蜗杆减速器-机械设计课程设计.doc

计算及说明
结果
1电动机的选择计算

1.1 选择电动机的类型
按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。

1.2选择电动机容量
电动机输出功率： kw
工作机所需的功率：
所以 kw

1.3由电动机至工作机之间的总效率：

其中 分别为联轴器，轴承，窝杆，链的传动效率。
查表可知=0.99（弹性链轴器）=0.98（滚子轴承）=0.80（双头窝杆）=0.96（滚子链）
所以：
则： kw
1.4确定电机：工作机链速 rad/min
由《机设设计课程设计手册》表1-8查取传动比：

所以 ：
rad/min
则由《机设设计课程设计手册》表12-1查取电机：
Y100L2—4 额定功率3KW 满载转速1430rad/min

电机型号：
Y100L2—4

额定功率3KW

=1430rad/min

2. 链的选择计算
2.1小链轮齿数 自定
传动比
大链轮齿数
选取链节距： 取a=40p

2.2链节数：

2.3链传动的功率：

传动效率：

其中由课本《机械设计》：查表12.9得，查表14.2、表14.3得、
小轮转数:

则由、，查课本《机械设计》图14.17得：选用16A滚子链，取p=25.4mm

2.4中心距:

=23

Lp=136

16A滚子链
p=25.4mm

计算及说明
结果

链速：

有效拉力：

轴上载荷：

2.5润滑方式：
由、p=25.4mm查课本《机械设计》图14.23得：确定润滑方式为滴油润滑。

中心距：

链速：

有效拉力：

轴上载荷：

润滑方式：
滴油润滑

计算及说明
结果
3.计算数据的准备：
3.1各轴的转数：蜗杆转数
涡轮转数
3.2各轴功率：蜗杆传递功率
涡轮传递功率
3.3计算各轴转矩：

电动机：

蜗杆轴：

涡轮轴：

工作小时数：Lh=365*5*18=29200h

Lh=29200h

计算及说明
结果
4.蜗轮蜗杆的传动设计：
4.1设计及校核：蜗杆的材料采用45钢，表面硬度>45HRC，蜗轮材料采用ZCuSn10P1,砂型铸造。
以下设计参数与公式除特殊说明外均以参考由课本《机械设计》 第13章蜗杆传动为主要依据。
当量摩擦系数：
设，查课本《机械设计》表13.6，取大值、。
选值：
图13.11的线上，查得，，

中心距的计算：
蜗轮转矩：

使用系数：

转速系数：

弹性系数：表13.2
寿命系数：

合格

计算及说明
结果
接触系数：由图13.12I查得。
接触疲劳极限：表13.2得。

接触疲劳最小安全系数： 自定

中心距：

4.2传动基本尺寸：
蜗杆头数：由图13.11查得：
蜗轮齿数：

模数：

蜗杆分度圆直径：
表13.4取标准值。

蜗轮分度圆直径：

蜗杆导程角：

蜗轮宽度：

m=5

计算及说明
结果

蜗杆圆周速度：

相对滑动速度：

当量摩擦系数：表13.6得。

4.3齿面接触疲劳强度验算：

齿面接触应力：

最大接触应力：

4.4齿轮弯曲疲劳强度验算：

齿根弯曲疲劳极限：表13.2得。

弯曲疲劳最小安全系数： 自定

合格

计算及说明
结果
许用弯曲疲劳应力：

齿轮最大弯曲应力：

4.5蜗杆轴扰度验算：
轴惯性矩：

允许蜗杆扰度：

蜗杆轴扰度：

4.6温度验算：
传动啮合效率：

搅油效率： 自定

轴承效率： 已定
总效率：

散热面积：

箱体工作温度：

合格

合格

计算及说明
结果

4.7润滑方式的选择：
润滑油粘度：根据，表13.7选取。
润滑方式：表13.7选取。

合格

浸油润滑

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结果
5.蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计
5.1蜗杆基本尺寸设计
根据电动机的功率P=3kw，满载转速为1430r/min，电动机轴径，轴伸长E=60mm
初步估计蜗杆轴外伸段的直径：d=（0.8——10）=22.4——28mm
由、d根据《机械设计课程设计手册》表8-5可查得选用LT4号Y型弹性套柱销联轴器（28×62）。
确定蜗杆轴外伸端直径为28mm。
根据HL3号弹性柱销联轴器的结构尺寸确定蜗杆轴外伸端直径为28mm的长度为60mm。
由根据《机械设计课程设计手册》表4-1可查得普通平键GB1096—2003A型键8×10，键槽长L=40mm。其余零件，包括蜗杆上轴承、挡油盘，轴承盖，密封圈等组合设计，蜗杆的尺寸见蜗杆零件图。
5.2蜗轮基本尺寸设计
根据《机械设计课程设计手册》表11-9：
蜗轮采用装配式结构，用六角头螺栓联接（100mm）,轮芯选用灰铸铁 HT200 ，轮缘选用铸锡青铜ZcuSn10P1，初步估计d=60mm，则有：

普通A型平键
8×10×40

计算及说明
结果

计算及说明
结果
6.蜗轮轴的尺寸设计与校核
蜗轮轴的材料为45钢并调质，且蜗轮轴上装有滚动轴承，蜗轮，轴套，密封圈、键，轴的大致结构如图所示：

6.1轴尺寸的初步估算
公式16.2得：，查表16.2得c=118-107,P为轴传递的功率P=2.33kw，n=57.2rad/min，则：

则根据依次初步确定出各轴段的直径：

在初步确定出各轴段的长度：

计算及说明
结果

6.2轴的弯矩、转矩分析图
a)计算蜗轮轮齿上的圆周力、轴向力、径向力：

b)轴的校核：
校核的图形如下表示：

计算及说明
结果
6.3轴的校核计算
前面已经算出
1） 求垂直面的支撑反力（图b）

2)水平面的支撑反力（图c）

3)F力在支点产生的反力（图d）

4)绘制垂直面的弯矩图（图b）

5）绘水平面的弯矩图（图c）

6)F力产生的弯矩（图d）

危险截面F力产生的弯矩为：

计算及说明
结果

7)合成弯矩图（图e）
考虑到最不利的情况，把直接相加：

8）轴传递的转矩(图f)
T=389N*m

9)危险截面的当量弯矩：

10）危险截面处的直径：表16.3，，

考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4%：
故

轴的结果设计采用阶梯状，阶梯之间有圆弧过度，减少应力集中，具体尺寸和要求见蜗轮间轴零件图。
键的选取，根据轴径选取
大径处选A型键18x11x63，小径处选A型键10x8x20

T=389N*m

d<60mm
轴的选取合格

计算及说明
结果
7.减速器箱体的结构设计
箱座壁厚度δ =0.04×160+3=10mm
箱盖壁厚度δ1 =0.85×10=8.5mm
机座凸缘厚度b b=1.5δ=1.5×10=15mm
机盖凸缘厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×9=13.5mm
机盖凸缘厚度P P=2.5δ=2.5×10=25mm
地脚螺钉直径：
地脚钉数目： n=4
轴承旁连接螺栓直径：
盖与座连接螺栓直径：
连接螺栓d2的间距：
轴承端盖螺钉直径：
定位销直径：
视孔盖螺钉直径：

底脚凸缘尺寸（扳手空间）: L1=32mm, L2=30mm

剖分面凸缘尺寸（扳手空间）: C1=24mm ,C2=20mm

减速器中心高H: H=270mm

轴承旁凸台高度h: h=16mm

箱体外壁至轴承座端面距离K: K= C1+ C2+(8~10)=44mm
蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离: =12mm
蜗轮端面与箱体内壁之间的距离:
机盖、机座肋厚m1,m：m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm

取δ=10mm
取δ1=9mm
取b=15mm
取b1=15mm
P=25mm

n=4
mm

L1=32mm

L2=30mm

C1=24mm

C2=20mm

H=270mm

h=16mm

K=54mm

m1=8.5mm,
m=10mm

计算及说明
结果
8其他零件的选择及校核：
1.圆锥滚动轴承 单位：mm
安装位置
轴承型号
外 形 尺 寸
d
D
T
B
C
蜗 杆
GB/T297-84
（30210）
50
90
21.75
20
17
蜗轮轴
GB/T297-94
30213
65
120
24.75
23
20
GB/T297-94
30211
55
100
22.75
21
18

2.轴承的校核
1） 蜗轮轴30213型：表6-7得该型号轴承的Cr=120KN,e=0.4,Y=1.5,则：

故选取公式：

所以：

（合格）
2）蜗轮轴30211型：表6-7得该型号轴承的Cr=90.8KN,e=0.4,Y=1.5,则：

故选取公式：

计算及说明
结果

所以：

（合格）
3） 蜗杆轴30210型：表6-7得该型号轴承的Cr=73.2KN,e=0.42,Y=1.4,则：

故选取公式：

所以：

（合格）
3. 甩油盘的选择：表7-18得：
1）由蜗轮两边安装端盖的轴径可选得：

2） 由蜗杆安装轴承段的轴径可选定：

4. 轴承端盖的选取：
表11-10得：
1）蜗杆的轴承端盖选择：由圆锥滚子轴承D=90得：

计算及说明
结果

2） 蜗轮的轴承端盖选择：表11-10得：