蜗杆减速器文档Word文档格式.docx

1、Y132S1-25.5300029002.02Y132S-4150014402.23Y132M2-610009604Y160M-8750720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/2AD）HD底角安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴身尺寸DE装键部位尺寸FGD132515（270/2210）315216178123880103338四、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/minT0=9.55 P0

2、 / n0=54.7N .m4.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩P1 = P001 = 5.50.990.70.992 =3.7 kw n= = =48 r/minT1= 9550 = 9550Nm = 736.15Nm4.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P2 = P1ccy=3.70.99=3.63kwn2= = 24 r/minT2= 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（Nm）蜗杆轴54.7蜗轮轴3.748736.15传动滚筒轴3.63241444五、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

3、 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=736150 Nmm（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K=1；由表11-5选取使用系数

4、KA=1.15；取动载荷系数Kv=1.05；则K=KAKKV=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H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=6048123006=6.22107 寿命系数 KHN=0.7957 则 =KHN=0

5、.7957268MPa=213MPa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/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T 100891988.六、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=4

6、8r/min, T2=736150N*mm2.求作用在蜗轮上的力（取蜗轮n=20。，=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=KAT=1.3736150Nmm=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

7、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1250000Nmm。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，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径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

8、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dTda=60mm130mm33.5mm72mm,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，

9、l5=12mm4）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bh=20mm12mm,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

10、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245。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=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，

11、调制处理，由表15-1查的-1=60MPa。因此ca-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 b=M/W=91473/21600Mpa=4.23MPa 截面上的扭转切应力 T= T3/ WT=73615

12、0/43200Mpa=17.04MPa 由表15-1查的B=640MPa,-1=275MPa,-1=155MPa。 截面上由于轴肩而形成的集中系数及按附表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 =2.0， =1.31又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 =0.92轴味精表面强化处理，即q=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 =0.1 =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=27

13、462.5mm3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2*653mm3=54925mm3 截面上的弯曲应力 b=M/W=91473/27462.5Mpa=3.33MPa 截面上的扭转切应力 T= 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*mm2.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 F

14、r1=Fr2=1659N轴向力 Fa1=Ft2=4488N54700Nmm=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，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径d2=45mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径

15、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dda=50mm110mm29.25mm60mm,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

16、向定位采用平键连接。h=10mm8mm,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=0.04200+3=11mma为蜗轮蜗杆中心距取=12mm箱盖壁厚度1=0.8512=10mm取1=10mm机座凸缘厚度bb=1.5=

17、1.512=18mmb=18mm机盖凸缘厚度b1b1=1.51=1.510=15mmb1=18mm机盖凸缘厚度PP=2.5=2.512=30mmP=30mm通孔直径dfdf=0.036a+12=19.2mmdf=20mm地脚螺钉直径dd=20mm地脚沉头座直径D0D0=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=25mmL2=23mm轴承旁连接螺栓直径d1d1= 12mmd1=12mm轴承旁连接螺栓通孔直径d1d1=13.5轴承旁连接螺栓沉头座直径D0D0=26mm剖分面凸缘尺寸（扳手空间）C1=20mmC2=16mm上下箱连接螺栓直径d2d2 =12mmd2=12m

18、m上下箱连接螺栓通孔直径d2d2=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,d3n=4, d3=10mmn=4d3=10mm检查孔盖螺钉直径d4d4=0.4d=8mmd4=8mm圆锥定位销直径d5d5= 0.8 d2=9mmd5=9mm减速器中心高HH=340mm轴承旁凸台半径RR=C2=16mmR1=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D2D2=轴承孔直径+（55.5） d3取D2=180mm箱体外壁至轴承座端面距离KK= C1+ C2+（810）=44mmK=54mm轴承旁连接螺栓的距离S以Md1螺

19、栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2S=180蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离）L1=K+=56mmL1=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=1.2 d3=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bhLt蜗杆轴、联轴器GB1096-90键10810705蜗轮与蜗轮轴键2020637.5蜗轮轴、联轴器键14914表9-2圆锥滚动轴承 单位：轴承型号外 形 尺 寸dTC蜗 杆GB297-847312（30312）6013033.53126GB/T297-943021614028.2522 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B558055B7510075100表9-4弹簧垫圈（GB93-87）