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1、攀枝花学院课程设计（论文） 传动方案的选择和电机的选择攀枝花学院 学生课程设计（论文）题 目： 铸造车间碾砂机的传声筒装置设计 学生姓名： 蔡宇 学 号：200710601003所在院(系)： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 2007级机械设计制造及其 自动化1班 （电子一班） 指 导 教 师： 翟秀云 职称： 博士 2009年 1 月 9 日攀枝花学院教务处制减速器在国内外的状况 ：1.国内的发展概况 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上、工艺
2、水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。 2.国外发展概况 国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。 课题研究的内容及拟采取的技术、方法 本设计是蜗轮蜗杆减速器的设计。设计主要针对执行机构的运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零
3、部件的协调动作。该设计均采用新国标，运用模块化设计，设计内容包括传动件的设计，执行机构的设计及设备零部件等的设计。 传动装置总体设计 ：1.传动方案的选择 （1） （2）方案分析：对于方案1，因输入与输出轴垂直相交且输出轴在铅垂方向，则采用立式蜗杆蜗轮减速器（蜗杆侧置），又蜗杆蜗轮机构传动比大，零件数目少，故结构很紧凑；在蜗杆传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿。它和蜗轮齿是逐渐啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对又较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低，虽然效率较低，但选择双头以上的蜗杆，效率还是可达到0.8以上；对于方案2，采用的是三级减速器，用于输入轴与输出轴相交而传动比较大的传动，传对比
4、可达2575，但是输出的转速只有29r/min，由此算出的输入功率，没有较为合适的电机可供选择，而两级锥齿轮-圆柱齿轮减速器的传对比815，换算过后并不能满足要求。若再考虑更高级别的减速器，则从尺寸，质量，经济上看，都是不理想的。所以综合上述分析，选择立式蜗杆减速器。2、电动机的选择2.1电动机的类型的选择 电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机2.2电动机功率的选择工作机所需要的有效功率为： 为了计算电动机所需要的有效功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率，设分别为联轴器,涡轮效率,滚动轴承效率的效率：查得： 则传动装置的总效率为：=2攀枝花学院课程设计（论文） 蜗杆
5、蜗轮的设计计算联轴器，蜗杆蜗轮，滚动轴承（一对） 电动机所需的功率为：=4.25/0.74=5.74Kw 选取电动机的额定功率为：7.5Kw 蜗杆涡轮的传动比i=840，则电机的转速=2321160 r/min2.3电动机的选择 选择符合上述条件的同步转速为1000r/min和750r/min两种。2.4根据电动机所需要的功率和同步转速电动机型号为Y160M-6和Y160L-8型。电动机的数据及总传动比表1-2方案号电动机型号额定功率Kw同步转速r/min满载转速r/min1Y160M-67.510009702 Y160L-87.5750720由上表1-2可知传动方案1虽然电动机的转速价格低，
6、但总传动比大，为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即电动机型号为Y160L-82.5传动比的分配根据表1-2，蜗杆蜗轮的传动比，i=24.82.6电动机装置运动和动力参数的计算1、各轴的转速计算 轴 轴 1、 各轴的转矩计算 轴 轴 2、 各轴的输入功率计算 轴 轴 根据设计要求，蜗杆蜗轮必须满的条件是使用寿命期限为8年（每年工作300天），三班制工作的闭式蜗杆减速器中的普通圆柱蜗杆传动，以知道输入功率为P为7.5Kw，蜗杆转速=720r/min。3、蜗杆蜗轮的设计计算3.1选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。3.2选择材料因
7、考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢；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4555HRC。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。3.3按齿面接触疲劳强度进行设计将上述计算结果列到表1-3中，以供查用；表1-3轴号转速r/min功率P Kw转矩 T N.m电机I7207.5I7205.6374.68II294.331426 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，再校核齿根弯曲强度。由式：传动中心距1、 确定作用在蜗轮上的转矩T2按估取效率0.8，则：
8、攀枝花学院课程设计（论文） 蜗杆蜗轮的主要参数与几何尺寸 T2=1426000N/mm2、 确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数；由载荷不均匀、有小冲击选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数为=1.1。则： 3、 确定弹性影响的系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=。4、 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值/a=0.35,由教材机械设计图11.18可查得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，可从教材机械设计表11-7查得蜗轮的基本许用应力=268MPa。 应力循环次数
9、 N=60j寿命系数为： 则： = =6 计算中心距 即 取中心距a=225mm,查机械设计手册i=23.5，取模数蜗杆分度圆直径：。这时,查得接触系数，因为,因此计算结果可用。 3.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1、 蜗杆主要参数齿顶高： 齿根高：全齿高： 分度圆直径： 齿顶直径： 攀枝花学院课程设计（论文） 蜗杆蜗轮的主要参数与几何尺寸齿根圆直径： 蜗杆分度圆导程角：蜗杆轴向齿距：蜗杆导程:蜗杆齿宽： 由于变位系数=-0.375位于-1.0和0.5之间 则 （10.5+）m=（10.5+2）8=100 （11+0.1）m=（11+0.14）8=125.6 取较大者=125.6又m10mm
10、，则125.6+25=150.6 取 =180mm2、蜗轮主要参数蜗轮齿数：，变位系数：验算传动比，这时传动比误差为5%，在允许范围内。蜗轮齿顶高： 蜗轮齿根高：全齿高： 分度圆直径： 齿顶圆直径：齿根圆直径： 咽喉半径:蜗轮分度圆螺旋角：3.5蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核 由经验可知对闭式蜗杆传动通常只作蜗轮齿根弯曲疲劳强度的校核计算。查得蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算公式为 式中：-蜗轮齿根弯曲应力，单位为MP； -蜗轮齿形系数； -螺旋角影响系数；-蜗轮的许用弯曲应力，单位为MP；当量齿数 根据 ，查得齿形系数。 螺旋角影响系数 攀枝花学院课程设计（论文） 轴承的验算 许用弯曲应力 查ZCuSn1
11、0P1制造蜗轮的基本许用弯曲应力。 寿命系数 则 校验结果为 。所以蜗轮齿根弯曲疲劳强度是满足要求的。3.6 验算效率 蜗杆工作图 因为蜗杆的结构单一，几何参数为所查资料得，根据经验可知不需对蜗杆的结构及刚度不做特别设计和验算。所以以下只列出了蜗杆的详细参数。传动类型ZI型蜗杆副蜗杆头数Z2模数m8导程角螺旋线方向右旋齿形角精度重等级蜗杆8f中心距a225配对蜗轮图号轴向齿距累积公差0.014轴向齿距极限偏差0.024蜗轮齿开公差0.032蜗杆轴向齿厚 轴向螺旋剖面8 蜗轮的工作图 因为蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制
12、造，而蜗轮的直径较大，所以对蜗轮的结构设计是必要的。蜗轮的结构如上图所示，齿圈厚度。在齿圈与轮芯联结处，采用齿圈式。齿圈和轮芯采用H7/r6配合，并加装6个紧定螺钉（或用螺钉拧紧后将头部锯掉）平均分布，以增强连接的可靠性。螺钉的直径取作（1.21.5）m，m为蜗轮的模数。螺钉拧入的深度为（0.30.4）B,B为蜗轮宽度。为了便于钻孔，应将螺孔中心线由配合缝向材料较硬的轮芯部分偏移23mm。这种结构多用于尺寸不太大或工作温度变化较小的地方，以免热胀冷缩影响配合的质量。直径为25，其厚度mm，则取mm。蜗轮轮毂厚度约为，则取。蜗轮的大体结构设计已完成，详细的结构尺寸见蜗轮的零件图。传动类型ZI型蜗杆副蜗轮端在模数8蜗杆头数2导程角螺旋方向右旋蜗杆轴向剖面内的齿形角蜗轮齿数47蜗轮变位系数-0.375中心距225配对蜗轮图号精度等级蜗轮8cGB10089-1988蜗轮齿距累积公差0.125齿距极限偏差蜗轮齿厚4、轴的设计4.1蜗杆的联轴器4.1.1选弹性套柱销联轴器4.1.2计算转矩Tc
