机械设计基础课程设计说明书Word下载.docx
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5——锚机滚筒；
６——锚链
3.原始数据
设锚链最大有效拉力为F（N）=3000N，锚链工作速度为v=0.6m/s，锚链滚筒直径为d=280mm。
4.工作条件
锚传动减速器在常温下连续工作、单向运动；
空载起动，工作时有中等冲击；
锚链工
作速度v的允许误差为5%；
单班制（每班工作8h）,要求减速器设计寿命8年，大修期为3年，小批量生产；
三相交流电源的电压为380/220V。
5.每个学生拟完成以下内容
（1）减速器装配图1张（A1号或A0号图纸）。
（2）零件工作图2~3张（如齿轮、轴或蜗杆等）。
（3）设计计算说明书1份（约6000~8000字）。
1、运动学和动力学的计算
计算项目
计算过程及说明
计算结果
一、选择电动机
1、选择电动机类型
按工作要求和条件，选用Y系列全封闭笼型三相异步电动机。
2、选择电动机功率
工作机所需功率为：
Pw=Fv/（1000）=3000×
0.6/（1000×
0.96）1.875KW；
电动机的输出功率为：
=/=Fv/1000
由电动机值工作几之间的总效率
=
式中：
、、、、分别为联轴器（2个），蜗杆传动的轴承（2对），滚筒轴承及蜗杆传动的效率。
由参考文献《机械设计课程设计手册》贾北平韩贤武主编华中科技出版社第7-8页表2-3
=0.992、=0.99、=0.98、=0,79
则==0.75
=1.875/0.75=2.5KW
=0.75
=2.5KW
3、确定电动机的转速
滚筒的工作转速为
=
因为由参考文献《机械设计课程设计手册》贾北平韩贤武主编华中科技出版社第5-6页表2-2
，蜗杆传动的传动比=10～40,则总的传动比的合理范围为
=10～40
因此，电动机的转速的可选范围为
（409.5～1638.0）r/min
4、确定电动机的型号
符合这一范围的电动机同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min。
根据工作机所需要电动机输出功率和电动机的同步转速，由参考文献《机械设计课程设计手册》贾北平韩贤武主编华中科技出版社附录B可查出适用的电动机的型号分别为Y132S-6Y100L2-4Y132M-8。
相应的技术参数及传动比的比较情况见下表：
电动机的型号
额定功率
电动机转速（r/min）
传动装置的传动比
/kw
同步转速
满载转速
总传动比
Y132S-6
3
1000
960
23.44
Y100L2-4
1500
1430
34.92
Y132M-8
750
710
17.39
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及涡轮传动的传动比，选择Y132S-6型电动机较为合适，即电动机的额定功率=4kW，满载转速=960r/min总传动比适中，传动装置较紧凑。
Y132S-6型电动机的主要尺寸和安装尺寸见下表：
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
475×
345×
315
216×
140
12
38×
80
10×
33×
38
电动机型号：
二、计算传动装置各轴的的运动和动力参数
）1）各轴的转速
Ⅰ轴=960r/min
Ⅱ轴=/=960/23.44=40.96r/min
滚筒轴nw==44.96r/min
n0=960r/min
n1=960r/min
n2=44.96r/min
nw=44.96r/min
2）各轴的输入功率
Ⅰ轴P1=Pd=2.5×
0.992x0.99=2.4552KW
Ⅱ轴P2=P1=2.428×
0.99×
0.79=1.92KW
滚筒轴PW=P2=1.875×
0.992×
0.98=1.867KW
P1=2.4552KW
P2=1.92KW
PW=1.867KW
3）各轴的输入转矩
电动机轴T0=9550Pd/n0=9550×
2.5/960=24.87N•m
Ⅰ轴T1=9550P1/n1=9550×
2.4552/960=24.42N•m
Ⅱ轴T2=9550P2/n2=9550×
1.92/40.96=447.66N•m
滚筒轴TW=9550PW/nW=9550×
1.867/40.96=435.30N•m
T0=24.87N•m
T1=24.42N•m
T2=447.66N•m
TW=435.30N•m
参数
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
滚筒轴
转速n（r/min）
输入功率P/KW
输入转矩T（N•m）
2.5
24.87
2.4552
24.42
40.96
1.92
447.66
1.867
435.30
传动比
2、传动件的设计计算
2.1蜗杆副的设计计算
2.1.1选择材料
蜗杆：
45钢，表面淬火45-55HRC；
蜗轮：
10-3铝青铜ZCuAl10Fe3，砂模铸造，假设相对滑动速度vs<
6m/s
2.1.2确定许用应力
根据参考文献《机械设计基础（第六版）》杨可桢程光蕴李仲生钱瑞明主编高等教育出版社第201-202页表12-5和表12-6
许用接触应力[σH]=200MPa
许用弯曲应力[σF]=80MPa
2.1.3参数的选择
蜗杆头数Z1=2
蜗轮齿数Z2=i•Z1=23.44×
2=46.88则Z2取47
使用系数KA=1.3
综合弹性系数ZE=150
接触系数Zρ取d1/a=0.4由图12-11得，ZP=2.8
见参考文献《机械设计基础（第六版）》杨可桢程光蕴李仲生钱瑞明主编高等教育出版社第201页图12-11
2.1.4确定中心距a
取整：
a=145mm
查询参考文献《机械设计基础（第六版）》杨可桢程光蕴李仲生钱瑞明主编高等教育出版社第195页表12-1可得
若取m=6.3,d1=63mm则
d2=mZ2=6.3X4.7=296.1mm
则中心距a为
2.1.4验算蜗轮圆周速度v2、相对滑动速度vs、及传动总效率η
1）蜗轮圆周速度v2
2）导程角
由
3）相对滑动速度vs
与初选值相符，选用材料合适
4）传动总效率η
查询参考文献《机械设计基础（第六版）》杨可桢程光蕴李仲生钱瑞明主编高等教育出版社第204页表12-7及公式（12-13）可知
当量摩擦角
原估计效率0.75与总效率相差较大，需要重新验算。
2.1.5验算蜗轮抗弯强度
蜗轮齿根抗弯强度验算公式为
其中当量齿数
查询参考文献《机械设计基础（第六版）》杨可桢程光蕴李仲生钱瑞明主编高等教育出版社第177页图11-8可得
所以强度足够
2.2计算蜗杆传动等其他几何尺寸
2.2.1蜗杆相关几何尺寸
计算及其说明
分度圆直径
齿顶高
全齿高
齿顶圆直径
齿根圆直径
蜗杆螺旋部分长度
（因为当m<
10时，b1加长15~25mm，故取b1=110mm;
参见参考文献《机械设计常用公式速查手册》张继东编机械工业出版社第103页）
蜗杆轴向齿距
d1=63mm
ha1=6.3mm
h1=14.20mm
da1=75.60mm
df1=47.88mm
b1=110mm
Pa1=19.78mm
2.2.2蜗轮相关几何尺寸
齿根圆直径
外圆直径
蜗轮齿宽
轮缘宽度
d2=296.10mm
da2=308.70mm
df2=280.98mm
de2=318.20mm
b2=48.09mm
取B=56.70mm
2.2.3热平衡计算
取油温t=65℃，空气温度t=20℃,通风良好，取15W/（m2·
℃）,传动效率η为0.75；
由公式得：
其中=3kw=45℃
3、蜗杆副上作用力的计算
3.1.1已知条件
1）高速轴
传递的转矩T1=24870N·
mm
转速n1=960r/min
分度圆直径d1=63mm
2）低速轴
传递的转矩T2=447660N·
转速n2=40.96r/min
分度圆直径d2=296.1mm
3.1.2蜗杆上的作用力
1）圆周力
其方向与力作用点圆周速度方向相反
2）轴向力
其方向与蜗轮的转动方向相反
3）径向力
其中αn=20°
其方向力由力的作用点指向轮1的转动中心
3.1.3蜗轮上的作用力
蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等，方向相反，即蜗轮上的作用力为：
Fa2=Ft1；
Ft2=Fa1；
Fr2=Fr1
4、减速器箱体的主要结构尺寸
根据参考文献《机械设计课程设计手册》贾北平韩贤武主编华中科技出版社第18-20页表4-1和表4-3得
单位：
mm
名称
符号
尺寸关系
尺寸大小
箱座壁厚
δ
0.04α+3≥8
10
箱盖壁厚
δ1
δ1=0.085δ≥8
9
箱盖凸缘厚度
b1
1.5δ1
13
箱座凸缘厚度
b
1.5δ
16
箱座底凸缘厚度
b2
2.5δ
26
地角螺钉直径
df
0.036α+12
M20
地角螺钉数目
n
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df
M16
盖与座连接螺栓直径
d2
（0.5~0.6）df
M10
连接螺栓Md2的间距
l
150~200
170
轴承端盖螺钉直径
d3
（0.4~0.5）df
视孔盖螺钉直径
d4
（0.3~0.64）df
M8
定位销直径
d
（0.7~0.8）d2
Mdf、Md1、Md至外箱壁距离
C1
见表4-3
26,22,16
Mdf、Md1、Md至凸缘边缘距离
C2
24,20,14
轴承旁凸台半径
R1
14
凸台高度
h
根据低速轴轴承座外径确定
外箱壁至轴承座端面距离
l1
C1+C2+（5~10）
55~60
箱盖、箱座肋骨
m1
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