1单级蜗轮蜗杆减速器设计第一章 绪论1-1 减速器在国内外的状况1.1.1国内的发展概况国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。2.1.1国外发展概况国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。1-2 课题研究的内容及拟采取的技术、方法本设计是蜗轮蜗杆减速器的设计。设计主要针对执行机构的运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零部件的协调动作。该设计均采用新国标，运用模块化设计，设计内容包括传动件的设计，执行机构的设计及设备零部件等的设计。第二章 传动装置总体设计2-1 选择电动机2.1.1选择电动机类型按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机.2.1.2选择电动机容量工作机所需功率 = 式中 =1.8 , =0.65 .查文献2表10.7,得片式关节链 =0.95,滚动轴承 =0.99。取 = =0.95 0.99=0.94，代入上式得 = = =1.24 从电动机到工作机输送链间的总效率 为 = 式中，查文献2表10.7，得联轴器效率 =0.98滚动轴承效率 =0.99双头蜗杆效率 =0.8滚子链效率 =0.96则 =0.98 0.99 0.80 0.96=0.745故电动机的输出功率 = = =1.67 因载荷平稳，电动机额定功率 只需略大于 即可。查文献2中Y系列电动机技术数据表选电动机的额定功率 为2.2 。2.1.3确定电动机转速运输机链轮工作转速为 = = =24.11 r/min查文献2表10.6得,单级蜗杆传动减速机传动比范围 11=1040,链传动比 12 6,取范围 12=24,则总传动比范围为 =10 240 4=20160.可见电动机转速可选范围为 =(20160) 24.11=(482.23857.6)r/min符合这一范围的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min，3000r/min四种。查文献2表19.1，对应于额定功率 为2.2KW的电动机型号分别取Y132S-8型，Y112M-6型,Y100L-4型和Y90L-2型。将以上四种型号电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-1。 表2-1 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） 总传动比1 Y132S-8 2.2 750 710 29.452 Y112M-6 2.2 1000 940 38.993 Y100L-4 2.2 1500 1420 58.904 Y90L-2 2.2 3000 2840 117.79通过对四种方案比较可以看出：方案3选用的电动机转速较高，质量轻，价格低，与传动装置配合结构紧凑，总传动比为58.90，对整个输送机而言不算大。故选方案3较合理。 Y100L-4型三相异步电动机的额定功率为 =2.2KW，满载转速n=1400r/min。由文献2表19.2查得电动机中心高H=100 ，轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=28 和E=60 。 2-2确定传动装置总传动比和分配传动比2.2.1总传动比 = = =58.902.2.2分配传动比由 = 链 蜗杆，为使链传动的外部尺寸不致过大，初取传动比 链1 =3，则 蜗杆1 = = =19.63 取 蜗杆=20，则 链= = =2.95 2-3计算传动装置的运动和动力参数2.3.1各轴转速 1 轴 n1=nm=1420r/min 2 轴 n2= =1420/20=71 r/min 3 轴 n3= =71/2.95=24.11 r/min 2单级蜗轮蜗杆减速器设计2.3.2各轴的输入功率 1 轴 p1=p0 1=1.67 0.98=1.64 2 轴 p2=p1 =1.63 .080=1.31 3 轴 p3=p2 =1.31 0.99 0.96=1.24 2.3.3各轴的输入转矩 电机轴 T0=9550 =9550 1.67/1420=11.23 1 轴 T1=9550 =9550 1.63/1420=10.96 2 轴 T2=9550 =9550 1.31/71=176.20 3 轴 T3=9550 =9550 1.24/24.11=491.17 将以上算得的运动和动力参数列于表2-2。表2-2轴名 传动比i 效率电机轴 1.67 11.23 1420 1 0.981 轴1.63 10.96 142020 0.82 轴 1.31 176.20 712.95 0.953 轴 1.24 491.17 24.11 第三章 传动零件的设计3-1蜗杆传动设计计算3.1.1选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。3.1.2选择材料蜗杆：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4555HRC。蜗轮:由公式 得 滑动速度 因而蜗轮用铸锡磷青铜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。3.1.3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，再校核齿根弯曲疲劳强度。由文献1式（11-12），传动中心距 1.确定作用在涡轮上的转距 =176.20 =176200 2.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 ；由文献1表11-5选取使用系数 ；由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数KV=1.05；则K= =1.15 1 1.05 1.213.确定弹性影响系数 因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 =160 4.确定接触系数 假设蜗杆分度圆直径 和传动中心距a的比值 /a =0.35，从文献1图可查得 =2.9。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,可从文献1表11-7中查得蜗轮的基本许用应力 =268 。应力循环次数 N=60j =601 7 1 16 300 20=4.091 0 寿命系数 = =0.6288则 = =0.6288 268 =168.53 6.计算中心距 取中心距a=125 。因 =20，从文献1表11-2中取模数m=5，蜗杆分度圆直径d1=50 。这时d1/a=0.4，从文献1图11-18中可查得接触系数 =2.74。因为 ，因此以上计算结果可用。3.1.4蜗杆与蜗轮1.蜗杆轴向齿距pa=zm=15.708 直径系数q=d1/m=10齿顶圆直径da1=d1+2 m=50+2 1 5=60 齿根圆直径df1=d1 =50 (1+0.2) 5=38 导程角 = 蜗杆轴向齿厚Sa=0.5 m=7.8540 2.蜗轮蜗轮齿数za=41变位系数x2= 00验证传动比 =z2/z1=41/2=20.5 =0.025=2.5%5%(允许)分度圆直径d2=mz2=5 41=205 齿顶圆直径da1=d2+2ha2=205+2 0.5 5=210 齿根圆直径df2=d2 hf2=205 1.2 5=188 蜗轮咽喉母圆半径Rg2=a da2=125 210=20 3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度AF= YFa2 当量齿数 Zv2= = =43.48由x2= 00，Zv2=43.48，查文献1图11-19可查得齿形系数YFa2=2.87螺旋角系数 =1 =0.9192许用弯曲应力 = 从文献1表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 =56 寿命系数 = =0.512 =56 0.512=28.646 = =16.482 弯曲强度是满足的。3-2 链传动设计3.2.1链结构设计1.选择链轮齿数Z 、Z 假定链速V0.6 .由文献1表1中9-8选取小链轮齿数Z1=19,从动轮齿数Z2=iZ1=2.95 19=56.2.计算功率Pca由文献1表9-9选取工作情况系数kA=1,故 3单级蜗轮蜗杆减速器设计Pca=KAP=1 1.31KW=1.31 3.确定链节数LP初定中心距a0=40LP,则链节数为L = = =117.52节 取L =118节。 4.确定链条的节距P由文献1图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧是,可能出现链板疲劳强度破坏.由文献1表9-10查得小链轮齿数系数k =( ) =( ) =1,k =( ) =1.04选取单排链.有文献1表9-11查得多排链系数P=1.0,故所需传递的功率为P = = =1.26 根据小链轮转速n1=71r/min，功率P0=1.26 ,由文献1图9-13选取链号为12的单排链.同时也证实原估计工作在功率曲线顶点左侧是正确的.由文献1表9-1查得链节距=19.05 。5.确定链长及中心距aL= 2.25 a= = =758 中心距减小量 a=(0.0020.004) 758 =1.53.0 实际中心距 a=a- a=758mm- (1.53.0) =756.5755 取 a=756 6.验算链速v= =0