單級蝸桿減速器

1、攀枝花學院學生課程設計（論文）題 目：設計能夠實現(xiàn)一定行程做直線運動的機構 學生姓名： 學 號： 201010601049所在院(系)： 機械工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化班 級： 2010級 四班 指 導 教 師： 職稱： 2013年 3月 1 日目錄一 課題任務計劃書 1、目地及要求： 2、設計題目： 3、分析減速器結構二 電動機選擇 1、選擇電動機類型： 2、絲杠所需功率： 3、確定傳動裝置效率：三 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1、齒輪齒條齒數(shù)初選： 2、傳動裝置總傳動比： 3、分配各級傳動比：四 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸的轉速 2、各軸的輸入功率：

2、3、各軸的轉矩：五 傳動件的設計計算 1、V型傳動帶的設計計算： 1、確定計算功率： 2、選擇普通V帶型號： 3、確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速： 4、確定V帶中心距a,并選擇V帶的基準長度Ld:5、驗算小帶輪上的包角：6、計算帶的根數(shù)Z：7、計算單根V帶的初拉力的最小值Fomin8、計算壓軸力Fp:9、設計結果： 2、一級標準圓柱斜齒減速器計算：1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)2、按齒面接觸強度設計3、計算4、按齒根彎曲強度設計5、幾何尺寸計算： 3、蝸桿傳動的設計計算：1、選擇蝸桿類型2、材料選擇3、按齒面接觸強度設計4、蝸輪蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸5、校核齒根彎曲疲勞強度6、驗算效

3、率7、精度等級公差和表面粗糙度的確定8、蝸桿傳動潤滑一、課題任務計劃書一、目地及要求：機械設計課題的設計主要是培養(yǎng)學生的機械設計的綜合能力。通過自己動手，可以體會和鞏固先修課程理論和實際知識，同時還能學習如何運用標準、規(guī)范、手冊等有關國家標準及技術手冊，更重要的是可以提高學生從機器功能的要求、尺寸、工藝、經濟和安全等諸多方面綜合考慮如何設計的能力，從而樹立正確的設計思想。二，設計題目：A，設計一臺減速器和V帶傳動裝置：1，減速器齒輪傳動用圓柱斜齒齒輪；2，減速器中要有蝸輪蝸桿（單頭蝸輪蝸桿）；3，減速器中間軸受到的軸向載荷最??；4，要求絲杠在L行程內做來回直線運動；5，V帶傳動要可靠，打滑不超

4、過允許的限度；B，已知條件：絲杠行程 L=300 mm絲杠軸向速度 V=120 mm/s絲杠受到的推力 F=7500 NC，設計步驟：1，選擇電動機；2，減速器外部傳動零件設計；3，設計減速器零件；4，對減速器各軸進行機構設計，按彎扭組合驗算軸的強度；5，按疲勞強度條件計算輸出軸上軸承的強度；6，選擇各對軸承，計算輸出軸上軸承的壽命；7，選擇各鍵，驗算輸出軸上鍵連接的強度;8, 選擇各配合尺寸處的公差與配合；9，決定潤滑方式，選擇潤滑劑；10，繪制裝配圖和部分零件工作圖。三，分析減速器結構1，傳動系統(tǒng)的中間作用： 介于原動機與從動機構之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此做減速作用，并

5、協(xié)調兩者的轉速和轉矩。2，減速器傳動特點： 結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便等。電動機、V型帶和減速器并列，橫向和縱向面積偏大，為了減小占地面積，可以把電動機和減速器放在V型帶的一側。為了使結構更為緊湊和合理，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形部分抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。3，電機和工作機位置： 電機和減速器安放在V型帶的一側，由于采用蝸輪蝸桿減速器，其輸出端必定會有高度位置上的差值，故輸出端向右。4，傳動系統(tǒng)簡圖如下：1、電動機；2、V帶；3、一級斜齒減速器；4、蝸輪蝸桿減速器；5、齒輪齒條二 電動機的

6、選擇計算及說明1，選擇電動機類型： 根據(jù)要求，工作件要連續(xù)單向直線運動，我們可以用絲杠的回轉運動驅動工作件的連續(xù)直線運動；載荷平穩(wěn)。選擇Y系列全封閉自冷式籠型三相異步電動機，電壓380V/220V。2，絲杠所需功率： V=120mm/s=0.12m/s Pm=FV=7500N×0.12mm/s=900W3，確定傳動裝置效率： 查表機械設計第八版第八章表2可得： A、V帶傳動效率在0.920.97之間因此V帶傳動效率為N1=0.94 B、單頭閉式蝸輪蝸桿傳動效率在0.700.80之間故效率取為N2=0.75 C、一對滾動軸承的效率N5=0.98 共有4對滾動軸承 N3= D、一級標準斜

7、齒圓柱齒輪減速器的效率為N4=0.98由此：可以估算傳動系統(tǒng)的總效率為N=N1×N2×N3×N4=0.94×0.75××0.98=0.6120285電動機工作時，所需要的功率 Pn=Pm/N=900W/0.6120285=1.4705197KW網上查Y系列三相異步交流電動機選擇：根據(jù)所需功率Pn、考慮超載等工作情況，選擇為Y90S-2型電動機，它的額定功率Pe=1.5KW，滿載轉速n1=2840r/min。三、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1、齒輪齒條齒數(shù)初選： V型帶傳動比范圍2-4,一級標準斜齒圓柱齒輪減速器傳動比范圍3-6

8、，而蝸輪蝸桿減速器要求用單頭，則傳動比直接選為29 由此可得總傳動比范圍174-696 齒輪齒條轉速V=120mm/s，則有公式： N為齒輪轉速，d為齒輪分度圓直徑，則有： 總的傳動比 由以上兩公式聯(lián)立，根據(jù)總傳動比范圍來初選齒輪齒條的齒數(shù)。 經核算齒輪齒數(shù)初選為Z=1412、傳動裝置總傳動比： 電動機轉速n1=2840r/mini=n1/n=2840/16.26=174.66123、分配各級傳動比： 傳動裝置中有V型帶和蝸輪蝸桿傳動和一級標準斜齒圓柱齒輪減速器傳動，V型帶傳動的傳動比一般范圍24，而蝸輪蝸桿傳動比范圍i=29 取一級標準斜齒圓柱齒輪減速器傳動比i2=3蝸輪蝸桿傳動比： i3=

9、29則V型帶傳動比： i1=2.0076以上所選傳動比，相關機構均能夠達到。四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸的轉速 V型帶傳動比i1=2.0076；蝸輪蝸桿傳動比i2=29；電動機轉速為2840r/min；由此可計算： 小帶輪轉速=2840/2.0076=1414.6244r/min一級標準斜齒圓柱齒輪減速器轉速： =2840/3*2.076=471.54r/min 蝸桿蝸輪減速器轉速：=2840/3*29*2.0076=16.26r/min2、各軸的輸入功率： 按電動機的額定功率Pe計算各軸的輸入功率：A、齒輪齒條的功率為： Pm=0.9KW B、渦輪軸的輸入功率： P1=Pm/0.

10、982=0.9/0.982KW=0.93710KWC、蝸桿軸的輸入功率： P2=Pm/0.75*0.983KW =0.9/(0.75×0.983)KW=1.27498KW D、斜齒減速器輸出軸的輸入功率：P3=Pm/0.75*0.985KW=1.32755KW E、斜齒減速器輸入軸的輸入功率：P4=Pm/0.75*0.987KW=1.38229KW F、電動機轉軸的輸出功率：P5=Pm/0.75*0.94*0.987KW=1.47052KW3、各軸的轉矩： A、渦輪軸的輸入轉矩： T1=9550×P1/n3=9550*0.93710/16.26=550.39336NM B、

11、蝸桿軸的輸入轉矩： T2=9550×P2/n2=9550×1.27498/471.54=25.82188NM C、斜齒減速器輸出軸的輸入轉矩： T3=9550×P3/n2=9550×1.32755/471.54=26.88659NM D、斜齒減速器輸人軸的輸入轉矩： T4=9550×P4/n1=9550×1.38229/1414.6244=9.33173NM E、電動機輸出轉矩： T5=9550×P5/n=9550×1.47052/2840=4.94488NM五、傳動件的設計計算V型傳動帶的設計計算：（1）、確定計

12、算功率：計算功率是Pca是根據(jù)傳遞的功率P和帶的工作條件而確定的Pc=Ka×PPc計算功率（）；Ka_工作情況系數(shù)，查機械設計第八版表87；P所需傳遞的額定功率（KW）。設計工作情況為輕載啟動、日工作時間24小時、載荷變動微??；由此取Ka=1.3所選電動機額定功率1.5KW；可得：Pc=Ka×P=1.3×1.5KW=1.95KW（2）、選擇普通V帶型號：根據(jù)計算功率Pc=1.8KW和電動機連接的帶輪轉速n=2840r/min，查機械設計第八版圖811；選擇Z型普通V帶。（3）、確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速：A、初選與電動機連接帶輪的基準直徑d1:根據(jù)V帶的帶型，

13、參考機械設計第八版表86和表88確定帶輪的基準直徑d1;取帶輪基準直徑d1=80mm。B、驗算帶速：根據(jù)式子V=（3.14*d1*n1）/(60*1000)=(3.14*80*2840)/(60*1000)m/s=11.90m/s因為5m/s<V<30m/s，故所選帶適合。C、計算小帶輪的基準直徑d2: 根據(jù)式子 d2=d1*i1=80*2mm=160mm根據(jù)表圓整 d2=160mm（4）確定V帶中心距a,并選擇V帶的基準長度Ld:A、根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件和要求的中心距，由式子0.7（d1+d2）<a<2(d1+d2)初選中心距 而：0.7（d1+d2）=0.7

14、*240mm=168mm 2(d1+d2)=2*240mm=480mm因此，初選中心距為a=300mmB、計算相應的帶長Ld:由式子： Ld=2a+3.14*(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a =2*300+(3.14*240/2)+(1202)/(4*300)mm =982.13333mm則，有計算結果，根據(jù)表82選擇帶的基準長度Ldo=1000mm.C、計算實際中心距： 由式子,計算出實際中心距近似值： a1=a+(Ldo-Ld)/2=300+(1000-982.1)/2mm=308.9mm考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產生的補充張緊的需要，中心距的變動范

15、圍： Min=a-0.015Ld=300-0.015*1000mm=285mm Man=a+0.03Ld=300+0.03*1000mm=330mm（5）、驗算小帶輪上的包角： 小帶輪上的包角b1小于大帶輪上的包角b2；小帶輪上的總摩擦力相應的小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能發(fā)生在小帶輪上，應使b1<180。小帶輪包角： b1=180-(d2-d1)*57.3/a=180-120*57.3/308.9=165.16>90（6）、計算帶的根數(shù)Z：A、計算單根V帶的額定功率Pr:由d1=80mm和n1=2840r/min,查表8-4a得：Po=0.56KW.再根據(jù)n1=2840

16、r/min，i1=2和Z型帶，查表8-4b得：單根普通V型帶額定功率的增量Pg=0.04KW 查表8-5得 Ka=0.96 查表8-2得： Kl=1.06則： Pr=(Po+Pg)*Ka*Kl=(0.56+0.04)*0.96*1.06=0.61056KWB、計算V帶根數(shù)： Z=Pc/Pr=1.95/0.61056=3.1937取4根（7）、計算單根V帶的初拉力的最小值Fomin由表8-3得Z型帶的單位長度質量q=0.06kg/m，所以： Fomin=300*Pc*(2.5-Ka)/(Ka*Z*V)+qV2 =300*1.95*(2.5-0.96)/(0.96*4*11.90)+0.06*11

17、.902 =16.62N應使帶的實際拉力Fo>Fomin。（8）、計算壓軸力Fp:計算壓軸力的最小值為：Fpmin=2*Z*Fomin*sin(b1/2)=2*4*16.62*sin(165.16/2)=131.84N（9）、設計結果： 選用4根B-2800GB/T 1154-1997的V帶；中心距為a1=308.9.2mm，帶輪直徑分別為d1=80mm和d2=160mm，軸上壓力Fp=131.84N帶輪選用H型孔板式，帶輪寬度B=(Z-1)e+2f=(4-1)*15+2*10mm=65mm式子中：Z槽輪數(shù) e槽間距 f槽邊距 槽輪角r=38與帶輪配合的軸頭長度70mm，周向固定選用普通

18、平鍵，軸向固定選用軸肩和軸端擋環(huán)。2、一級標準圓柱斜齒減速器計算（1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1、選用標準圓柱斜齒齒輪傳動2、所設計傳動為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB/009588）3、材料選擇，由表101選擇小齒輪材料40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS4、選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪Z2=725、選取螺旋角，初選為=14º（2）按齒面接觸強度設計根據(jù)式（1021）試算： 1、確定公式內的各計算數(shù)值 1>初選Kt=1.6 2>由圖1030選區(qū)區(qū)域系數(shù)Zh=2.433

19、 3>由圖1026查得：=0.78 =0.88 則： 0.78+0.88=1.66 4>計算小齒輪傳遞的轉矩： 5>由表10-7選擇齒寬系數(shù) =1 6>查表10-6材料的彈性影響系數(shù) 7>查圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 8>由式子10-13，計算應力循環(huán)次數(shù) 9>由圖10-19選取接觸壽命系數(shù) 10>計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式子10-12可得： 11>許用接觸應力 （3）計算1、試計算小齒輪分度圓直徑d，由計算公式：2、計算圓周速度：3、計算齒寬b及模數(shù)4、

20、計算縱深：5、計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)V=3.10m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.13，由表10-4查得，與查齒輪相同；=1.41；由圖10-13查得：；由表10-3查得：=1.2故載荷系數(shù)：6、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，有式子10-10a得：7、計算模數(shù)（4）按齒根彎曲強度設計由式子10-171、確定參數(shù) 1>計算載荷系數(shù) 2>根據(jù)縱向重合度從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3>計算當量齒數(shù) 4>查取齒形系數(shù)由表10-5，查得： 5>查取應力校正系數(shù)：查表10-5查得： 6>由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 7>

21、計算彎曲疲勞許用應力S=1.4 由式子10-12得： 8>計算大小齒輪，并加以比較： 結果：大齒輪的大。 9>設計計算：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算法向模數(shù)，大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，故取=1mm，滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需接觸疲勞算得的分度圓直徑，來計算相應的齒數(shù)：則：Z1=20 Z2=3Z1=60（5）幾何尺寸計算：1、計算中心距將中心距圓整為41mm。2、按圓整后的中心距修正螺旋角值改變不多，故參數(shù)等不必修正。3、計算大小齒輪分度圓直徑4、計算齒輪寬度：圓整后取為b1=20mm b2=25mm。 5、機構設計：由于大小齒輪齒頂圓直徑都小于

22、160mm，故都采用一般齒輪形式。3、蝸桿傳動的設計計算：（1）、選擇蝸桿類型 根據(jù)GB/T100851988的推薦，采用漸開線蝸桿。（2）、材料選擇考慮到蝸桿傳遞的功率不大，速度中等，故蝸桿采用45號鋼；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555HRC；渦輪選用鑄錫磷青銅，砂模鑄造；為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用青銅鑄造，而輪芯用灰鑄鐵鑄造。（3）、按齒面接觸強度設計根據(jù)閉式蝸輪蝸桿的設計原則，先按齒面接觸疲勞強度計進行算，再校核齒根彎曲疲勞強度。由式子11-12，傳動中心距：1、確定作用在渦輪上的轉矩T2按Z=1 傳動效率=0.752、確定載荷系數(shù) 因工作載荷較為

23、穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)=1，由表11-5，選取使用系數(shù)，由于轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)，則3、確定彈性影響系數(shù) 因選用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配合，故4、確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值，從圖11-18中可查得：5、確定許用接觸應力確定渦輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從表11-7中查得渦輪的基本許用應力盈利循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù)則6、計算中心距取中心距為100mm,傳動比i=29，故從表11-22中取模數(shù)M=2mm，蝸桿分度圓直徑為，這時 ，從圖11-18中可查得接觸系數(shù)，因為。因此，以上計算可用。（4）蝸輪蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸1、蝸桿軸向齒距 直徑系數(shù) 齒頂