蜗杆减速器文档Word文档格式.docx
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Y132S1-2
5.5
3000
2900
2.0
2
Y132S-4
1500
1440
2.2
3
Y132M2-6
1000
960
4
Y160M-8
750
720
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第3方案比较适合。
因此选定电动机机型号为Y132M2-6其主要性能查表9-40得相关数值如下表：
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
515×
（270/2＋210）×
315
216×
178
12
38×
80
10×
33×
38
四、运动参数计算：
4.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩
P0=Ped=5.5kw
n0=960r/min
T0=9.55P0/n0=54.7N.m
4.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩
P1=P0·
η01=5.5×
0.99×
0.7×
0.992=3.7kw
nⅠ=
=
=48r/min
T1=9550
=9550×
N·
m=736.15N·
m
4.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩
P2=P1·
ηc·
ηcy=3.7×
0.99=3.63kw
n2=
=24r/min
T2=9550
=1444N·
运动和动力参数计算结果整理于下表4-1：
表4-1
类型
功率P（kw）
转速n（r/min）
转矩T（N·
m）
蜗杆轴
54.7
蜗轮轴
3.7
48
736.15
传动滚筒轴
3.63
24
1444
五、蜗轮蜗杆的结构设计：
参考《机械设计第八版》濮良贵、纪名刚主编高等教育出版社第269-272页
1.选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆。
2.选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大，故蜗杆选用45钢；
因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC。
蜗轮用铸锡磷青铜ZcuSn10P1，金属模铸造。
轮芯用HT100制造。
3.按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。
由式（11-12），传动中心距
（1）确定作用在涡轮上的转矩T2=736150N·
mm
（2）确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kβ=1；
由表11-5选取使用系数KA=1.15；
取动载荷系数Kv=1.05；
则
K=KAKβKV=1.15*1*1.05=1.21
（3）确定弹性影响系数ZE
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故
（4）确定接触系数Zp
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值
，从图11-18中可查的Zp=2.9。
（5）确定许用接触应力[σH]
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>
45HBC，可从参考文献《机械设计》第八版，濮良贵纪名刚主编，第271页表11-7中查得蜗轮的基本许用应力[
]＇=268MPa
应力循环次数N=60jn2Lh=60×
48×
12×
300×
6=6.22×
107
寿命系数KHN=
=0.7957
则[
]=KHN·
[
]＇=0.7957×
268MPa=213MPa
⑹计算中心距
取中心距a=200mm,因i=21,故从表11-2中取模数m=8mm，蜗杆分度圆直径d1=80mm，这时d1/a=0.4，从图11-18中可查得接触系数
<
ZP，因此以上计算结果可用。
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
⑴蜗杆
轴向齿距Pa=
m=25.133mm;
直径系数q=10;
齿顶圆直径da1=d+2ha*m=96mm;
齿根圆直径df1=60。
8mm;
分度圆导程角γ=
;
蜗杆轴向齿厚sa=
=12.5664mm.
⑵蜗轮
蜗轮齿数z2=41;
变位系数x2=-0.5;
验算传动比i=
=
=20.5,这时传动比误差为
%，是允许的。
蜗轮分度圆直径d2=mz2=8×
41mm=328mm
蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha2=328+2×
8=344mm
蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=328-2×
8×
1.2=308.8mm
蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-
da2=200-
344=28mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度
σF=
[σF]
当量齿数zv2=
根据x2=-0.5,zv2=43.48.由参考文献《机械设计》第八版，濮良贵纪名刚主编，第271页图11-19中查得齿形系数YFa2=2.87
螺旋角系数Yβ=1-
许用弯曲应力[σF]=[σF]＇·
KFN
由参考文献《机械设计》第八版，濮良贵纪名刚主编，第271页图11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[σF]＇=56MPa
寿命系数KFN=
[σF]=56×
0.632MPa=35.39MPa
[σF]
弯曲强度是满足的。
6、验算效率
=（0.95～0.96）
已知γ=
=
；
与相对滑动速度vs有关
Vs=
求得fv=0.015
=0.8594
代入式中得
=0.88>
0.8大于原估计值，因此不用重算。
7、精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089—1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089—1988.
六、蜗轮轴的结构尺寸设计参考《机械设计第八版》濮良贵、纪名刚主编高等教育出版社第377-383页
1.轴上的功率、转速和转矩大小
P2=3.7KW,n2=48r/min,T2=736150N*mm
2.求作用在蜗轮上的力（取蜗轮αn=20。
，β=10。
）
已知蜗轮上分度圆直径d2=328mm
则圆周力
径向力
轴向力
3.初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理。
表15-3，取A0=112，也是得
蜗杆轴dmin=A
轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。
为了使所选的轴直径d1联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca根据表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则：
Tca=KATⅡ=1.3×
736150N·
mm=956995N·
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，根据根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社P198表9-22，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N·
mm。
联轴器的孔径d=48mm,故d1=48mm,半联轴器长度L=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm.
4.轴的结构设计
（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足联轴器的轴向定位要求，①轴段右端需制出一轴肩，故取②段的直径d2=55mm；
左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm.联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故①段的长度应比L略短一些，现取l1=82mm。
2）初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据d2=52mm,根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社P182表9-16初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为d×
T×
da=60mm×
130mm×
33.5mm×
72mm,故d3=60mm;
而l7=34mm，l3=34+8+16+4=62mm
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，因此，取d6=da=72mm。
3）取安装蜗轮处轴段直径d4=65mm，蜗轮左端与轴承间采用套筒定位。
取蜗轮轮毂的宽度为80mm，故取l4=76mm，涡轮右端采用轴肩定位，取d5=88mm，l5=12mm
4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与面Ⅱ的距离l=30mm,取l2=50mm。
5）考虑到蜗轮与箱体有一定安全距离取30mm，滚动轴承距箱体内壁一段距离取8mm，则l6=38mm
（3）轴上零件的周向定位
轴的周向定位均采用平键连接。
按d4由表6-1查的平键截面b×
h=20mm×
12mm,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm,同时为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为
同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mm*9mm*70mm，半联轴器与轴的配合为
。
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
由参考文献《机械设计》第八版，濮良贵纪名刚主编，第380页表15-2，取轴端倒角为2×
45。
5、校核危险截面的强度
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。
对于30312型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=29mm。
6.按弯矩扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即危险截面C的强度。
根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查的[σ-1]=60MPa。
因此σca﹤[σ-1]，故安全。
7.精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
经分析安装蜗轮处轴径左端面处引起的应力集中最严重；
因而该轴只需校核该截面左右两侧即可。
（2）截面左侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1*603mm3=21600mm3
抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2*603mm3=43200mm3
截面左侧弯矩M=191262*（69-36）/69N*mm=91473N*mm
截面上的扭矩T3=736150N*mm
截面上的弯曲应力σb=M/W=91473/21600Mpa=4.23MPa
截面上的扭转切应力τT=T3/WT=736150/43200Mpa=17.04MPa
由表15-1查的σB=640MPa,σ-1=275MPa,τ-1=155MPa。
截面上由于轴肩而形成的集中系数ασ及ατ按附表3-2查取。
因r/d=2.0/60=0.033,D/d=65/60=1.08,经插值后可查得
ασ=2.0，ατ=1.31
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
βσ=βτ=0.92
轴味精表面强化处理，即βq=1，则按式3-12及3-12a得综合系数为
又由§
3-1及§
3-2得碳钢的特性系数
取Ψσ=0.1Ψτ=0.05
于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）~（15-8）则得
»
S=1.5
故可知其安全。
（3）截面右侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1*653mm3=27462.5mm3
抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2*653mm3=54925mm3
截面上的弯曲应力σb=M/W=91473/27462.5Mpa=3.33MPa
截面上的扭转切应力τT=T3/WT=736150/54925Mpa=13.4MPa
因r/d=2.0/65=0.031,D/d=65/60=1.08,经插值后可查得
故该轴在截面右侧的强度也是足够的。
七、蜗杆的结构尺寸设计
P2=5.5KW,n2=960r/min,T2=54700N*mm
2.求作用在蜗杆上的力
已知蜗轮上受力，而蜗杆与蜗轮接触，根据作用力与反作用力知蜗杆上受力情况：
圆周力Ft1=Fa2=791N
径向力Fr1=Fr2=1659N
轴向力Fa1=Ft2=4488N
54700N·
mm=71110N·
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，而且，电动机的功率为5.5KW，满载转速为960r/min，电动机轴径d0=38mm，故根据根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社P198表9-22，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000N·
联轴器的孔径d=38mm,故d1=38mm,半联轴器长度L=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L1=83mm.
1）为了满足联轴器的轴向定位要求，①轴段右端需制出一轴肩，故取②段的直径d2=45mm；
左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=48mm.联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故①段的长度应比L略短一些，现取l1=80mm。
参照工作要求并根据d2=50mm,根据参考文献《机械设计课程设计》席伟光杨光李波主编高等教育出版社P182表9-16初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为d×
da=50mm×
110mm×
29.25mm×
60mm,故d4=50mm，d5=60mm.
3）考虑啮合可靠性，安装安全性等因素，取l2=50mm,l3=l9=20mm,l4=l6=l8=l10=50mm,l7=120mm
（3）轴上零件的周向定位
轴的周向定位采用平键连接。
h=10mm×
8mm,键槽用键槽铣刀加工，长为70mm,半联轴器与轴的配合为
对于30310型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=23mm。
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即危险截面B的强度。
八、减速器箱体的结构设计
参照参考文献〈〈机械设计课程设计》席伟光、杨光、李波主编，高等教育出版社第58页表4-17可计算得，箱体的结构尺寸如表8.1：
注：
减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。
设计内容
计算公式
计算结果
箱座壁厚度δ
=0.04×
200+3=11mm
a为蜗轮蜗杆中心距
取δ=12mm
箱盖壁厚度δ1
=0.85×
12=10mm
取δ1=10mm
机座凸缘厚度b
b=1.5δ=1.5×
12=18mm
b=18mm
机盖凸缘厚度b1
b1=1.5δ1=1.5×
10=15mm
b1=18mm
机盖凸缘厚度P
P=2.5δ=2.5×
12=30mm
P=30mm
通孔直径df
df=0.036a+12=19.2mm
df=20mm
地脚螺钉直径d`Ø
d`Ø
==20mm
地脚沉头座直径D0
D0==45mm
地脚螺钉数目n
取n=4个
取n=4
底脚凸缘尺寸（扳手空间）
L1=25mm
L2=23mm
轴承旁连接螺栓直径d1
d1=12mm
d1=12mm
轴承旁连接螺栓通孔直径d`1
d`1=13.5
轴承旁连接螺栓沉头座直径D0
D0=26mm
剖分面凸缘尺寸（扳手空间）
C1=20mm
C2=16mm
上下箱连接螺栓直径d2
d2=12mm
d2=12mm
上下箱连接螺栓通孔直径d`2
d`2=13.5mm
上下箱连接螺栓沉头座直径
箱缘尺寸（扳手空间）
轴承盖螺钉直径和数目n,d3
n=4,d3=10mm
n=4
d3=10mm
检查孔盖螺钉直径d4
d4=0.4d=8mm
d4=8mm
圆锥定位销直径d5
d5=0.8d2=9mm
d5=9mm
减速器中心高H
H=340mm
轴承旁凸台半径R
R=C2=16mm
R1=16mm
轴承旁凸台高度h
由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
取50mm
轴承端盖外径D2
D2=轴承孔直径+（5~5.5）d3
取D2=180mm
箱体外壁至轴承座端面距离K
K=C1+C2+（8~10）=44mm
K=54mm
轴承旁连接螺栓的距离S
以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2
S=180
蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离）
L1=K+δ=56mm
L1=56mm
蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离
=15mm
取
蜗轮端面与箱体内壁之间的距离
=12mm
蜗杆顶圆与箱座内壁的距离
=40mm
轴承端面至箱体内壁的距离
=4mm
箱底的厚度
20mm
轴承盖凸缘厚度
e=1.2d3=12mm
箱盖高度
220mm
箱盖长度
（不包括凸台）
440mm
蜗杆中心线与箱底的距离
115mm
箱座的长度
444mm
装蜗杆轴部分的长度
460mm
箱体宽度
180mm
箱底座宽度
304mm
蜗杆轴承座孔外伸长度
8mm
蜗杆轴承座长度
81mm
蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离
61mm
九、减速器其他零件的选择
经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、定位销的组合设计，经校核确定以下零件：
表9-1键单位：
安装位置
b
h
L
t
蜗杆轴、联轴器
GB1096-90
键10×
8
10
70
5
蜗轮与蜗轮轴
键20×
20
63
7.5
蜗轮轴、联轴器
键14×
9
14
表9-2圆锥滚动轴承单位：
轴承型号
外形尺寸
d
T
C
蜗杆
GB297-84
7312（30312）
60
130
33.5
31
26
GB/T297-94
30216
140
28.25
22
表9-3密封圈（GB9877.1-88）单位：
轴径d
基本外径D
基本宽度
蜗杆
B55×
80×
55
B75×
100×
75
100
表9-4弹簧垫圈（GB93-87）
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