机械设计课程设计
蜗轮蜗杆减速器的设计
一、选择电机
1）选择电动机类型
按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。 2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为
Fv1700×0.8????===1.53kW
10001000从电动机到工作机输送带间的总效率为
2
η∑=η1?η2?η3?η4=0.992?0.98?0.8?0.96=0.738
式中各η按【1】第87页表9.1取
?1－联轴器传动效率：0.99
?2－每对轴承传动效率：0.98 ?3－涡轮蜗杆的传动效率：0.80
?4－卷筒的传动效率：0.96
所以电动机所需工作功率
Pd=
3） 确定电机转速 工作机卷筒的转速为
60×1000v60×1000×0.9
==62r/min
πdπd
所以电动机转速的可选范围是：
nw=
nd=i′∑nw=(8~80)×62=(496~4960)r/min
符合这一范围的转速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种。综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量、价格等因素，为使传动机构结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机。
1
Pw1.6
==2.07kW η∑0.738根据电动机的类型、容量、转速，电机产品目录选定电动机型号Y112M-6,其主要性能如下表1：
表1 Y112M-6型电动机的主要性能 型号 额定功满载时 质量 最大转矩率 /kg 电流效率/％ 功率因额定转矩速/A(380V) Ped/kW 转数 nm/( r/ min )?1 Y112M-6 2.2 940 5.6 80.5 0.74 2.0 45 2 确定传动装置的总传动比和分配传动比：
总传动比：
nm940
i∑===15.16
nw62
3 计算传动装置各轴的运动和动力参数：
1）各轴转速：
Ⅰ轴 n1=nm=940r/min Ⅱ轴 n2=62r/min 卷筒轴 n卷=n2=62r/min 2）各轴输入功率：
Ⅰ轴 PⅠ=Pdη1=2.07×0.99=2.06kW Ⅱ轴 PⅡ=PⅠη3=2.06×0.8=1.65kW
卷筒轴 P卷=PⅡη2η1=1.65×0.99×0.98=1.6kW 3） 各轴输入转矩： 电机轴的输出转矩
2.07
Td=9.55×10=9.55×10×=21030.3 N?mm
nW940
6
6Pd
Ⅰ轴 TⅠ=Tdη1=21030.3×0.99=20820 N?mm
Ⅱ轴 TⅡ=TⅠη3i=20820×0.8×15.16=252504.9 N?mm 卷筒轴 T卷=TⅡη2η1=252504.9 ×0.99×0.98=244980.3 N?mm
运动和动力参数结果如下表：
表2 带式传动装置运动和动力参数 轴名 功率P/kW 转矩T/N?mm) 转速n/( r/传动比i min )?1 电机轴 2.07 940 1 21030.3 15.6 1轴 2.06 940 20820 2轴 1.65 252504.9 62 1 卷筒轴 1.60 244980.3 62 效率η/％ 0.99 0.8 0.97 2
二、涡轮蜗杆的设计
1、 选择材料及热处理方式。考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度也不高，蜗杆选用45号刚制造，调至处理，表面硬度220~250HBW；涡轮轮缘选用铸锡磷青铜,金属模铸造。
2、选择蜗杆头数z1和涡轮齿数z2
i=15.16 z1=2 z2=iz1=2×15.16≈30
3、按齿面接触疲劳强度确定模数m和蜗杆分度圆直径d1
zE2
2
md1≥9KT2()
z2[σ]H
1）确定涡轮上的转矩T2，取η=0.8，则
2.06
T2/N?mm=iηTⅠ=15.16×0.8×9.55×106×=2.54×105
9402)确定载荷系数K=KAKVKβ
根据工作条件确定系数 KA=1.15 KV=1.0 Kβ=1.1 K=KAKVKβ=1.15×1.0×1.1=1.265
3)确定许用接触应力[σ]H=KHN[σ]H0 由表查取基本许用接触应力[σ]H0=200MPa
应力循环次数 N=60an2Lh=60×1×62×5×250×8×2=7.44×107 故寿命系数 KHN=√107/N=√107/(7.44×107)=0.77
[σ]H/MPa=KHN[σ]H0=0.77×200=154
4)确定材料弹性系数 zE=160√MPa
5）确定模数m和蜗杆分度圆直径d1
zE216025
md1/mm≥9KT2()=9×1.265×2.54×10×()2=3468
z2[σ]H30×154查表取m=6.3mm，d1=80mm
4、计算传动中心距a。涡轮分度圆直径d2=mz2=6.3×30=189mm所以
a=2(d1+d2)=2(80+189)=134.5mm≈135mm<150???? 满足要求
5、验算涡轮圆周速度v2、相对滑动速度vs及传动效率η
22
v2/m?s?1=60×1000=
8
8
11
πdnπ×80×6260×1000
=0.26<3
符合要求
tanγ=d1=6.3×80=0.16,得γ=8.95°
1
mz2
πd1n1π×80×940
==3.99
60×1000×cosγ60×1000×0.99由vs=3.99m/s 查表得当量摩擦角ρ′=1°47′,所以
vs/m?s?1=
η=(0.95~0.96)
tan8.95°tan(8.95°+1°47′)
=0.79~0.80
3
与初值相符。 6、 名称 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 涡轮齿宽 涡轮齿数 蜗杆齿数 蜗杆分度圆倒程角 蜗杆螺旋长度 符号 d da df b2 z2 z1 γ L 蜗杆 80 92.6 64.88 2 Arctan mz/d=8.95° 75 计算公式 涡轮 189 201.6 173.88 b2≤0.75da1=141mm 30
7、热平衡计算。所需散热面积
A=
1000P1(1?η)
Ks(t?t0)
取油温70℃，周围空气湿度t0=20℃，设通风良好，取散热系数Ks=15W/m2?℃，传动效率为 η=0.80，则
A/m2=
1000P1(1?η)Ks(t?t0)
=
1000×2.06(1?0.8)
=0.55 15(70?20)
若箱体散热面积不足此数，则需加散热片、装置风扇或采取其他散热冷却方式。
8、选择精度等级和侧隙种类。因为这是一般动力传动，而且v2<3m/s,故取8级精度，侧隙种类代号为c，即传动8c GB/T 100
三、 轴以及轴上零件的设计
3.1 高速轴设计
1） 估算轴的基本直径。选用40Cr号钢调质处理，估计直径d<100mm，取 C=100。 根据【1】第214页式11.2得：
dmin
32.07P
≥C √=100 √=13mm
n9403
dmin应为受扭部分最细处，考虑到该处有一键槽，故轴径应增加3%，d=1.03×13=13.4mm。
根据传动装置的工作条件，拟选用LX型弹性柱销联轴器（GB/T 5014—2003）。 计算转矩为Tc=KT=1.5×21030.3=31545.5N?mm
根据Tc=31545.5N?mm，LX1型联轴器就能满足传递转矩的要求。但Y112M-6电机轴径28mm，其（12~24）满足不了电动机轴径要求，故选用LX2型联轴器（Tc>560?????，d=20~35mm），可满足电机轴径要求。减速器高速轴轴伸处的直径dmin=20mm
2）轴的结构设计
a．初定各段轴径的确定
4
说明 按传递转矩估算的基本直径以及联轴器的内径取 满足联轴器的轴向定位，并满足封油标准 因轴承只承受径向力，故选用角接触轴承，为方便轴承装拆，轴承处 55 轴承内径因稍大于油封处，并符合滚动轴承标准内径，故取该段轴径为55，初定轴承型号7211C，两端相同 轴肩 66 40 涡杆处 80（分度圆） 40 轴肩 66 轴承处 66 与轴段三相符 b．确定各轴段长度 轴的各段长度在草图绘制过程中逐段确定，结果如下：50mm（联轴器LX2处）、50mm（油封处）21mm（轴承处）、8mm（轴肩）、62.75mm、104.54mm（涡杆轴）、62.75mm、8mm（轴肩）、22mm（轴承处）：
位置 联轴器处 油封处 轴径/mm 20 30
c.传动零件的轴向固定
联轴器处采用A型平键由该段轴径选用键6×45 GB 1096-2003。
d.其他尺寸。为方便加工，并参照7211C型轴承的安装尺寸，走上过度圆角半径全部取r=1.5mm；轴端倒角为2×45°。 3.2 低速轴的设计
1）估算轴的基本直径。选用40Cr调质处理，估计直径d<100mm，取 C=108。 各轴段直径的确定：根据【1】第214页式11.2得：
dmin
d应为受扭部分最细处，考虑到该处有一键槽，故轴径应增加3%，d=1.03×29.86=30.75mm, Tc=KT=1.5×252504.9=378757.4N?mm拟选用LX2型联轴器。轴径选用35mm。
2）轴的结构设计
a．初定各段轴径的确定 位置 轴径/mm 说明 联轴器处 35 按传递转矩估算的基本直径以及联轴器的内径取 油封处 40 满足联轴器的轴向定位，轴肩a=(0.07~0.1)d=(0.07~0.1)×5
31.65P
≥C √=100 √=29.86mm
n623
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