目录一、传动方案的拟定与分析错误！未定义书签二、电动机的选择错误！未定义书签三、计算总传动比及分配各级的传动比错误！未定义书签四、动力学参数计算错误！未定义书签五、蜗轮蜗杆设计计算2六、轴的设计计算5七、滚动轴承的选择及校核计算8八、键连接的选择及校核10九、联轴器的选择及校核11十、减速器的润滑与密封11十一、箱体及附件的结构设计11设计小结12参考文献13 一、传动方某的拟JE与分析蜗杆卜置式减速器二、电动机的选择1、电动机类型的选择按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380V,型号选择Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择1)传动装置的总效率：刀£二417]24344=0.992X0.982X0.8X0.96=0.723「刀2”3『分别表示联轴器、轴承、双头蜗杆传动和卷筒的效率2)电机所需的功率：Pd=Pw/4£=1.5+0.723=2.07KW3、确定电动机转速单级蜗杆传动比为i/=(10〜40)，工作机转速nw=44rpm,则电动机转速可选范围为nd=(440〜1760)rpm综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择n=1000rpm4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y122M-6其主要性能：额定功率2.2KW满载转速940r/min;三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比i总=nm/nw=940/44=21.36四、动力学参数计算1、计算各轴转速n：=nm=940rpmnn=nw=44rpm2、计算各轴的输入功率Pi=FdXn1=2.05KWPn=B义43=1.64KWP卷=PnX「X42=1.59KW3、计算各轴扭矩Td=9.55X106Pd/nm=9.55X106x2.07/940=2.1X104NJ-mmTi=Tdx「=2.08X104NJ-mmTn=iXT：xn2Xn3=3.55x105N・mmT卷=Tnxn1Xn2=3.45X105NJ-mm4±=0.723Pd=2.07KW电动机型号：Y122M-6i总=21.36五、蜗轮蜗杆设计计算1、选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐,采用渐开线蜗杆(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金属模铸造为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁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的设计准则，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传动中心距a-3KT2(T『P)2(1)确定作用在蜗杆上的转矩T2=Tn=3.55X105N・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Kp=1；使用系数Ka=1.15由于转速不高，冲击不大，动载系数Kv=1.05K=KaKbKv=1.21(3)确定弹性影响系数ZE1因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故Ze=160MPa3o(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a=0.35查得aZp=2.9o(5)确定许用接触应力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＞45HRC查得蜗轮的基本许用应力=目'=268Mpa应力循环次数：N=60jn2Lh=60X1X44X365X5X16=7.71乂107寿命系数Khn=[107+(7.71X107)]1/8=0.7747 则[(H]=KHN=0.7747X268=208MPa(6)计算中心距取中心距a=160mm因i=21.36,模数m=6.3mm,蜗轮分度圆直径d_''di=63mma时」=0.39查得接触系数Zp=2.72因为Zp
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)蜗杆轴向尺距Pa=nm=3.14x6.3=19.792mm直径系数q=10;齿顶圆直径da1=d1+2h：m=63+2x1M6.3=75.6mm;齿根圆直径df1=d1-2(hjm+c)=47.25mm;蜗杆齿宽b1呈(10.5+z1)m=78.75,则取蜗杆齿宽b1=80mm分度圆导程角；蜗杆轴向齿厚cnm3.14^6.3Sa===9.896mm22(2)蜗轮蜗轮齿数41;变位系数为=-0.1032mm,验算传动比i=z2/Z1=20.5这时传动误差比为(21.36-20.5)+21.36X100%=4%是允许的蜗轮分度圆直径d2=mz=6.3x41=258.3mm蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha2=(258.3+2X6.3)=270.9mm蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=(258.3-2X1.2X6.3)=243.18mm蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-0.5da2=(160-0.5x270.9)=24.55mm蜗轮宽度B三0.75da1=56.7,则取齿宽B=48mm5、校核齿根弯曲疲劳强度第-3 -页1.53KT2d1d2m第-9-页当量齿数根据可查得齿形系数螺旋角系数许用弯曲应力!：.>I-L-fI.Kfn查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力FbF]=56MPa。
寿命系数可见弯曲强度是满足的6、验算效率=0.95〜0.96tantan”+q)已知fv与相对滑动速度Vs有关查得代入式中得”=0.83,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蜗杆的齿厚公差为Ts1=71仙m,蜗轮的齿厚公差为1；2=130仙m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6^m,蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6卜m和3.2卜六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217~255HBs根据教材P370(15-2)式，并查表15-3,取A0=115d>115(2.05/940)1/3mm=14.91mm考虑有键槽，将直径增大5%则：d=14.91x(1+5%)mm=15.66m••选d=20mm2、轴的结构设计(1)轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位2)确定轴各段直径和长度I段：直径d1=20mm长度取L〔二36mmII段：h=0.08d1=0.08X30=2.4mm直彳全d2=&+2h=20+2X2.4=25mm长度取L2=50mmIII段：直径d3=30mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm宽度为16mm并且采用套筒定位；故III段长：L3=40mmIV段：h=0.08d3=0.08X30=2.4mmd4=&+2h=30+2X2.4=40mm|£度取L4=37mmV段：直径d5=75.6mm长度Ls=80mmVI段：直径d6=d4=40mm长度L6=37mmVD段：直径d?=d3=30mmr]£度L7=L3=40mm输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度(217~255HBs根据教材P370页式(15-2),表(15-3)取A0=115d>A0(P2/n2)1/3=115(1.64/44)1/3=38.41mm取d=50mm2、轴的结构设计(1)轴上的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。
2)确定轴的各段直径和长度I段：直径di=50mm长度取Li=82mmII段：h=0.08d1=0.08X50=4mm直彳空d2=di+2h=50+2X4=60mm£度取L2=50mmIII段：直径d3=70mm由GB/T297-1994初选用7314c角接触球轴承，其内径为70mm宽度为35mm故III段长：L3=35mmIV段：直径d4=85mm长度取L4=46mmV段：直径d5=100L5=16mmVI段：d6=d3=70L6=35由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=148mm(3)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=258.3mm②求转矩：已知T2=Tii=355000N-mm③求圆周力Ft：Ft2=2T2/d2=2748.74N④求径向力Fr：Fr=%-tana=893.12N⑤;两轴承对称LA=LB=74mm求支反力FAY、FBY>FAZ、FBZFay=Fby=f「/2=446.56NFax=Fb产Ft2/2=1374.37N由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MCi=FayL/2=33045.44N-mm截面C在水平面弯矩为Me尸FaxL/2=101703.38N-mm计算合成弯矩M=（M：+M22）1/2=106937.26N•mm校核危险截面C的强度...M-"2wk及判断轴所受扭转切应力为对称W循环变应力，取a=1,crca=6.04MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得〉」=60MPa,因此\＜匕」,故安全。
「•此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：16X365X5=29200小时输入轴轴承输入轴选才¥轴承为7206c型角接触球轴承计算输出轴轴承初选7314c型角接触球轴承查轴承手册可知其基本额定动载荷Cr=60.8KN基本额定静载荷Cor=45KN (1)求两轴承受到的径向载荷FM和F.2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平向力系其中图(3)中的Ft为通过另加转矩而平移到指定轴线；图(1)中的Fa亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上由力分析知：Fre=893.12NFte=2748.74NFae=Fti=2Ti/di=660.3NFriv=(Fr2x74-FaeXd/2)+148=-129.64NFr2V=Fr2-Fr1v=893.12+129.64=1022.76NFr1H=Fr2H=Ft2/2=1374.37NFr1=(Fr1v2+Fr1H2)1/2=1380.47NFr2=(Fr2v2+Fr2H2)优=1713.16N(2)求两轴承的计算轴向力Fa/DFa2对于7314c型轴承，按表Fd=eF.，其中,e为判断系数，其值由五的大小来确定，但现轴承轴向力Fa未知，故先取e=0.4,因此估Cor算Fd1=eFr1=552.188NFd2=eFr2=685.264NFa1=Fae+Fd1=1212.488NFa2=Fd2=685.264NFa1/Cor=1212.488+450。