蜗轮蜗杆减速器的设计毕业设计(编辑修改稿)

蜗轮蜗杆减速器的设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

工作机所需输入功率 81 7 1 0 0 0 60 2 . 3 41000 1 0 0 0 0 . 9 7wwFvP k w    所需 电动机的输出功率 dp 10e3c21e7a9792772918ad104844b5ee 3 3 .5 4wd aPP kw 传递装置总效率 241 2 3 4 5a    式中： 1 ：蜗杆的传动效率 2 ：每对轴承的传动效率 3 ：直齿圆柱齿轮的传动效率 4 ：联轴器的效率 5 ：卷筒的传动效率 所以 420 . 7 5 0 . 9 8 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 6 5 7 7an      2 .3 4 5 7 8 k w0 .6 5 7 7dP  故选电动机的额定功率为 4kw 81 0 0 0 6 0 601 0 0 0 6 0 7 . 7 2 m in3 . 1 4 3 3 0vnrD    卷 3 5 7 4 0 7 . 7 2(1 6 2 . 1 2 1 5 4 4 ) m i nn i i n r    卷 蜗 齿 卷 （ ） （ ） 符合这一要求的同步转速有 750r/min , 1000r/min , 1500r/min 电机容量的选择比较： 电动机的比较 方案 型号 额定功率 /kw 同步转速 /r/min 满载转速 /r/min 重量 价格 1 Y160M1 8 4 750 720 重 高 2 Y132M1 6 4 1000 960 中 中 3 Y112M4 4 1500 1440 轻 低 考虑电动机和传动装置的尺寸 重量及成本，可见第二种方案较合理，因此选择型号为： Y132M16D 的电动机。 第三节 选择传动比 10e3c21e7a9792772918ad104844b5ee 4 960 1 2 4 .3 57 .7 2a ni n  满卷 减速装置的传动 比分配 i i蜗 齿 所以 蜗 4i 齿 第三章 各轴的参数 将传动装置各轴高速到低速依次定为 I 轴 II 轴 III 轴 IV 轴 ： I0 、 III 、 、 IIIII 、 VIII 依次为电动机与 I 轴 I 轴与 II 轴 II 轴与 III 轴 III轴与 V 轴的传动效率 则： 第一节 各轴的转速 960 / minInr 960 3 0 . 8 8 0 6 / m i n3 1 . 0 8 7 5II ni  满蜗 / m inIII IIn n r 32 7 .7 2 / m i n4 .0 1IIIIV nnri  齿 第二节 各轴的输入功率 Ⅰ轴 kwPP IdI   Ⅱ轴 kwPP IIIIII   Ⅲ轴 kwPP IIIIIIIIII    10e3c21e7a9792772918ad104844b5ee 5 Ⅳ轴 kwPP VIIIIIIIV 3 8 7 1 1    第三节 各轴的输出功率 Ⅰ轴 kwPP III   Ⅱ轴 kwPP IIIIIII 5 3 7 8 8   Ⅲ轴 kwPP IIIIIIIIII   Ⅳ轴 kwPP VIIIIIIIV 3 3 9 8 7   第四节 各轴的输入转矩 电动机 mNnPT dd  满 Ⅰ轴 mNNPT III  0 Ⅱ轴 mNNPT IIIIII  0 Ⅲ轴 mNNPT IIIIIIIII  53 695 50 Ⅳ轴 mNNPT III  28 5395 50 卷卷 第五节 各轴的输出转矩 电动机 mNTd  Ⅰ轴 mNNPT III  0 Ⅱ轴 mNNPT IIIIII  10e3c21e7a9792772918ad104844b5ee 6 Ⅲ轴 mNNPT IIIIIIIII  18 195 50 Ⅳ轴 mNNPT III  57 9495 50 卷卷 第六节 各轴的运动参数表 各轴的运动参数表 轴号 功率 )(kwP 转矩 (Nm) 转速(r/min) 传动 i 效率  输入 输出 输入 输出 电机轴 4 8 7 960 1 1 轴 3 9 88 960 75 2 轴 9 1 20 7 06 1 3 轴 4 卷轴 6 8 2953.53 7 6 第四章 蜗轮蜗杆的选择 , kwP  ,i min/960rn 第一节 选择蜗轮蜗杆的传动类型 根据 GB/T10085— 1998 选择 ZI 第二节 选择材料 蜗杆选 45 钢，齿面要求淬火，硬度为 4555HRC. 蜗轮用 ZCuSn10P1,金属模制造。 为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造 10e3c21e7a9792772918ad104844b5ee 7 第三节 按计齿面接触疲劳强度计算进行设 （ 1）根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计 进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。 由文献 [1]P254 式（ 1112）， 传动中心距 3 2()HZeZa KT  由 前面的设计知作用在蜗轮上的转矩 T2，按 Z1 =1,估取  ，则： 6621212169 .9 5 1 0 9 .5 5 1 03 .5 2 3 3 0 .7 59 .9 5 1 0 8 1 7 2 0 0 .8 7 79603 1 .0 8 7 5PPTnniNm          （ 2）确定载荷系数 K 因工作比较稳定，取载荷分布不均系数 K ；由文献 [1]P253 表 115选取使用系数  ；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系 vK ；则 1 . 1 5 1 1 . 0 5 1 . 2 1AvK K K K     （ 3）确定弹性影响系数 EZ 因选用的是 45 钢的蜗杆和蜗轮用 ZCuSn10P1 匹配的缘故，有21160MPaZE  （ 4）确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径 1d 和中心距 a 的比值 1  ，从文献 [1]P253图 1118 中可查到  （ 5）确定许用接触应力  H 根据选用的蜗轮材料为 ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆的螺旋齿 面硬度＞ 45HRC，可从文献 [1]P254 表 117 中查蜗轮的基本许用应力  39。 268H MPa  应力循环次数   72 9606 0 6 0 1 1 8 3 0 0 8 3 . 5 5 7 4 1 03 1 . 0 8 7 5hN jn L          寿命系数 8 7710 0 . 8 5 3 33 . 4 3 5 7 4 1 0HNK  则     39。 0 . 8 5 3 3 2 6 8 2 2 8 . 6 8 7 5H H N HK M P a M P a     10e3c21e7a9792772918ad104844b5ee 8 （ 6）计算中心距 : 3 321 6 0 2 . 9 1 . 2 1 8 1 7 . 2 1 0 ( ) 1 5 9 . 6 5 4 32 2 8 . 6 8 7 5a m m     取 a=160mm，由 I=30，则从文献 [1]P245 表 112 中查取，模数 m=8 蜗杆分度圆直径 1 80d mm。 从图中 1118 中可查 39。   ，由于 39。 Z ＜ Z ，即以上算法有效。 第四节 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 （ 1）蜗杆 轴向尺距 maP  = 直径系数 q= md1 =10 齿顶圆直径 mmmhdd aa 962 *11  齿根圆直径 mmcmhdd af )(2 *11  分度圆导程角 1arcta n q  蜗杆轴向齿厚 1 1 2 .5 6 6 42as m m m 蜗杆的法向齿厚 c o s 1 2 . 5 6 6 4 c o s 5 . 7 1 1 2 . 5 0 4 0nas s m m     （ 2）蜗轮 蜗轮齿数 312z , 变位系数 2  验算传动比 2131 311zi z   ， 这时 传动比误差为： 3 1 3 1 .0 8 7 5 0 .2 8 %3 1 .0 8 7 5 ，在误差允许值内。 蜗轮分度圆直径 mmmzd 2 4 831822  喉圆直径 mmhdd aa 2 6 4822 4 82 222  齿根圆直径 mmhdd ff 2 4 82 222  咽喉母圆半径。