一级蜗轮蜗杆减速器分析计算

/18tanmz1 82d180=0.2=arctan0.2=113°(9)滑动速度VsVs=801460==6.23m/s601000cos(10)啮合效率601000cos11.3由Vs=6.23m/s查表得v=1°Vs=801460==6.23m/s601000cos(10)啮合效率601000cos11.3由Vs=6.23m/s查表得v=1°16'1=——tantantan11.3=0.2/0.223=0.896tan11.3 2(11)传动效率取轴承效率 2=0.99,搅油效率 3=0.98=1X2X3=0.896X0.99X0.98=0.87T2=T1XiX=9.55X10X10.33X24X0.87/1460=1410451.553N?m(12)检验m2d1的值222 3.25z 3.25156md1>KT2——ze==0.8X1410451.853X =5115<5120hz2 22054原选参数满足齿面接触疲劳强度要求1.确定传动的主要尺寸m=8mm,d1=80mm,z〔=2,z2=48(1)中心距ad1mzd1mz2a=一 —808482=232mm齿顶圆直径da1齿根圆直径齿顶圆直径da1齿根圆直径df1导程角tan=11.30993247°右旋(2)蜗杆尺寸分度圆直径d1 d1=80mmda1=d1+2ha1=(80+2x8)=96mmdf1=d1-2hf=(80-2X1.2X8)=60.8mm

轴向齿距齿轮部分长度bi取bi=120mmPx1=兀m=3.14X8=25.12mmb轴向齿距齿轮部分长度bi取bi=120mmPx1=兀m=3.14X8=25.12mmbi>m(11+0.06Xz2)=8乂(11+0.06乂48)=111.04mm(2)蜗轮尺寸分度圆直径d2d2=mxZ2=8X48=384mm齿顶高齿根高齿顶圆直径dcPhf2=(ha*+c*)xm=(1+0.2)x8=9.6mmda2=d2+2ha2=384+16=400mm齿根圆直径df2 df2=d2-2m(ha*+c*)=384-19.2=364.8mm导程角tan=11.30993247°右旋轴向齿距 Px2=Px1=ttm=3.14X8=25.12mm蜗轮齿宽b2 b2=0.75dai=0.75X96=72mm齿宽角 sina=b2/d1=72/80=0.9蜗轮咽喉母圆半径 rg2=(a—da2)/2=232-200=32mm(1)热平衡计算①估算散热面积A0.332321000.332321001.439m2A=0.33—100②验算油的工作温度ti室温t0:通常取20散热系数ks:Ks=17.5W/(m2•℃)ti10001P

ksAtti10001P

ksAt010001087410.3317.51.4392073.32C<80C油温未超过限度(1)润滑方式根据Vs=6.23m/s,查表7.14,采用浸油润滑，油的运动粘度V40c=220X10m2/s(2)蜗杆、蜗轮轴的结构设计(单位：mm)①蜗轮轴的设计最小直径估算

dmin>cx3)—1,n8.24c查《机械设计》表11.3得c=120dmin>=120X3J =61.5\61.08根据《机械设计》表11.5,选dmin=63d1=dmin+2a=71 a>(0.07〜0.1)dmin=4.41=4.5d2=d[+(1〜5)mm=71+4=75d3=d2+(1〜5)mm=75+5=80d4=d3+2a=80+2X6=92 a>(0.07〜0.1)d3=5.6=6h由《机械设计》表11.4查得h=5.5b=1.4h=1.5X5.5=7.7=8d5=d4-2h=92-2X5.5=81d6=d2=75l1=112+2=114②蜗杆轴的设计最小直径估算dmin>cx3^—=120X3/——=23 取dmin=24:n 1460d1=dmin+2a=24+2X2=28a=(0.07 〜0.1)dmind2=d1+(1〜5)=28+4=32d3=d2+2a=32+2X2.5=37 取38a=(0.07 〜0.1)d2d4=d3-2h=38-2X3.5=31取30h查《机械设计》表11.4H7/s6酉己蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘与铸造铁心采用合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选6个H7/s6酉己几何尺寸计算结果列于下表:名称代号计算公式结果蜗杆中心距aa=m2qZ2a=232传动比i，%i=24蜗杆分度圆柱的导程角arctan-z1q11.31蜗杆轴向压力角x1标准值X120齿 数ZiZ1=2分度圆直径did1 mqd1 80齿顶圆直径daldaimq2da196齿根圆直径df1df1mq2.4df1=60.8蜗杆螺纹部分长度bib110.06z2mbi120名称代号计算公式结果蜗轮中心距aa=m2qZ2a=232传动比ii Z%i=24蜗轮端面压力角t2标准值t220蜗轮分度圆柱螺旋角11.31o齿 数Z2Z2=iz1Z2=48分度圆直径d2d2 mZ2d2 384齿顶圆直径da2da2mz2 2da2=400齿根圆直径df2df2mz22.4df2364.8蜗轮最大外圆直径de2de2da21.5mda2412轴的设计蜗轮轴的设计(1)选择轴的材料选取45钢，调质，硬度HBS=230,强度极限b=600Mpa,由表查得其许用弯曲应力[Jb=55Mpa查《机械设计基础》(表10-1、10-3)(2)初步估算轴的最小直径取C=120,得dmin>=120X3j_824=61.5mm,61.08根据《机械设计》表11.5,选dmin=63(2)轴的结构设计①轴上零件的定位、固定和装配单级减速器中，可将齿轮按排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别以轴肩和套筒定位，周向则采用过渡配合或过盈配合固定。联轴器以轴肩轴向定位，右面用轴端挡圈轴向固定，键联接作周向固定。轴做成阶梯形，左轴承 从做从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和联轴器依次右面装到轴上。②确定轴各段直径和长度I段d1=63mm L1=114mmII段直径d2=71mma>(0.07〜0.1)dmin=4.41=4.5亦符合毡圈密封标准轴径。田段选30214型圆锥滚子轴承，其内径为70mm宽度为24mm故田段直径d3=75mmIV段考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端盖与箱体内壁应有一定距离，则取套筒长为60mm故L4=94mmd4=80mmV段d5=d4+2a=80+2X6=92 a>(0.07〜0.1)d3=5.6=6, L5=8mmVI段d6=d5-2h=92-2X5.5=81mmL6=8mmh由《机械设计》表11.4L6=8mm叩段d7=d2=75(4)按弯扭合成应力校核轴的强度①绘出轴的计算简图（a）图②绘制垂直面弯矩图 （b）图Fa 狐21621.638040.5NFt2T2d°230515.73841589NFr Fttan158.9tan2057.8N轴承支反力：FadmZFrL940.50.1 57.8O。%FRAV 2 2 2 27.35NL 0.094Frbv FrFRAV57.87.3565.15N计算弯矩：截面C右侧弯矩McvFrbvL2 65.150.09423.06Nm截面C左侧弯矩Mcv FravL2 7.350.0942 0.345Nm③绘制水平面弯矩图（c）图轴承支反力：Frah Frbh Ft2 158.92 79.45Nm截面C处的弯矩Mch FrahL279.450.09423.73NmTOC\o"1-5"\h\z④绘制合成弯矩图 （d）图MC,MCVMCH 3.0623.732 4.825Me..MeVmCh0.35423.732 3.747

(c)(d)(e)⑴(g)FaT'CV'FABH低速轴的弯矩和转矩（a）轴的结构与装配（b）受力简图（c）水平面的受力和弯矩图（d）(c)(d)(e)⑴(g)FaT'CV'FABH低速轴的弯矩和转矩（a）轴的结构与装配（b）受力简图（c）水平面的受力和弯矩图（d）垂直面的受力和弯矩图（e）合成弯矩图⑴转矩图（g）计算弯矩图⑤绘制转矩图 （e）图9.55106%9.551068.161.081266.5N.m⑥绘制当量弯矩图⑴图转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6,截面C处的当量弯矩为

MECMCT2 ..4.8252 0.61266.52 759.9⑦校核危险截面C的强度一一一3759.9一一一3759.910330.1949.15MPa<[i]b55MPa,安全。蜗杆轴的设计(1)选择轴的材料选取45钢，调质处理，硬度HBS=230,强度极限b=650Mpa,屈服极限s=360Mpa,弯曲疲劳极限产300Mpa,剪切疲劳极限产155Mpa,对称循环变应力时的许用应力[11b=60Mpa。(2)初步估算轴的最小直径最小直径估算dmin》cX3，R=120X3J =23.，n 1460(3)轴的结构设计按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径 d=30mm,初选轴承型号为30210圆锥滚子轴承(GB/T297—94),采用蜗杆轴结构，其中，齿根圆直径df160.8mm,分度圆直径d180mm,齿顶圆直径da196mm,长度尺寸根据中间轴的结构进行具体的设计，校核的方法与蜗轮轴相类似，经过具体的设计和校核，得该蜗杆轴结构是符合要求的，是安全的。减速器铸造箱体的主要结构尺寸(1)箱座(体)壁厚：=0.04a+318,取=12.28,其中a=232;(2)箱盖壁厚：1=0.85>8,取1=10.438;(3)箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度：b1.5 18.42, b11.5115.657,b22.5 30.7;(4)地脚螺栓直径及数目：根据a=232,得df0.036a1220.352,根据螺栓的标准规格，数目为4个；(5)轴承旁联结螺栓直径：di0.75df15.264(6)箱盖、箱座联结螺栓直径：d2(0.5~0.6)df=8.1408〜10.176,取d2=10；(7)轴承端盖螺钉直径：高速轴低速轴轴承座孔(外圈)直径90130轴承端盖螺钉直径d33810螺钉数目46(8)检查孔盖螺钉直径：本减速器为一级传动减速器，所以取 d4=6;(9)螺栓相关尺寸：df20d116d2=10物孔直径D0403322至箱外壁的跑离262216至凸缘边缘的跑离242014(10)轴承座外径：D2D(5~5.5)d3,其中D为轴承外圈直径，把数据代入上述公式，得数据如下：高速轴：D2130~134,取D2134,低速轴：D2180~185,取D2185;(11)轴承旁联结螺栓的距离： S以d1螺栓和d3螺钉互不干涉为准尽量靠近，一般SD2；(12)轴承旁凸台半径：R1C220,根据d1而得；(13)轴承旁凸台高度：h根据低速轴轴承外径D2和d1扳手空间C1的要求，由结构确止；(14)箱外壁至轴承座端面的距离： Lc1c25~822205~847~50,取

L=50;(15)箱盖、箱座的肋厚：m1>0.851,取m1二8.8723,m>0.85,取m=10.438;(16)蜗轮外圆与箱内壁之间的距离： 1>，取1=10;(17)铸造斜度、过渡斜度、铸造外圆角、内圆角：铸造斜度x=1：10,过渡斜度y=1：20,铸造外圆角R0=5,铸造内圆角R=3o键联接的选择和强度校核高速轴键联接的选择和强度校核高速轴采用蜗杆轴结构，因此无需采用键联接。低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核(1)选用普通平键(A型)按低速轴装蜗轮处的轴径d=80mm以及轮毂长l=94mm查表，选用键22X80GB1096-79。(2)强度校核键材料选用45钢，查表知[]p100~120MPa,键的工作长度ph14lLb802258mmk 7mm按公式的挤压应力2T1021266.5kld79480104.8MPa2T1021266.5kld79480104.8MPap小于[]p,故键的联接的强度是足够的。联轴器的选择和计算高速轴输入端的联轴器计算转矩TcaKAT,查表取KA1.5TcaKAT11.51621.632432.45N?m,查表选用TL8型弹性套柱销联轴器，材料为35钢，许用转矩[T]710N?m,许用转速[n]3000r/min,标记：TL8联轴器42X114GB4323-84。选键，装联轴器处的轴径为42mm选用键12X70GB1096-79,对键的强度进行校核，键同样采用 45钢，有关性能指标见(六)，键的工作长度

h8lLb701258mmk 4mm按公式的挤压应力2 2 _32T103kld _32T103kld_ _321266.510345842105.6MPa<[]p,合格。所以高速级选用的联轴器为TL8联轴器42X114GB4323-84,所用的联结键为12X70GB1096-793.6.2低速轴输出端的联轴器根据低速轴的结构尺寸以及转矩，选用联轴器 TL11联轴器63X114GB4323-84,所用的联结键为18X90GB1096-79,经过校核计算，选用的键是符合联结的强度要求的，具体的计算过程与上面相同，所以省略。3.7减速器的润滑减速器中蜗轮和轴承都需要良好的润滑，起主要目的是减少摩擦磨损和提高传动效率，并起冷却和散热的作用。另外，润滑油还可以防止零件锈蚀和降低减速器的噪声和振动等。本设计选取润滑油温度t40C时的蜗轮蜗杆油，蜗轮采用浸油润滑，浸油深度约为h1>1个螺牙高，但油面不应高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心。结论减速器的设计是一个较为复杂的过程，期间设计计算、绘制工程图、编制工艺等等，都是较为繁琐的事情