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1、个人收集整理 勿做商业用途目录一、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17七、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第 1 页 共 23 页个人收集整理勿做商业用途设计计算及说明结果一.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 (IP44 )系列三相异步电动机。2、电动机容量(1) 工作机所需功率PwFvPw 2.57kw1000(2) 电动
2、机的输出功率PdPd P传动装置的总效率12345678式中，n 1、n 2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计表 2-4查得：单头蜗杆10.75 ;球轴承20.98 (三对)；联轴器30.99(两个)；7级精度齿轮传动4 0.95则0.983 0.75 0.992 0.95 0.6573故 Fd3。91kw3、电动机的转速(1)工作机主轴转速60 1000 V c “nw 8。38 r/minDP 2。 57kw0.6573Pi 3。91kwnw=8.38 r /min第#页共23页根据表16-1方案型号额定功率同步转速满载转速质量1Y132M2-65.5100
3、0960842Y132S-45.51500144068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Y132M2-6,传动比分配蜗杆传动nmi a =n9608.38=114。55ia =114.55i2(0.03 0.06)i =35i涡=30 i2 =3.82取i涡=30所以i 2 =3.82三计算传动装置的运动和动力参数1）各轴传速nD960 r minnD =960minn1n2n3nDIdn11n212960196030321960rmin32rmin32 r minn48.38r . / minn工
4、 =8.38r/minFd =4kw2）各轴输入功率Pd Fd 4kwP Fd 3 3.96kwF2 P 2 选择蜗杆的传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开式蜗杆（ZI） 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 2.9106kwF3 F2 2 32.824kwP工 F3 4 w 2.63kw3)各轴输入转矩T (N?m)Tn =9550X p/ niTi=9550X 3。96/960=39.393 N mT2=9550X 2。9106/32=868.63 N mTa=9550X 2.824/
5、32=842.79 N mR =3.96kwF22.9106kwF3 2。824kwFt2.63kw=39。393N- mT2=868。63 N mTa=842.79 N mT4=2985。7995 N mTi=9550X 2.63/8.38=2985.7995 N m将以上算得的运动及动力参数列表如下：轴号功率R/kw转矩T/转速(N m)n/ r min 1电动机轴42960I轴3。9639。4960U轴2。824868。6332川轴2。 9106842。 7932工作轴2。6329854。79958.38四、传动零件的设计计算蜗轮蜗杆4555HRC蜗轮用铸锡磷青铜ZCS10P1,金属模铸
6、造3、按齿面接触疲劳强度进行设计1).在蜗轮上的转矩，即T2，按Z=1,估取效率n =0.75，则T2=868630 确定作用在蜗轮上的转矩，即 T2,按Z=1,估取效率n =0。75, 则 6=868630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K=1，由书上(机 械设计)表11 5,选取使用系数K=1.15 ;由于转速不高，冲不大， 可取载荷 Kv=1。05。贝U K=KaK3K/=10 15X 1X 1。05 1。21 确定弹性影响系数Ze因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配，故ZE=160mpa/2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da=0。35,
7、 从图 118 得 Zp=2o 9确定许用接触应力6 h根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮，金属模铸造，蜗杆螺旋面 齿面硬度45HRC据表 11 7查得蜗轮的基本许用应力6h| =268mpa应力循环次数 N=60 X 1 X 32X( 10X 250 X 2 X 8 X 0.15 ) =11520000Khn= (107/11520000) 1/8=0.9825寿命系数6 h = KhnX6 h =0.9825 X 268mpa=262 8mpa 计算中心距根据公式：a KT2 (Ze Zp / 6 h| ) 2 1/3a 1o 21 X 868630X (160 X 2.9/262.8 ) 2
8、1/3=148。53据实际数据验算，取中心距 a=160 ,i=30，故从表112中取模 数m=8 mm分度圆直径d1=80mm这时，da=0。44、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆：45钢 蜗轮：ZCS10P1T2=868630N- mmK=1.05。 则K=K4K/=1.15 X 1 X 1o 05 1.211/2ZE=160mpa6 h=268mpaN=11520000Khnf0o 98256 h= 262.8mpa蜗杆轴向齿距pa=25。133 mn，直径系数q=10,齿顶圆直径dai=96 mm ;齿根圆直径dfi=60。8,分度圆导程角丫 =54248;蜗杆轴向齿厚Sa=12.5
9、664 mm蜗轮Z2=31，变为系数 X2= 0。5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：d2=m乙=8 X 31=248 mm蜗轮喉圆直径：da2= d 2+ 2h a2=248+2X 8 X (1-0。5)=256 mm蜗轮齿根圆直径:df2= d2 2hf2=248-2 X 8X 1.7=220.8 mm蜗轮咽喉母圆半径：w=a-1/2d a2=160- (1/2)256=32 mm5、校核齿根弯曲疲劳强度6 f= (1。53KT/d1d2m) Yfa2YB6 f当量齿数 Zv2=Z2/cos r=31/(cos5。71.) =31.47
10、根据 X -0.5 , Zv2=31.47,查得齿形系数 Ya2=3。34即，螺旋角系数 YB=1-r/140 =15。71。/140。=0。9592许用弯曲应力6 f= 6 f/ 心从表11 8中查得由ZGS10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力6f / =56 mpa寿命系数 Kfn= ( 106/11520000) 1/9=0。7626 f=56 X 0.762=42。672 mpa6 f=(1.53 X 1。21 X 868630/80 X 248 X 8) X 3.36 X0.9592=32.6534 mpaV6 f0。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
11、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/T100841988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,速度不高，故选用7级精度(GB100988)材料选择，由表101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 乙=29,大齿轮 乙=3.77 X 29=109.33=1102、按齿面接触强度设计d1t 2
12、.32 X (KT/ d) (卩土 1/ 卩) (ZE/ 6 h) 21/3确定公式内的各计算数值 试选载荷系数K=1.3 计算小齿轮转矩，由先前算得T3=842790N mm 由表10 7选齿宽系数 d=1 由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8 mpa1/2 由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限6 Hlim1 =600 mpa； 大齿轮接触疲劳强度极限6 Hlim2=550 mpa 计算应力循环次数 N=60 X 32 X ( 10 X 250 X 16 X0.15)=11520000 ; 2=11520000/3.77=3。056X 106 由图1019取接触疲劳强度寿命系数 Khn1=1.29; K hn=1.06 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%安全系数S=1,6 H 1= Khniimi/S=1。29X 600 mpa=774 mpa6 H 2= Khn26 诚冷=1.06 x 550 mpa=583 mpa计算 计算小齿轮分度圆直径d1t, 6 h中较小的值6 h 2, d1t 2。32x (KT/ d) (卩土
