蜗轮蜗杆减速器设计说明书.docx
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蜗轮蜗杆减速器设计说明书
一、电动机的选择……………………………………………………3
二、传动比分配………………………………………………………4
三、计算传动装置的运动和动力参数………………………………4
四、传动零件的设计计算……………………………………………4
五、轴的设计计算……………………………………………………6
六、蜗杆轴的设计计算…………………………………………………………17
七、键联接的选择及校核计算………………………………………18
八、减速器箱体结构尺寸确定………………………………………19
九、润滑油选择：
……………………………………………………21
十、滚动轴承的选择及计算…………………………………………21
十一、联轴器的选择……………………………………………………22
十二、设计小结………………………………………………………22
减速器种类：
蜗杆—链条减速器
减速器在室内工作，单向运转工作时有轻微震动，两班制。
要求使用期限十年，大修期三年，速度误差允许5%，小批量生产。
设计计算及说明
结果
一.电动机的选择
1、电动机类型选择
按工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型Ｙ（112M-4）系列三相异步电动机。
2、电动机容量
（1）工作机所需功率
2x102=2.4kw
（2）电动机的输出功率
传动装置的总效率
式中，η1、η2…为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。
由《机械设计课程设计》表2-4查得：
单头蜗杆
；轴承
75（三对）；联轴器
；滚筒
链传动
则
故
2.4/0.6624=3.6233kw
3、电动机的转速
（1）工作机滚筒主轴转速
45.84
2.4kw
0.6624
3.6233kw
nw=45.84
型号
额定功率
同步转速
满载转速
质量
Y112M-4
4.0
1500
1440
470
有表中数据可知两个方案均可行，但方案1的总传动比较小，传动装置结构尺寸较小，并且节约能量。
因此选择方案1，选定电动机的型号为Y112M-4，
二．传动比分配
=
==114.55
=3~5
取
=30所以
=3.82
三．计算传动装置的运动和动力参数
1）各轴传速
2）各轴输入功率
3）各轴输入转矩T（N•ｍ）
Tn=9550×p/ni
T1=9550×3.96/960=39.393N·m
T2=9550×2.9106/32=868.63N·m
T3=9550×2.824/32=842.79N·m
T4=9550×2.63/8.38=2985.7995N·m
将以上算得的运动及动力参数列表如下：
轴号
功率P/kw
转矩T/（
）
转速n/
电动机轴
4
2
960
Ⅰ轴
3.96
39.4
960
Ⅱ轴
2.824
868.63
32
Ⅲ轴
2.9106
842.79
32
工作轴
2.63
29854.7995
8.38
四、传动零件的设计计算
㈠蜗轮蜗杆
1、选择蜗杆的传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开式蜗杆（ZI）
2、选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用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
3、按齿面接触疲劳强度进行设计
1）.在蜗轮上的转矩，即T2，按Z=1，估取效率η=0.75，则T2=868630
⑴确定作用在蜗轮上的转矩，即T2，按Z=1，估取效率η=0.75，则T2=868630
⑵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KB=1，由书上（机械设计）表11-5，选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲不大，可取载荷KV=1.05。
则K=KAKBKV=1.15×1×1.05≈1.21
⑶确定弹性影响系数ZE
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配，故ZE=160mpa1/2
⑷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d1/a=0.35，
从图11-8得Zp=2.9
⑸确定许用接触应力[бH]
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮，金属模铸造，蜗杆螺旋面齿面硬度>45HRC，据表11-7查得蜗轮的基本许用应力[бH] `=268mpa
应力循环次数N=60×1×32×（10×250×2×8×0.15）=11520000
KHN=（107/11520000）1/8=0.9825
寿命系数[бH]=KHN×[бH] `=0.9825×268mpa=262.8mpa
⑹计算中心距
根据公式：
a≥[KT2（ZEZP/[бH]）2]1/3
a≥[1.21×868630×（160×2.9/262.8）2]1/3=148.53
据实际数据验算，取中心距a=160,i=30，故从表11-2中取模数m=8mm，分度圆直径d1=80mm，这时，d1/a=0.4
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
⑴蜗杆
轴向齿距pa=25.133mm，直径系数q=10，齿顶圆直径da1=96mm ;齿根圆直径df1=60.8，分度圆导程角γ=
；蜗杆轴向齿厚Sa=12.5664mm
⑵蜗轮
Z2=31，变为系数X2=-0.5
验算传动比i=31，传动比误差为（31-30）/30=3.3%，是允许的
蜗轮分度圆直径：
d2=mZ2=8×31=248mm
蜗轮喉圆直径：
da2=d2+2ha2=248+2×[8×（1-0.5）]=256mm
蜗轮齿根圆直径：
df2=d2-2hf2=248-2×8×1.7=220.8mm
蜗轮咽喉母圆半径：
rg2=a-1/2da2=160-（1/2）256=32mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度
бf=（1.53KT/d1d2m）Yfa2YB≤[бf]
当量齿数Zv2=Z2/cos3r=31/（cos5.71。
）3=31.47
根据X2=-0.5，Zv2=31.47，查得齿形系数Yfa2=3.34
即，螺旋角系数YB=1-r/140。
=1-5.71。
/140。
=0.9592
许用弯曲应力[бf]=[бf] ＇·KFN
从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力[бf] ＇=56mpa
寿命系数KFN=（106/11520000）1/9=0.762
[бf]=56×0.762=42.672mpa
бf=（1.53×1.21×868630/80×248×8）×3.36×0.9592=32.6534mpa
∵бf≤[бf]，∴符合要求
6、验算效率η
η=（0.95~0.96）tanγ/tan（γ+ψ）
γ=5.71。
；ψv=arctanfv ；fv与相对滑速度Vs有关
Vs=πd1n1/60×1000cosγ=π×80×960/60×1000cos5.71。
=4.784m/s
从表11-8中用插值法查得fv=0.022432，ψv=1.285，代入式中得η=0.77>0.75，大于原估计值，因式不用重算。
7、精度等级公差和表面粗糙度确定
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，然后由有关手册查得要求公差项目以及表面粗糙度。
㈡齿轮
1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
⑴选用直齿圆柱齿轮传动
⑵运输机为一般工作器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）
⑶材料选择，由表10-1选择小齿轮材料40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS
⑷初选齿数：
小齿轮Z1=29，大齿轮Z2=3.77×29=109.33=110
2、按齿面接触强度设计
d1t≥2.32×{（KT/φd）·（μ±1/μ）·（ZE/[бH]）2}1/3
⑴确定公式内的各计算数值
1试选载荷系数Kt=1.3
2计算小齿轮转矩，由先前算得T3=842790N·mm
3由表10-7选齿宽系数φd=1
4由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8mpa1/2
5由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=600mpa；大齿轮接触疲劳强度极限бHlim2=550mpa
6计算应力循环次数N1=60×32×（10×250×16×0.15）=11520000；N2=11520000/3.77=3.056×106
7由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=1.29 ;KHN1=1.06
8
9计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，
[бH]1=KHN1·бlim1/S=1.29×600mpa=774mpa
[бH]2=KHN2·бlim2/S=1.06×550mpa=583mpa
⑴计算
1计算小齿轮分度圆直径d1t，[бH]中较小的值[бH]2，d1t≥2.32×{（KT/φd）·（μ±1/μ）·（ZE/[бH]）2}1/3=2.32×{（1.3×842790/1）·（3.77±1/3.77）·（189.8/583）2}1/3=122.42mm
2计算圆周速度V。
，V=πd1tn1/60×1000=0.21m/s
3计算齿宽b=φd·d1t=1×122.42=122.42mm
4计算齿宽与齿高之比b/h
模数mt=d1t/Z1=1.2×122.42/29=5.064，∴mt=6，h=2.25×6=13.5，b/h=122.42/13.54=9.068
5计算载荷系数，根据V=0.21m/s，7级精度，Kv=1.02，直齿轮KHα=KFα=1，由表10-2查得使用系数KA=1.25，由表10-4用插值法得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.437。
由b/h=9.068，KHβ=1.437，∴K=KAKvKHαKHβ=1.25×1.02×1×1.437=1.832
6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t（K/Kt）1/3=122.42×（1.832/1.3）1/3=137.25mm
7计算模数m，m=1.2×d1/Z1=1.2×37.25/29=5.679，∴取m=6
3、按齿根弯曲强度设计
由m≥{（2KT1/φd·Z12）·（YFaYSa/[бF]）}1/3
⑴确定公式内的各计算数值
1由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限бFE1=500mpa，大齿轮弯曲疲劳强度极限бFE2=380mpa。
2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.98，KFN2=1.07
3计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[бF]1=KFN1бFE1/S=0.98×500/1.4=350mpa，[бF]2=KFN2бFE2S=1.07×380/1.4=290.43mpa
4计算载荷系数K，K=KAKvKFαKFβ=1.25×1.02×1×1.352=1.724
5查取齿形系数，由表10-5查得YFa1=2.53 ；YFa2=2.172 ；
6查取应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.62 ；YSa2=1.798
7计算大小齿数YFa1YSa1/[бF]1=2.53×1.62/350=0.01171，YFa2YSa2/[бF]2=2.1
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