1、工作机的总效率为：总一 联軸器帀蜗鬼蜗村x “轴承x 卷筒一 。P 1.53巴ma厂=“ _ _2.19曲73.确定电动机转速查参考书1中表9.2得蜗轮传动比推荐值如下:，蜗杆=14 27理论总传动比：佩杆4刃所以电动机转速的可选范圉为nd =化灯討总=（14 27）x60.13 = 841.82 1623 .OOr/nin符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min. 1500r/min三种。综合 考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑, 决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由电机手册选定电动机型号为Y112
2、M-6o4.电动机外形及尺寸电动机型 号额定功率/（kW）满载转速/（r/min）启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y112M-62.29402.0电动机的主要外形及安装尺寸如表所示。型号HABCDEEXGDGKbbihAABBHALiY112M41121901407028608X724122451152655018015400传动装置的运动、动力参数计算1.传动比计算2.传动装置各轴的运动和动力参数1）各轴的转速第_轴转速：.=940r/nw第二轴转速：“严加“m/rnin2）各轴的输入功率第一轴功率:片=巴联轴器=2.19x0.99 = 2.17第二轴功率:% =P伽杆=2J7xO/77
3、 = I皿卷筒功率：卩总筒=P伽承W联创=L67 x0 98x0 = 162加3）各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩：Td = 9.55 x 106 - = 9.55 xl06 x 2.19 / 940 = 22249 AJN mm第一轴转矩：A =加联轴器=22249 47 X = 22026 呦第二轴转矩:T2 =E事杆=15.63 x 22026 .97 x 0.70 = 265144 20N卷筒的转矩:T簡=轴水联轴器=265144 .20 x 0.98 x 0.99 = 257242 9 N tnm将上述汁算结果汇总于表13,以备查用轴名功率P/kW转矩 T（N ）/r/min转速 n
4、/r/min电机轴2.1922249.471轴2.1722026.972轴1.67265144.2060.13卷筒轴1.62257242.91其中I轴指蜗杆轴，【I轴指蜗轮轴。传动零件设计山于传动方案为一级蜗杆减速器，则传动零件为蜗轮蜗杆。蜗轮蜗杆材料及热处理选择由于蜗杆传递的功率为1.84KW,功率不大，速度也不高，蜗杆选用45号钢 制造，淬火处理，齿面硬度达220300HBWo蜗杆材料选用45钢，整体调质，表而淬火，齿而硬度4550HRC蜗轮材料，根据vs = 5.2 x / s）其中nl为蜗杆转速，T2为蜗轮转矩初估蜗杆副的滑动速度Vs二3. 2m/s,选择蜗轮的材料为无锡青铜 ,乂因小
5、批量生产，则用沙模铸造。蜗轮蜗杆传动主要参数计算蜗杆传动的主要失效形式是齿面胶合、齿面点蚀和齿面磨损，而且失效通常 发生在蜗轮轮齿上。因此采用齿面接触疲劳强度条件计算蜗杆传动的承载能力， 并在选择许用应力时，要适当考虑胶合和磨损等失效因素的影响。故采用公式汽厶9KT2如1%为蜗轮的齿数，T为蜗轮的转矩，乙已为系数，K为系数, 9“ 为材料的许用应力确定模数m和蜗杆分度圆直径r1.选择蜗杆头数及蜗轮齿数由传动比i=15.63,查参考书1书表9.2可知蜗杆头数可取2,z2 =/Zi = 15.16x2 = 31.26,取 z? =31确定转矩A由于转矩匚为蜗轮上转矩，则查上述计算表可得?2=256
6、Nm2.确定载荷系数K山于载荷系数K二心Kv Kp山表9.4查得载荷性质为中等冲击时，K八取1.15。假设蜗轮圆周速度v,23.06由参考书1表9取m=6.3,蜗杆分度圆直径dl=636.计算传动中心距蜗轮分度圆直径2二m 3,其中5取31,=mz2 = 6.3x31 = 195.3中心距dx +d. 63 + 195.3a =一-= =129.152变位系数一& 130-129.15 八6.3= 0.133蜗轮蜗杆效率及润滑计算1.验算蜗轮速度蜗杆倒程角/ = arclan（佟d）=arc（an（?x 63）= .31。63蜗轮圆周速度n d?n72 60x1000=3.14x63x60.1
7、3 =Q20ni/s60x1000蜗杆副滑动速度=3.16nVsndg _ 3.14 x 63 x 94060 x 1000 cos/ 60 x 1000 x cosl 1.31与初估蜗杆副的滑动速度相符合O 蜗轮圆周速度v, = 叮=V3.162-0.202 = 3.15nVs故选择减速器的类型为蜗杆下置2.验算效率查表取当量摩擦角pv=235则涡轮蜗杆的传动效率符合初取的效率值0. 77 蜗轮蜗杆传动几何尺寸计算蜗杆传动的儿何尺寸如下表所示名称符号计算公式和数据（单位mm）蜗轮数据蜗杆齿顶高ha比2 =（1+X）加7.15齿根高hf/z , 1.2,”7.56hfl =（1.2-x）;n6
8、.71全齿高h = 2.2m13.86h2 = 2.2m分度圆直径d4d2 =195.30齿根圆直径df5 = 4 2/如47.88d/2 = d2 2h 门181.88齿顶圆直径dad（11+0.06z2）/h81.02蜗杆外圆直径de2del % +1.5m219蜗轮齿宽b2b2QJ5da55齿根圆弧半径Ri/2+0.2/w39.06齿顶圆弧半径r2R、= d 订 /2 + 0.2/n25.2齿宽角sin . * b2 O.5/n）103蜗轮蜗杆结构选择、零件简图及结构尺寸计算由于df =47.88 /51.692+1357.632 = 1358.61NA-A剖面左侧：Mah = RUI
9、x L, = 1039.93x62.25 = 64735.647V mmA-A剖面右侧：Mah = R2H xZ =51.69x62.25 = 3217.702V nun在竖直平面上=/?lvxL, =1357.63 x 62.25 = 84512.47-/hw合成弯矩Ma = JM J + m 肿=764635.642+84512.472 = 106396.07N - mmM； = J（M IF +（M）2 = J3217.702 + 84512.477 = 34573.79 mm5.校核轴的强度A-A剖面左侧因弯矩大、有转矩，还有键引起的应力集中，故A-A剖 面左侧为危险截面。由附表10.
10、1,抗弯剖面模量VV = 0.d -吨-厅=0.1x4 S6x（45-5 = 7656.27肿2d 2x45抗扭剖面模量隔“2宀呼“2x45竺沪 “676E弯曲应力M6=:W106396.70一 MPa 390MPa7656.276=6 = 1390MP扭剪应力T=265144.20 Mpa _ 5.8 IMP16768.77rn =rrn = ry./2 = 15.81/2 = 7.9MP对于调质处理的45钢，由参考书1表10查得刃=650MP“，j=300MPd, j=155MP“，由参考书1表10.1注查得材料的等效系数儿 2,几=。键槽引起的应力集中系数，由参考书1表10.4查得心=1
11、825,心=1.625绝对尺寸系数，由参考书1附图10.1查得=0&6=0.76轴磨削加工时的表面质量系数由参考书1附图10.2查得0 = 92。 安全系数S JPa=8.70 xl3.90 + 0.2x00.92x0.8$=亚害竺二= 5.92JS, + S： /8.702 + 8.092查表10.5得许用安全系数ISJ = 131.5,显然SS,故a-A剖面安 全。校核键连接的強度6.联轴器处键连接的挤汗应力4T6 =伽= 4x265144.20 J%駭 35x8x50取键、轴、联轴器的材料都为钢，查表6.1得6=120150MM。显然,6bp,故强度足够。齿轮处键连接的挤压应力= 4x2
12、65144.20 =5&92咖45x8x50取键、轴、齿轮的材料都为钢，查表6.1得bp = 120150MP“。显然, bp,因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可 知轴承【将保持平衡，故两轴承的轴向分力分别为比饺两轴承的受力，因忌及巧1巧2,故只需校核轴承I。计算当量动载荷。因为行/尽=1242.71/1710.14 = 0.73 = 0.40所以X=0.4,y = 1.49当量动载荷P = XFr + YFa = 0.4 x 1710.14+ 1.49x1242.71 = 2535.69N校核轴承寿命。轴承在ic以下工作，查参考书1表11.9得A=1o 由于载荷有中等冲击，查参考书
13、1表11.10,得Aid。轴承的寿命r 106 J；C 勢 106 z 63000、” ，“厶= （- ）= （ ）=1.24x10 h60/? fpP 60x60.13 2535.69已知减速器使用4年，2班制工作，则预期寿命Lh =8x2x365x4 = 23360/?显然厶远大于故轴承寿命很充裕。&蜗轮设计计算由于齿圈采用铝青铜,且蜗轮分度圆直径d= 195.3mm,大于100mm。 故采用齿圈压配式。齿圈与轮芯采用过盈配合H7/u6,并加台阶和沿接合面周 围加装4个螺钉，以增强连接的可靠性。如图所示。蜗轮结构尺寸大小如下表所示。b厶eso1418蜗轮简图蜗干轴的设计计算1材料选择因传递
14、功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45号钢，调质处理。2.结构设计1）初算轴颈对于转轴，按扭转强度初算轴颈，查表10.2得C=10611&考虑轴端弯键槽影响,取Jmin=15.26mmo2）轴段设计a）轴承部件的结构形式设计：由输出轴设计可知，机体采用剖分式，且传动方式为下置式，则蜗 杆部分为整体式。因传递的功率不大，估计轴不会长，故轴承部件 的固定方式可采用两端固定式。由此，所设计的轴承部件的结构形式如图所示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmm处开始设汁。b） 联轴器及轴段1设计：mm就是轴段1的直径，乂考虑到轴段1上安装联轴器，因此，轴段 1的设计应与联轴器的设计同
15、时进行。为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离震动，选用弹性柱销 联轴器。查表13取心二1.5,贝9计算转矩Tc=KaT=33.3Nm。乂 因联轴器与电动机连接，其轴颈为28mm,山机械设计手册查得GB 50H2003中的HL2型符合要求：公称转矩为560Nm,许用转 速为6300r/min,轴孔直径范围2035mm。考虑电动机轴颈，故取联 轴器轴孔直径28mm, Ji型轴孔长度为44mm, A型键，选HL2联轴 器 28X44 GB 5014-1985o相应地，轴段1的直径为28mm,轴段长度为44mmc） 密封、轴承及轴段2、3、9设计：确定轴段2的直径时，应考虑联轴器的固定及密封圈的尺
16、寸两个方 面。当联轴器右端用轴肩固定时，轴段2直径最终的尺寸山密封圈 及轴承内径确定。山于输出轴为蜗杆轴，且下置，山于蜗轮蜗杆采 用油润滑，故轴承采用油润滑，且用内包骨架旋转轴唇形密封圈。则査机械手册,GB/T 1387.1-1992中的轴颈范围为3035mm。考虑 蜗轮蜗杆有轴向力，且转速不高，则轴承类型选用圆锥滚子轴承， 轴段上安装轴承，其直径应既便于安装轴承，乂应符合轴承内径系 列。现暂取轴承型号为30308,查轴承手册，内径为40mm,外径为 80mm,宽度为19.75mm,安装宽度18mm,。则轴段2的直径为35mm, 轴段3、9的直径为40,且其上安装挡油板和轴承，则取挡油板宽度
17、为8mmo则轴段长度为26mmd） 轴段4和轴段8的设计：轴段4为定位轴肩所以定它的直径为48,长度为6。轴段8与它相同。e） 轴段6、5、7设计：轴段6上为蜗杆，为蜗杆轴，可取其长度为螺旋长度为82mmof） 轴段4和轴段4的长度可对称选择，并保证内机壁与蜗杆距离要 大于机壁厚，则可取轴段4和轴段6的长度为37mmog） 轴上其余零件及长度设计：联轴啓采用键连接，其轴颈为28mm,查机械手册，GB/T 1095-2003, 得键釆用：键 8X7 GB/T 1095-2003 l=35mmo轴段2的长度除与轴上零件有关外，还与机体及轴承盖等零件有关。 为保证拧紧螺栓所需扳手空间，应留有一定的距
18、离，轴承端盖厚取 15mm,机座壁厚取9mm,为避免联轴器轮毂端面转动时与不动的轴 承盖连接螺栓相碰，故轴段2应留有一定距离，取24mm,故轴段2 长度为57mmo蜗干轴轴承的校核1.轴受力分析0T巧= 271525N2巧=J = 69927NFr =耳 tan a = 2715.25 x tan 20 = 988.277V在水平而上 斥 x厶 + 巧 xd/2 699.27x98.96 + 2715.25x31.5 心 = : : = = 7o 1 ./o/V1/ 厶 +厶 98.96+98.96R1H=Ft-RXH = 699.27 -781.78 = -82.5N负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反在垂直平而上=耳 / 2 = 494.14N= J心 J 心2 = 7781.782+494.142 = 924.X5NR2 = Jr尹研=&231仃494.】4 亍=500.98N
