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1、一、电动机的选择3二、传动比分配4三、计算传动装置的运动和动力参数4四、传动零件的设计计算4五、轴的设计计算6六、 蜗杆轴的设计计算T7七、键联接的选择及校核计算18八、减速器箱体结构尺寸确定19九、润滑油选择：21 十、滚动轴承的选择及计算21 十一、联轴器的选择22 十二、设计小结22 减速器种类:蜗杆链条减速器减速器在室内工作，单向运转工作时有轻微震动 ,两班制。要求使用期限十年 , 大修期三年，速度误差允许 5，小批量生产。设计计算及说明结果第 1 页 共 18 页一。电动机的选择1、电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型Y (112M-4)系列三相异步电动机。2
2、、电动机容量(1) 工作机所需功率2x102=2。 4kw(2) 电动机的输出功率 传动装置的总效率式中，n、n为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和1 2轴承的效率。由机械设计课程设计表24查得：单头 蜗杆；轴承75(三对)；联轴器;滚筒 链传动则故 2.4/0。6624=3.6233kw3、电动机的转速(1) 工作机滚筒主轴转速45。842。4kw0.66243。6233kwn =45。 84w第 2 页共18 页型号额定功率同步转速满载转速质量Y112M-44。015001440470=114。 55=30 =3.82轴号功率P/kw转矩T/()转速n/电动机轴42960I轴3。9639。
3、4960II轴2.824868。 6332III轴2.9106842。 7932工作轴2。6329854.79958。38=8.38r/min2.9106kw2。 824kwT=39。393N m1T=868。63 Nm2T =842.79 Nm3T =2985.7995 N m4蜗杆：45钢蜗轮：ZCS10P1 u nT =868630N mm2K=1.05。 则VK=KKK=1。15X1 ABVX1。051.21Z =160mpa1/2E6 、=268mpaHN=11520000K =0。 9825HN6 = 262。8mpa Ha=160 ,i=30m=8 mm， d =80mm1d =
4、248 mm2有表中数据可知两个方案均可行，但方案1的总传动比较小，传 动装置结构尺寸较小，并且节约能量。因此选择方案1，选定电动 机的型号为Y112M4，二传动比分配=114。 55=35取=30所以=3。82三.计算传动装置的运动和动力参数1) 各轴传速2) 各轴输入功率3)各轴输入转矩T (Nm)T =9550X p/ nniT =9550X3.96/960=39。393 Nm1T =9550X2.9106/32=868。63 Nm2T =9550 X 2.824/32=842.79 Nm3T =9550X2。63/8.38=2985。7995 Nm4将以上算得的运动及动力参数列表如下：
5、四、传动零件的设计计算蜗轮蜗杆1、选择蜗杆的传动类型根据GB/T100851988的推荐，采用渐开式蜗杆(ZI)2、选择材料d =256 mma2考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆米用45钢；d =220.8 mmf2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r =32 mmg24555HRC,蜗轮用铸锡磷青铜ZC S 10P1，金属模铸造u nZ =31.47v23、按齿面接触疲劳强度进行设计Y =3.34fa21）。在蜗轮上的转矩，即T ,按Z=l,估取效率n =0。5,则T =8686302 2Y=0。9592B确定作用在蜗轮上的转矩，即T，按Z=1,估取效率n
6、=0。75，26 / =56 mpaf则 T=8686302K =0。 762FN确定载荷系数K6 =42.672 mpaf因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K=l,由书上（机B6 =32。 6534 mpaf械设计）表11-5,选取使用系数K=l。15；由于转速不咼，冲不大，A符合要求可取载荷 K=1。05则 K=KKK=1O 15X1X1。051.21VABVY=5。71.；确定弹性影响系数ZEV =4.784 m/ss因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配，故Z =160mpa1/2E小齿轮 Cr（调确定接触系数Zp质）先假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d /a=0。35,1
7、1硬度：280HBS从图11-8得Z=2.9p大齿轮：45钢确定许用接触应力6 H硬度：240HBS根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮，金属模铸造，蜗杆螺旋面小齿轮Z=29,齿1齿面硬度45HRC，据表11 7查得蜗轮的基本许用应力6轮 Z=1102、=268mpaHT =842790N mm3应力循环次数 N=60 X 1 X 32 X (10 X 250 X 2 X 8 X 0。 d=115)=115200006=600 mpaHlim1K =(107/115 2 0 0 00)1/8=0 . 98 2 5HN6=550 mpaHlim2寿命系数 6 =K X 6 、=0。9825X268mpa
8、=262.8mpaHHNHN=115200001计算中心距N=3。056X1062根据公式：a三KT (Z Z /6 ) 21/32EPHK =1.29;HN1a1.21X868630X(160X2.9/262.8)2 1/3=148。53K =1.06HN1据实际数据验算，取中心距a=160 ， i-30，故从表112中取模6 =774 mpaH 1数m=8 mm,分度圆直径d =80mm，这时，d/a=0.41 14、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆轴向齿距p=25。133 mm,直径系数q=10,齿顶圆直径d =96 mm ; aa1齿根圆直径d -60。8,分度圆导程角Y =;蜗杆轴
9、向齿厚S -12.5664 flamm蜗轮Z-31,变为系数X- -0.52 2验算传动比i-31，传动比误差为(31-30)/30=3.3%,是允许的蜗轮分度圆直径:d-m Z-8X31-248 mm2 2蜗轮喉圆直径：d - d+ 2h -248+2X8X(1-0.5) -256 mma22a2蜗轮齿根圆直径：d - d 2h -2482X8X1.7-220.8 mmf22f2蜗轮咽喉母圆半径：r -a1/2d -160(1/2) 256-32 mmg2a25、校核齿根弯曲疲劳强度6 -(1.53KT/ddm) Y Y W6 f12fa2 Bf当量齿数 Z -Z/c0S3r-31/ (co
10、s5。71.)3-31。47v22根据X- 0.5, Z -31.47，查得齿形系数Y -3。342v2fa2即，螺旋角系数 Y-1-r/140-15。71./140。-0。9592B许用弯曲应力6 - 6 /KffFN从表118中查得由ZC S 10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力6u n-56 mpaf寿命系数 K - (106/115 2 0 0 00) 1/9-0 . 7 62FN6 -56X0。762-42。672 mpaf6 - (1.53X 1.21X868630/80X248X8) X3。36X0.9592-32。f6534 mpa6 W 6 ,.符合要求ff6、验算效率nn -(
11、0.950.96) tan Y/tan(Y + 血)Y -5.71； 2 -arctan f ； f与相对滑速度V有关vvvs6 -583 mpaH 2d 122。42 mm1tV-0。 21m/s b-122。 42mmm -6tb/h-9.068K-1.02, K-1.25vAK -1.437HBK-1.832d -137.25mm1m-66-500 mpaFE16-380 mpaFE2K -0.98, -1。07FN1FN26 -350 mpaF 16 -290。43 mpaF 2K-1。 724大齿轮的数值大 m-5Z-1072d-140 mm1d-535 mm2a-337。 5 mm
12、 b-140 mmB -140 mm, B -1452 1mmV = nd n /60X 1000 cos Y 二 nX80X960/60X 1000 cos5.71。=4。s11784 m/s从表11-8中用插值法查得f =0。022432,2 =1。285，代入式中vv得n=0。770.75,大于原估计值，因式不用重算。7、精度等级公差和表面粗糙度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/T10089-1988，然后由有关手册查得要求公差项 目以及表面粗糙度。齿轮1、选定齿轮类
13、型，精度等级，材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动运输机为一般工作器，速度不咼，故选用7级精度(GB10095-88) 材料选择，由表10-1选择小齿轮材料40Cr (调质)，硬度为 280HBS，大齿轮材料为45钢,硬度为240HBS,二者材料硬度差为 40HBS初选齿数：小齿轮Z-29,大齿轮Z-3.77X29-109.33-1101 22、按齿面接触强度设计d 三2。32X(KT/dd)(口1/口)(Z/6 )21/31tEH确定公式内的各计算数值 试选载荷系数K=1。3t 计算小齿轮转矩，由先前算得T =842790Nmm3 由表107选齿宽系数dd-1 由表106查得材料的弹性影响系数189.8 mpa1/2 由图1021d查得小齿轮的接触疲劳强度极限6=600 mpa；Hlim1大齿轮接触疲劳强度极限6=550 mpaHlim2 计算应力循环次数N=60 X 32 X ( 10 X 250 X 16 X 0 o115
