配合，所以選取d8=30mm，選取6206軸承，長度l8為軸承寬度16mm，考慮到還需添加套筒和濺油板，故l8=32mm.（2）2軸設計計算 選用45號鋼調質處理，HB=240，軸的結構設計如圖3所示。 圖3 軸2結構設計1）初算軸頭按需用切應力初算d2d2段與蝸輪配合，受彎矩，查機械設計課本表10-2取c=112則考慮到軸上有單鍵，需增大軸徑3%， d2=28.69x1.03=29.55mm考慮到軸承內徑為標準值，取d2=35mm l2取決于蝸輪輪轂寬度，蝸輪輪轂寬度取 L=1.2d2=1.2x35=42mm 取L=42mm，考慮到軸肩定

17、位，所以取l2=42-2=40mm 2）計算d1、l1該段軸與軸承配合，所以取d1=30mm，選取軸承6206， 考慮到脂潤滑，軸承內側斷面距箱體內壁為812mm，取10mm，齒輪斷面距離箱體內壁取25mm，在考慮軸肩定位2mm，所以 l1=16+10+27+2=55mm。3）計算d3、l3d3與d2的過渡軸肩為定位軸肩承受軸向力，所以取d3=d2+5=40mm，l3的長度影響到蝸桿軸承座與大齒輪是否干涉，由作圖決定。4）計算d4、l4d3到d4過渡軸肩為定位軸肩并且承受軸向力，所以取d4= d3-5=35mm，長度由小齒輪寬度減去13mm的定位距離來確定，l4=675)計算d5，l5該段與軸

18、承配合，取d5=30mm，l5=42mm（3）3軸設計計算軸的材料選用常用的45鋼，調質處理HB=240軸的結構設計如下圖圖4 軸3的結構設計1）初算軸頭按需用切應力初算d1d1段直接與聯(lián)軸器相連，不受彎矩，查機械設計課本表10-2取c=112則考慮到軸上有鍵槽，需增大軸徑，取d1=41.96×1.03=43.22mmd1段軸不受彎矩，且考慮到與聯(lián)軸器配合取d1=45mm查機械設計指導手冊126頁選取LT7型聯(lián)軸器取l1=82mm 2）計算d2、l2 該段軸與聯(lián)軸器相連，起定位作用，但不承受軸向力，且需要考慮密封圈內徑為標準值，所以取d2=48mm，l2需伸出端蓋1520mm，由作圖

19、決定，作圖后的l2=51mm。3）計算d3、l3d3段與軸承配合，所以選取d3=50mm，選取6210軸承，長度l3為軸承寬度20mm，甩油板伸出箱體內壁13mm，取2mm，所以l3=20+7+2=29mm4）計算d4、l4d5到d4過渡軸肩為定位軸肩并且承受軸向力，所以取d4= d3+5=55mm，長度由作圖決定，得l4=90mm。5）計算d5、l5d5到d4過渡軸肩為定位軸肩并且承受軸向力，所以取d5= d4+5=60mm，長度由作圖決定，得l5=10mm。6）計算d6、l6大齒輪要和小齒輪嚙合傳動所以，大齒輪的位置由小齒輪來確定，通過作圖可得d6=55mm，l6=60mm7)計算d7，l

20、7該段和d3一樣都是與軸承配合所以d7=d3=50mm，長度l7=45mm23軸的彎扭合成強度計算1）計算大斜齒輪受力2）計算軸承支反力水平面： 豎直面：畫出水平彎矩Mxy圖，垂直面彎矩Mxz圖和合成彎矩圖，分析圖5至圖10可知在合成彎矩最大處最危險。軸的結構尺寸，及受力分析如下列圖所示：圖5 軸3結構尺寸圖6 軸3受力圖水平面受力圖圖7 水平面彎矩圖豎直面受力圖圖8 垂直面彎矩圖圖9 合成彎矩圖圖10 軸3扭矩圖4)計算軸的安全系數(shù)軸選用45號鋼，對稱循環(huán)疲勞極限脈動循環(huán)疲勞極限由式 得 由圖9和圖10可得危險截面處彎矩M=209876N·mm。最大轉矩為T=502990 N

21、83;mm。 在該截面上有無軸直徑變化，有鍵連接，其應力集中可在表10-10由查得=1.62。表面狀態(tài)系數(shù) （Ra=3.2，b=650MPa）對于碳鋼其尺寸系數(shù) 安全系數(shù)：綜合安全系數(shù)根據(jù)校核，危險截面足夠安全六滾動軸承的選擇和計算該傳動裝置采用蝸輪-蝸桿斜齒輪傳動，輸出軸采用深溝球軸承，軸承型號為6210，d=50mm，D=90mm，B=20mm，基本額定動載荷 Cr=35100N，基本額定靜載荷 C0r=23200N由表11-6，i=1，F(xiàn)a=1144.04N,C0r=23200N,所以Fa/ C0r=0.05,并且Fa/Fr=0.73，可查得X=0.56，Y=1.71。又由表11-7，查

22、得載荷系數(shù)fp=1.1所以折合為年為250年,大于工作要求5年，故選用6210型深溝球軸承符合要求。七鍵連接的選擇和計算1軸鍵槽部分的軸徑為18mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵 A6×32 GB/T 1095-2003，材料為Q255A2軸兩端鍵槽部分的軸徑為35mm，所以選擇普通圓頭平鍵蝸輪 鍵 A10×32 GB/T 1095-2003，材料為Q255A小齒輪 鍵 A10×50 GB/T 1095-2003，材料為Q255A3軸外伸部分的軸徑為45mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵 A14×70 GB/T 1095-2003，材料為Q255A大齒輪處軸徑為55

23、mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵 A16×45 GB/T 1095-2003，材料為Q255A校核由于靜連接，取，輸出軸，聯(lián)軸器段鍵的接觸長度 能傳遞的轉矩為：輸出軸，大齒輪配合段鍵的接觸長度 能傳遞的轉矩為：校核通過結論：鍵安全八、聯(lián)軸器的選擇1.電動機與輸入軸之間： 為了減小啟動轉矩，減小轉動慣量和良好的減震性能，采用彈性柱銷聯(lián)軸器。輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。查得軸外伸直徑D=18mm，選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑d=18mm，半聯(lián)軸器長度L=42mm，。額定轉矩為160N.m2.輸出軸與卷筒軸之間

24、：選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為630N.m，半聯(lián)軸器的孔徑d1=45,半聯(lián)軸器長度L=82mm。 3.、聯(lián)軸器校核結論，聯(lián)軸器安全。九減速器附件的選擇窺視孔蓋 窺視孔蓋的規(guī)格為140×100mm。箱體上開窺視孔處設有凸臺5mm，一邊機械加工支撐蓋板的表面，并用墊片加強密封，蓋板材料為Q235A鋼，用8個M6螺栓緊固。通氣器 減速器運轉時，箱體內溫度升高，氣壓加大，密封不利，故在窺視孔蓋上安裝通氣器，使箱體內熱膨脹氣體自由逸出，以保證壓力均衡，提高箱體縫隙處的密封性能。選用帶金屬濾網的通氣器。啟蓋螺釘 在減速器裝配時于箱體剖分面上涂有水玻璃或密封膠，為了便于開蓋故設有啟蓋螺釘

25、。其螺紋長度要大于機蓋連接凸緣的厚度，螺桿端部做成圓柱形、大倒角或半圓形，以免破壞螺紋。定位銷 為了保證剖分式箱體的軸承座孔的加工及裝配精度，在箱體連接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷，兩銷盡量遠些，以提高定位精度。定位銷的直徑為d=8mm，長度為30mm。吊環(huán)和吊鉤 為了便于拆卸和搬運，在箱蓋鑄出吊環(huán)，并在箱座上鑄出吊鉤。油標尺 油標尺應放在便于觀測減速器油面及油面穩(wěn)定之處。先確定油面面高度，再確定油標尺的高度和角度，應使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油標尺應足夠長，保證在油液中。采用帶有螺紋部分的桿式油標尺。放油螺塞 放油孔的位置應在油池的最低處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一

26、側，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的箱座外壁要有凸臺，經機械加工成為螺塞頭部的支承面，并加封油圈以加強密封。十潤滑和密封的選擇潤滑說明 因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度v<12m/s，故蝸桿采用浸油潤滑；大、小斜齒圓柱齒輪采用浸油潤滑，因大齒輪浸不到油，所以加裝帶油輪；潤滑油使用50號機械潤滑油。蝸桿軸的軸承采用稀油潤滑，其他軸承采用潤滑脂潤滑，因為軸承轉速v<1500r/min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。密封說明在試運行過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何墊片。軸伸處密封應涂以潤滑脂。十一

27、拆裝和調整的說明在安裝調整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側隙及齒面接觸斑點，蝸桿副傳動按齒高接觸斑點不小于55%，按齒長接觸斑點不小于50%，當傳動側隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調整傳動件的嚙合位置。十二.主要零件的三維建模 十三.設計小結轉眼間我們的課設基本上結束，回想當初剛拿到設計書的時候，一臉茫然，不知道從何下手，后來課程進行到一定程度的時候才對課設有了大致的了解。深入接觸才知道并沒有那么簡單，他涉及到各種知識，如畫法幾何，機械制圖，機械設計，互換性原理基礎等等。每一步都要自己來做，

28、每一個尺寸都要有根有據(jù)，否則就要出現(xiàn)錯誤，更改是牽一發(fā)而動全身。我認為這次課設不僅僅是一次任務，更是對我們以后工作的一次錘煉，我們在這次課設中，獨立自主認真設計，我們學習了知識，也收獲了嚴謹，認真，耐心，總之收獲了很多很多。這次課設雖說是獨立自主，但是我們還是有很多東西都不知道，所以老師，還有一些同學都給了我一定的指導，這些指導都是比較珍貴的，在這里我要感謝所有幫助過我的每一個人。最后，浪費課設就是浪費未來的事業(yè)，珍惜以后的每一次學習機會。 十四參考資料許立中，周玉林機械設計北京：中國標準出版社，2009韓曉娟機械設計課程設計指導手冊北京：中國標準出版社，2008龔溎義，潘沛霖機械設計課程設計

29、圖冊北京：高等教育出版社，2006成大先機械設計手冊北京：化學工業(yè)出版社，2007邵曉榮，曲恩互換性與測量技術基礎北京：中國標準出版社，2007F=2287NV=0.31m/sD=0.41mPw=0.709Kw總=0.7014P電=1.01Kwn卷=14.45r/min電動機型號Y100L-6n0=1000r/minnm=940r/mini總=65.05i蝸=20i齒=3.25n1=940r / minn2=47r/ minn3=14.45r/ minP1=1.00KwP2=0.79KwP3= 0.76KwP4= 0.75KwT0=10.27N·mT1=10.17N·mT2=161.04N·mT3=502.99 N·mT4=492.99 N·m蝸輪計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自機械設計第102頁113頁蝸桿材料用45鋼，蝸輪選用鑄造錫青銅ZCuSn10Pl蝸桿傳動精度8級Z1=2Z2=40K=1.05KA=1K=1.05Kv=1ZE=155m3q=1084.63mm3，m=5，d1=40mm，q=8=0.82=20