资源描述
电机的选择
设计说明书
项目内容
计算过程及说明
结果
第 21 页 共 21 页
1、传动方案的比较和选择
2、电动机的选择
方下置式蜗杆减速器。因下置式蜗杆减速器润滑条件好，上置式搅油损失大，因传动比不大，不必加如齿轮机构。
所以选择下置式蜗杆减速器。
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：
=20000.9/1000=1.8Kw
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，设分别为凸缘联轴器,涡轮效率,滚动角接触轴承效率，滚筒的效率：
查得：
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备注
则传动装置的总效率为：
==
——联轴器，——蜗杆蜗轮，——滚动球轴承
电动机所需的功率为：=1.8/0.71=2.54Kw
选取电动机的额定功率为：4Kw
2.3电动机的选择
选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/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Y132M2-6和Y132S-4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/min
1
Y110L2-4
3
1500
1440
2
Y112M-4
4
1000
960
由上表1-2可知传动方案1虽然电动机的转速价格低，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Y112M-4,
2.5传动比的分配
根据表1-2，蜗杆蜗轮的传动比，i=25.13
2.6电动机装置运动和动力参数的计算
1、各轴的转速计算
Ⅰ轴
Ⅱ轴
2、各轴的输入功率计算
总效率=0. 71
选择
Y112M-4
异步电动机
P=4kw
n=1440
3、蜗杆蜗轮的设计计算
Ⅰ轴 Kw
Ⅱ轴 Kw
3、各轴的输出转矩
Ⅰ轴 N/m
Ⅱ轴 N/m
将上述计算结果列到表1-3中，以供查用；
各轴的运动及动力参数
表1-3
轴号
转速r/min
功率P Kw
转矩 T Nm
电机I
1440
4
I
1440
3.96
26.26
II
72
3.33
441.96
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），单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4Kw，蜗杆转速=1440r/min。
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
根据库存材料的情况，并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。
3.3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，在校核齿根弯曲强度。由式：
蜗杆用45号钢
蜗轮用铸锡磷青铜
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备注
传动中心距也由式：
1、 确定作用在蜗轮上的转矩T2
按估取效率，则：
T2=4419600N/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,
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，查得蜗轮的基本许用应力=200MPa。
N=60j
寿命系数为：
K=1.3
N=33000000
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备注
则：
[]= []=
6 计算中心距
取中心距a=157.7mm,因i=20，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：
齿根圆直径：
蜗杆分度圆导程角：
蜗杆轴向齿距：
蜗杆导程:
[]
=230.8
MPa
=252
mm
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结果
蜗杆螺纹部分长度：
取=140mm
2、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：
Z1=2
Z2=40
=
=252
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结果
4、轴的设计
5、轴承的验算
6、键的验算
7、润滑的选择
8、蜗杆传动的热平衡计算
9、箱体及附件的结构设计。
10、小结
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
许用弯曲应力
查ZCuSn10P1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
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
Z
2
模数
m
6.3
导程角
螺旋线方向
右旋
齿形角
精度重等级
蜗杆8f
中心距
a
180
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
轴向螺旋剖面
6.3
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，采用轮箍式。并采用H7/m6配合，并加台肩和螺钉固定，此蜗轮直径较大，采用12个螺钉平均分布。深度为一半左右，装配后将镙钉的头部切掉
轮幅打均分的六个圆孔，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。蜗轮主要参数如上图；
传动类型
ZI型蜗杆副
蜗轮端在模数
6.3
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
49
蜗轮变位系数
-0.1032
中心距
180
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
4.1蜗杆的联轴器
4.1.1选凸圆联轴器
4.1.2计算转矩Tc=kT1=1.5×54.7×103=82.05Nm
4.1.3=22.3mm,而电动机的的轴经为38，查标准GB5843-86，选择YLD7，公称转矩=100。满足要求。该半联轴器长度=44mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=62mm。
4.2对蜗轮轴的设计。
4.2.1由前面的计算可知轴的主要参数
又
于是
4.2.2求作用在蜗轮上的力
已知轴上的蜗轮的分度圆直径为
则 圆周力
径向力
轴向力
4.2.3初步定轴的最小直径
初步估算低速轴的最小直径，选用45钢，调质处理。取=110mm，于是得
根据工作条件选用YL11型凸缘联轴器，该轴的计算转矩
,考虑转矩变化很小,故取,,则:
查标准GB/T5843-1986可选取YL11型联轴器，公称转矩
许用转速>72r/min
选用轴孔直径mm，。取最小直径为42mm，则可取最小直径为60mm，则可选取联轴器轴孔=60mm,=60。
该半联轴器长度=142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm。所以选用YL11型联轴器能满足要求。
4.2.4轴的结构设计
1、拟定轴上的零件的装配方案
因为轴上零件只有一个蜗轮，则应将蜗轮放在两轴承的中间，如此轴的受力比较合理。
2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，1—2轴段右
端需制出一轴肩，故取；半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只
压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1—2段的长
度应比 略短一些，现取 。
2)、初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向
力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并
根据，由轴承产品目录中初步选取0基本
游隙组、标准精度级的角接触轴承7214AC，其尺
寸为，所以可取
。右端滚动轴承采用档油板进行轴向定位。由标准GB/T276-1994查得7214AC型轴承的
定位轴肩高度4.5mm，因此
取。
3)、取安装齿轮处的轴段4—5 的直径；
齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂
的宽度为90mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，
此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右
端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=5mm ，则
轴环处的直径。轴环宽度b>1.4h，
取。
4)、轴承端盖的总宽度为25mm（由减速器及轴承端盖
的结构设计而定）。取端盖的外端面与半联轴器右端面
的距离，故取。
5)、取齿轮距箱体内壁之距a=16mm ，考虑到箱体铸
造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ，取 s=8mm ，已知滚动轴承宽度 T=24mm ，因为此轴上只有一个零件，而且并没有其他零件在任何位置对轴的长度造成影响，则蜗轮应位于中心位置，所以
3、轴上零件的周向定位
蜗轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按蜗轮用A型平键，按,查手册得A型平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm ，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选取蜗轮轮毂与轴的配合为H7/n6 ；半联轴器与轴的联接，用C型平键为，半联轴器与轴的配合为H7/k6 。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为m6 。
4、确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径均为2mm。
4.2.5、校核
1）求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7214AC角接触轴承，查得=35.1mm。因此，作简支梁的轴的支承跨距。根据轴的简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下图所示。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的结果列于下
表1-2：
载荷
水平面H
垂直面V
支反
力F
弯矩M
总弯矩
扭矩T
2）、按弯扭合成应力来校核轴的强度
进行校核时，通常只是校核轴上受最大弯矩和扭矩（即危险截面C）的强度。
此图为轴的结构图以及弯矩和扭矩图
及,并取=0.6，轴的抗弯截面系数取=。轴的计算应力为
前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，查得。因此，
故此轴的各项要求是安全的。因为此轴不是特别重要的，
所以此轴不需要进行精确校核轴的疲劳强度。至此，轴
的设计计算已告结束。
5.1蜗轮轴承的验算
=
1988.1
=
2653.6
A型平键符合要求
C型平键符合要求
油的牌号
L—AN220
查得可知7214AC轴承的=53200N
1、求两轴承受到的径向载荷 和
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（图b）和水平
面（图c）两个平面力系。其中：图a中的为通过另加转矩而平移到指向轴线；图b中的亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上（上述两步转化图中均未画出）。由力分析可得：
1224.3
1769.1
查轴承的有关系数， 。
则轴承的派生力为
=703.6
=1016.7
则轴向当量荷为
703.6N
703.6+662.8=1366.4N
5.2计算轴承寿命
因为 <
查出径向载荷系数和轴向载荷系数为
对轴承1
对轴承2
因轴承运转中有冲击载荷，查得~1.8，取。则
2653.6N
因为，所以按轴承2的受力大小验算（由前面的结果得
故所选轴承可满足寿命要求。
5.3蜗杆轴承校核
由于蜗杆轴的轴向力太大,于是才用推力轴承52207和深沟球轴承6307配合使用,再此就不对其进行精确校核。
6.1低速轴即蜗轮轴上的键验算
由前面轴的设计得出的轴上键的选择为蜗轮周向定位的键为A型平键规格为X80，半联轴器周向定位为C型平键为X100。
查得平键的验算公式为
键、轴材料为钢，轮毂的材料是铸铁，铸铁的许用压力较小。查得铸铁许用挤压力，取其平均值。A型键的工作长度=80-20=60，键与轮毂槽的接触高度6。由以上公式可得
可见，A型平键不符合要求，于是才用两个键,键的标记为：键20X80（GB/T1096—1979）。
对于半联轴器的C型平键盘，键、轴和半联轴器材料都为钢，查得钢的许作挤压应力，取其平均值。C型键的工作长度，键与轮毂槽的接触高度。由以上公式可得
可见，C型平键符合要求，键的标记为：键C （GB/T1096—1979）。
7.1润滑油的选择和润滑方式
由前已计算出蜗杆传动的相对滑动速度，查得润滑方式用油池润滑，油的运动粘度为。查得油的牌号为号（GB9503-1986）
8.1蜗杆传动的热平衡计算
蜗杆传动由于效低，所以工作时发热量大。在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑稀释，从而增大磨擦损失，甚至发生胶合。所以，必须根据单位时间内的发热量和同时间内的散热量平稳衡，以保证油温稳定地处于规定的范围内。
查得以下计算公式。
因为，则必须采取措施，以提高散热能力。这里采用在蜗杆端加装风扇以加速成空气流通。
风扇消耗的功率，为风扇叶轮的圆周速度，单位为m/s, ，其中非 为风扇叶轮外径，单位为mm； 为风扇叶轮转速，单位为r/min。
查得
其中，、——为风冷及自然冷却面积，单位为；
——风冷时的表面传热系数；
、——分别为油的工作温度及周围空气的温度，单位为。
由验算可得，在蜗杆端应加装一风扇来散热。满足要求
9.1箱体的大体结构设计
名称
符号
蜗杆减速器尺寸（mm）
箱座厚度
28
箱盖壁厚
9.3
箱盖凸缘厚度
17
箱座凸缘厚度
17
箱座底凸缘厚度
15
地脚螺钉直径
20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
12
盖与座联结螺栓直径
10
轴承端盖螺钉直径
8
、、至外箱壁距离
16
、、至凸缘边距离
14
轴承旁凸台半径
16
外箱壁至轴承座端面距离
40
齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内箱壁距离
15
箱座肋厚
m
12
9.2、通气器的选择
查得为的通气器。
D=22 D1=20 L=23 Ll=12 a=2
9.3、油标尺的尺寸设计
选取为的油标
D=26 b=8 h=35 d2=16 a=12 D1=22 d1=4
经过为期两个星期的努力终于圆满的完成课程设计,在此对老师在课程设计中的精心指导和大力斧正表示深刻的感谢。
参 考 文 献
1、黄晓容等编著《机械设计课程设计》.中国电力出版社.
2、何玉林主编《画法几何及机械制图》重庆大学出版社.
3、纪名刚等主编《机械设计（第七版）》.高等教育出版社.
4、陈秀等编《机械设计课程设计图册》. 哈尔滨工业大学.
5、朱家诚等主编《机械设计课程设计》. 合肥工业大学出版社才.
6、成大先主编《机械设计手册(第四版)》.化学工业出版社.
7、吴宗泽主编《机械零件设计手册》.机械工业出版社.
8、席伟光等编著《机械设计课程设计》.高等教育出版社
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