蜗轮蜗杆减速器设计说明书

2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=，KFN2=
3计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=，由式[бF]1= KFN1бFE1/S=×500/=350 mpa，[бF]2= KFN2бFE2S=×380/= mpa
4计算载荷系数K，K=KAKvKFαKFβ=××1×=
5查取齿形系数，由表10-5查得YFa1= ；YFa2= ；
T3= N·m
T4= N·m
蜗杆：45钢
蜗轮 ：ZCuSn10P1
T2=868630N·mm
KV=。则 K=KAKBKV=×1×≈
ZE=160mpa1/2
[бH] `=268mpa
N=
KHN=
[бH]=
a=160 ,i=30
m=8 mm，d1=80mm
d2=248 mm
da2=256 mm
df2= mm
⑴计算
1计算小齿轮分度圆直径d1t，[бH]中较小的值[бH]2，d1t≥×{(KT/φd)·(μ±1/μ) ·(ZE/[бH])2}1/3=×{×842790/1)·±1/ ·583)2}1/3= mm
2计算圆周速度V。，V=πd1tn1/60×1000=s
3计算齿宽 b=φd·d1t=1×=
4计算齿宽与齿高之比b/h
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
⑴ 蜗杆
轴向齿距pa= mm，直径系数q=10，齿顶圆直径da1=96 mm ;齿根圆直径df1=，分度圆导程角γ= ；蜗杆轴向齿厚Sa= mm
⑵ 蜗轮
Z2=31，变为系数 X2=
验算传动比i=31，传动比误差为(31-30)/30=%，是允许的
蜗轮分度圆直径：d2=m Z2=8×31=248 mm
6查取应力校正系数由表10-5查得YSa1= ；YSa2=
7计算大小齿数YFa1YSa1/[бF]1=×350=，YFa2YSa2/[бF]2=×=，∴大齿轮的数值大
⑵设计计算
m≥×{(2××842790/1×292)·}1/3=，∴m取5，∴小齿轮数Z1=d1/m=5≈28，∴大齿轮齿数Z2=×28=；∵不能有公约数，要求互质，∴取107
[бF]2= mpa
K=
大齿轮的数值大
m=5
Z2=107
d1=140 mm
d2=535 mm
a= mm
b=140 mm
B2=140 mm，B1=145 mm
五、轴的设计计算
1轴径初算和联轴器选择
⑴根据公式 d≥C×(P2/n2)1/3=112×32)1/3=
⑵这根是低速轴，所以选择HL型弹性柱销联轴器。根据公称转矩的工况系数接近2000，故选择HL5。考虑到安全因素，即选择轴孔直径为63 mm，轴长取140。
4、几何尺寸计算
⑴计算分度圆直径 d1=Z1m=28×5=140 mm
d2=Z2m=107×5=535 mm
⑵计算中心距 a=(d1+d2)/2= mm
⑶计算齿轮宽度 b=φdd1=1×140=140 mm
取B2=140 mm，B1=145 mm
=
=30 =
=
=
=
=
=min
=
=
T1=·m
T2= N·m
⑵运输机为一般工作器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)
⑶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
⑷初选齿数：小齿轮Z1=29，大齿轮Z2=×29==110
2、按齿面接触强度设计
d1t≥×{(KT/φd)·(μ±1/μ) ·(ZE/[бH])2}1/3
让整体布局成为对称分布。
但需要注意的是：我们必须留出挡油板或分油盘的空隙。
⑶因第三段上圆锥滚子轴承T为 mm，故轴长取为 mm，满足要求。
⑴确定公式内的各计算数值
1试选载荷系数Kt=
2计算小齿轮转矩，由先前算得T3=842790N·mm
3由表10-7选齿宽系数φd=1
4由表10-6查得材料的弹性影响系数 mpa1/2
5由图10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=600 mpa；大齿轮接触疲劳强度极限бHlim2=550 mpa
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
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。
应力循环次数 N=60×1×32×(10×250×2×8×=
KHN=(107/)1/8=
寿命系数 [бH]= KHN×[бH] `=×268mpa=
⑹计算中心距
根据公式：a≥[KT2(ZEZP/[бH])2]1/3
a≥[×868630×(160×2]1/3=
据实际数据验算，取中心距a=160 ,i=30，故从表11-2中取模数m=8 mm，分度圆直径d1=80mm，这时，d1/a=
2、电动机容量
（1）工作机所需功率
2x102=
（2）电动机的输出功率
传动装置的总效率
式中，η1、η2…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 ；轴承 75（三对）；联轴器 ；滚筒 链传动 则
故 =
3、电动机的转速
（1）工作机滚筒主轴转速
nw=
型号
1).在蜗轮上的转矩，即T2，按Z=1，估取效率η=，则T2=868630
⑴确定作用在蜗轮上的转矩，即T2，按Z=1，估取效率η=，则T2=868630
⑵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KB=1，由书上(机械设计)表11-5，选取使用系数KA=；由于转速不高，冲不大，可取载荷KV=。则 K=KAKBKV=×1×≈
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/T10089~1988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。
㈡ 齿轮
1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
⑴选用直齿圆柱齿轮传动
⑶根据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径63 mm，故取第二段轴径为65 mm。
⑷第三段轴上安装圆锥滚子轴承，由轴承标准件取得内径为 70 mm。
⑸第四段要求直径扩大6~10，又需要安装键槽，故再需乘上系数，取直径为80 mm，满足条件。
⑹因为轴肩需比前一段轴径＞6~10，又需大于79，故取为90 mm 。
бHlim2=550 mpa
N1=
N2=×106
KHN1= ; KHN1=
[бH]1=774 mpa
[бH]2=583 mpa
d1t≥ mm
V=s
b=
mt=6
b/h=
Kv=, KA=
KHβ=
K=
d1=
m=6
бFE1=500 mpa
бFE2=380 mpa
KFN1=,FN2=
[бF]1=350 mpa
模数 mt= d1t/Z1=×29=，∴mt=6，h=×6=，b/h==
5计算载荷系数，根据V= m/s，7级精度，Kv=，直齿轮KHα=KFα=1，由表10-2查得使用系数KA=，由表10-4用插值法得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=。由b/h=，KHβ=，∴K=KAKvKHαKHβ=××1×=
6计算应力循环次数N1=60×32×(10×250×16×=；N2=/=×106
7由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1= ; KHN1=
8
9计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，
[бH]1= KHN1·бlim1/S=×600 mpa=774 mpa
[бH]2= KHN2·бlim2/S=×550 mpa=583 mpa
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
3）各轴输入转矩T（N•ｍ）
Tn=9550×p/ni
T1=9550×960= N·m
T2=9550×32= N·m
T3=9550×32= N·m
T4=9550×= N·m
将以上算得的运动及动力参数列表如下：
轴号
功率P/kw
转矩T/( )
转速n/
电动机轴
4
2
960
Ⅰ轴
960
Ⅱ轴
32
Ⅲ轴
32
工作轴
四、传动零件的设计计算
一、电动机的选择……………………………………………………3
二、传动比分配…………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
rg2=32 mm
Zv2=
Yfa2=
YB=
[бf] ＇=56 mpa
KFN=
[бf]= mpa
бf=mpa
符合要求
γ=。；
Vs=m/s
小齿轮 Cr(调质)
硬度 : 280HBS