一级蜗杆传动设计机械基础课程设计
?滚动球轴承?0.99(一对)； ?联轴器?0.99~0.995； ?四线涡轮蜗杆?0.80
减速机构的总效率
?总??2联轴器??单线蜗轮蜗杆??2轴承?0.768~0.776
（2）选择电动机的功率
所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。 电动机所需的功率 ：
Pd = Pw/?总;
式中 Pd—工作机要求的电动机输出功率，单位为KW；
?总—电动机至工作机之间传动装置的总效率； Pw—工作机所需输入功率，单位为KW； 输送机所需的功率:
Pdmax=Fv／1000?总=2500×1.5／1000×0.768=4.88kW;
查《机械设计课程设计》表2.1，选取电动机的额定功率P额定=5.5kw。 （3）选择电动机的转速 1) 传动装置的传动比的确定：
查《机械设计》书中得各级齿轮传动比如下：i蜗杆?5~82; 理论总传动比：i总?i蜗杆?5~82; 2) 电动机的转速： 卷筒轴的工作转速：nw=
60?1000v=63.66 r/min
?D所以电动机转速的可选范围为：
nd= i?nw=（5~82）×63.66=318.3~5441.5r/min
根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转
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速为750 r/min的电动机。其主要功能如表3-1：
表3-1 Y160M2-8型电动机主要功能
电动机型号 额定功率kW 满载转速/r/min 起动转矩/额定转矩 最大转矩/额定转矩 Y160M2-8 5.5 720 2.0 2.2 注：电动机轴伸出段直径/mm 42k6; 电动机轴伸出段安装长度/mm 110 电动机中心高度/mm 160 电动机外形尺寸长*宽*高/mm 600*325*335
3.2运动及动力参数的计算
1各轴转速计算
（1）实际总传动比及各级传动比配置：
由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比i?:
i=nm／nw=720／63.66=11.3
（2）各轴转速： 蜗杆轴转速：n1=720r/min 蜗轮轴转速：n2=63.72r/min
2各轴输入功率计算
蜗杆轴功率：P蜗杆= 蜗杆轴功率：P蜗轮= 卷筒轴功率：P滚筒=
P *?d联轴器*
?滚动球轴承=5.5×0.99×0.99=5.39kW
PP蜗杆 *? *?四线涡轮蜗杆=5.39×0.8=4.31kW
=4.31×0.99×0.99=4.23kW
蜗轮联轴器*
?滚动球轴承3各轴输入转矩计算
电动机轴：Td=9550蜗杆轴：T蜗轮轴：TPd=9550×5.5／720≈72.95N?m nm滚动球轴承蜗杆= Td×i×?联轴器×?=
≈71.50N?m
蜗轮T蜗杆×i×?单线涡轮蜗杆≈646.36N?m
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卷筒轴：T卷筒=
T蜗轮×i×?联轴器×?滚动球轴承≈633.50N?m
表3-2 各轴动力参数表
转速n/(r/min) 720 720 0.8 11.3 63.72 63.72 0.98 1 效率? 0.98 轴名 电动机轴 蜗杆轴 蜗轮轴 卷筒轴 功率P/kw 5.5 5.39 4.31 4.22 转矩T/(N?m) 72.95 71.50 646.36 633.50 传动比i 1
第三章. 传动零件的设计计算
3.1选择蜗杆类型
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。
3.2材料选择
考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45～55HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造。
3.3按齿面接触强度设计
根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。由《机械设计》式（11-12）则传动中心距为
a?KT2(3ZEZ?[?]H)2
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（1）确定轮上转矩
按Z1=4，效率为0.8，则 T2?9.55?106?P2?645959N?mm n2（2）确定载荷系数
因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数
K?=1，由《机械设计》
表11-5选取使用系数KA=1.15，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数KV=1.05，则 K=K?KAKV=1×1.15×1.05=1.21
（3）确定弹性影响系数ZE
因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故
ZE?160MPa
（4）确定接触系数Z?
先假设蜗杆分度远直径和传动中心距的比值为d1图11-18中查得Z?=2.9
a=0.35，从《机械设计》
（5）确定许用接触应力[?]H
根据蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，基本许用应力???H =268MPa。
'应力循环次数N=60jn2Lh=60?1?63.72?（8?8?365）=8.93?107
710寿命系数 KHN=8?0.7606 ，则 78.93?10???H=KHN??‘?H=0.7606?268=203.84MPa
（6）计算中心距
a?KT2(3ZEZ?160?2.92)2=31.21?645959?()mm?159.398mm [?]H203.84取中心距a=225mm，因为i1=11.3，故从表11-2中选取模数m=8 mm，蜗杆分度圆直径d1=80mm，这时d1/a=0.356，与假设相近，得
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,Z?=2.8 3.4蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 蜗杆 轴向齿距Pa1=25.1mm；直径系数q=10.00；齿顶圆直径da1=96mm；齿根圆直径df1=60mm；分度圆导程角?=arctan厚s2=12.6mm。 z14=arctan=21.80°（右旋）；轴向齿 10q蜗轮 蜗轮齿数：z2=47；变位系数x2=-0.375；验算传动比：i1= z2=11.75，这时z111.75?11.3传动误差为??11.3=3.98%?5%是允许的 ????21.80°（右旋） 蜗轮分度圆直径：d2?mz2?8?47?376mm； 蜗轮喉圆直径：da2=d2+2ha2=376+2?（1-0.375）?8=386mm； 蜗轮齿根圆直径：df2=d2+2hf2=376-2?（1+0.25+0.375）?8=350mm； 11蜗轮咽喉母圆半径：rg2=a-da2=225-?386=32mm； 22蜗轮轮缘宽度：b=72mm。 3.5 校核齿根弯曲疲劳强度 ?F?1.53KT2YFa2Y??[?]F d1d2mcos?z247??58.72 33cos?(cos21.80?)当量齿数zv= 根据x2=-0.375，zv=58.72，得齿形系数YFa2?2.15 10
机械设计课程设计单级蜗轮蜗杆减速器说明书(DOC)
