1、机械设计课程设计说明书第 1 页 共 34 页蜗轮蜗杆二级减速器设计任务书1、设计题目：减速器2、设计背景：a、 题目简述：b、 使用状况：室内工作，需要 5 台；动力源为三相交流电 380/220V，电机单向转动，载荷较平稳，转速误差4%；使用期限为 10 年，每年工作 300 天，每天工作 16 小时；检修期为三年大修。c、 生产状况：小批量生产，中等规模机械厂，可加工 7、8级精度齿轮、蜗轮。3、设计参数：推杆行程 200mm；电机所需功率 3.4kW；推杆工作周期 2.7s。4、设计任务：a、 设计总体传动方案，画总体机构简图，完成总体方案论证报告。b、 设计主要传动装置，完成主要传动
2、装置的装配图（A0） 。c、 设计主要零件，完成两张零件工作图（A3） 。d、 编写设计说明书。二、 传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计分成减速器和工作机两部机械设计课程设计说明书第 2 页 共 34 页分：1、 减速器采用蜗轮-齿轮二级减速器，以实现在满足较大传动比的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的环境下工作。蜗杆传动布置在高速级，有利于啮合处油膜的形成，齿轮传动布置在低速级，可适当降低制造精度，降低成本。图 2.1轴 2轴 1减 速 器 传 动 简 图 ： 轴 32、 工作机采用如下图所示六杆机构。机构工作原理：原动件1 由减速器输出轴 3
3、 驱动旋转，同时带动杆 2，杆 2 通过铰接处牵动杆 3 从而带动杆 4，进而推动滑块完成往复运动。且六杆机构的急回特性可以使滑块以较高的效率完成送料任务。图 2.2三、 电动机的选择1、类型和结构形式的选择：机械设计课程设计说明书第 3 页 共 34 页按工作条件和要求，选用一般用途的 Y 系列三相异步卧式电动机，封闭结构。2、已知电动机所需功率 。推杆工作周期 T=2.7sKWPd4.33、确定电动机转速工作机转速 ；min/2.7.in/60mi/ rsTsnW齿轮传动比范围 ；蜗杆传动比范围41齿i 401蜗电动机转速范围i/350rinWd蜗齿在相关手册中查阅符合这一转速范围的电机，
4、综合考虑总传动比，结构尺寸及成本，选择堵转转矩和最大转矩较大的 Y11-2M-4 型电机。结论：电动机型号定为 Y11-2M-4，其技术数据如下表：同步转速r/min满载转速r/min额定功率kW1550 1440 4.0四、 传动系统的运动和动力参数1、 计算总传动比： 8.64min/2.140rniWMa2、分配减速器的各级传动比：在蜗杆传动比范围内取 ，故齿轮传动比 ，01i 24.3/12iia符合齿轮传动比的推荐值范围 89.06.3.2 i3、计算传动装置的运动和动力参数a、 计算各轴转速电机轴： min/140rnM机械设计课程设计说明书第 4 页 共 34 页1 轴： min
5、/1401rnM2 轴： i/7212 ri3 轴： in/.4.3in/723rinb、 计算各轴输入功率3 轴： kWP.32 轴： kWk5.398.0/4.3/2 齿承 1 轴： 4251蜗承= =4.42/0.99=4.465KWdP联/c、 计算各轴输入转矩电动机输出转矩 mNnPTMdd 61.29405.9501 轴： mNd 361.291联2 轴： iT 27.64892蜗承3 轴： mNNi .159.20.27.4622齿承 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：功率 P / kW转矩 T /Nm轴名输入 输出 输入 输出转速nr/min传动比 i效率电机轴3.4
6、 29.61 14401 轴 4.42 29.31 14401 0.99机械设计课程设计说明书第 5 页 共 34 页20 0.7922 轴 3.5 464.27723 轴 3.4 1459.422.223.24 0.97五、 传动零件的设计计算1、齿轮设计斜齿轮啮合好，且可以抵销一部分蜗杆轴向力，降低轴承轴向负荷，故选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度为 229HB286HB，平均取 240HB。计算步骤如下：计算项目 计算内容 计算结果（1）初步计算转矩 T 725.310.9105.9661n
7、PT mNT27.461齿宽系数 d由表 9.3-11 查取 .d 9.0d接触疲劳极限 limH由图 9.3-22b MPaHl58712im初步计算需用接触应力 HPMPaHlP58090712im21! HP6392!值dA由表 B1，估计 取3756dA机械设计课程设计说明书第 6 页 共 34 页， 756dA动载荷系数 K4.1 4.1K初步计算小齿轮直径 1d 4.12.359.074617321 uKTHPd取 md6初步齿宽 bmd4.106.1 mb106（2）校核计算圆周速度10672106ndv sv/437.精度等级由表 9.3-1 选择 8 级精度取 281z72.
8、904.3i一般 与 应取为互质数1z2 取 ，281z93z%473/.89，i传动比误差为2.47%1285./6/1zdmt .3947.2t mt142857.=385.28mmd由表 9.3-4 取 n n=齿数、模z数 和螺旋角142857.arcosarcstm09.15使用系 由表 9.3-6 原动机均匀平稳，工作机有 .AK机械设计课程设计说明书第 7 页 共 34 页数 中等冲击动载系数由图 9.3-6 0.1VK先求 16/4270/21dTFt NFt6.84.36.805.bKtA mbKtA/10齿间载荷分配系数由表 9.3-7，非硬齿面斜齿轮，精度等级8 级2.H
9、齿向载荷分布系数1066.016.017. 3232bCdbBAKH 37.1HK区域系数由图.3-17 查出 28.HZ28.HZ弹性系数由表 9.3-11 查出 MPaE.19MPaE.19重合度系数由表 9.3-5 09.15cos2tanrcostanrt 7.2950.416cosarr111 atabt hdd6.20t7.91at8.23at机械设计课程设计说明书第 8 页 共 34 页89.2350.483.26cosarcosar222 atbt hdd由于无变位，端面啮合角 tttatttzn2121409.5si6sin mb837.1Z6.20t837.19.27380
10、Z螺旋角系数cos 9.由表 9.3-14 取最小安全系数 limHS总工作时间 1630ht05.1limHShth48应力循环次数（单向运转取 ）hLtnN116024.30592i 9105.LN28接触寿命系数 由图 9.3-23 查出NTZ 9.1NZ02齿面工作硬化系数 17032.21 HBZW 135.21W许用接触应力接触强度尺寸系数 由表 9.3-15 安调XZ质钢查0.21XZ机械设计课程设计说明书第 9 页 共 34 页润滑油膜影响系数取为 1212121 VRL ZZZlimliHXWVNTHPS 221/80.5763mNHP验算 21/98.25ubdFKZtHV
11、AE 21,inHP合格（3）确定主要传动尺寸中心距 92.45/1ida 取整 250a螺旋角 250)38(cos1aZmn 3.14切向模数.14cos/nt 132.4tm分度圆直径cs/zmdn d29.3847521齿宽 169.01bd mb3461052取（4）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数 FaY53.102.4cos/93cos/ 8728321 zV由图 9.3-19,查得 FaY19.52FaY应力修正系数由图 9.3-20 查得 80.1632SaY机械设计课程设计说明书第 10 页 共 34 页SaY螺旋角系数 Y由图 9.3-21 查取 75.0Y齿向载荷分布系数
12、FK78.1425./106/ hb由图 9.3-9 查取38.1FK许用弯曲应力 FP试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限 limF由表 9.3-14 查最小安全系数 minFS由图 9.3-26 确定尺寸系数 XY由图 9.3-25 确定弯曲寿命系数 NT另外取 12211RrelTRrelTVVSSYlimliFXRrelTNSFP Y 22lim1li /507NF.1minFS02XY9.821NT221/3604mFP机械设计课程设计说明书第 11 页 共 34 页验算YmbFKSantFVAF1 222121/08.69/4.7FPFmN合格（5）小结：齿轮主要传动尺寸列表模数 4.0mm
13、nm压力角 20螺旋角 53.14分度圆直径 d md729.82齿顶高 ah0.41mha 4.0齿根高 f 25ff 5.0齿顶间隙 C0.40 1.0齿根圆直径 711ffhd mdf7.105机械设计课程设计说明书第 12 页 共 34 页fd 0.529.38422 ffhd mdf29.3741中 心 距 a1da250齿 宽 b702bdm51b061m2齿顶圆直径 ad 0.42.aahd93822 da7.1392、蜗轮蜗杆设计蜗杆采用 45 钢，调质处理，表面硬度大于 45HRC，蜗轮采用 ZcuSn10P1 沙型铸造，计算步骤如下：计算项目 计 算 内 容 计 算 结 果
14、（1）按齿面接触强度设计齿数 由表 9.4-4 取 ,1z12i40,21z载荷系数 由于载荷平稳 .K传动效率 由表 9.4-8 估取 81蜗轮转矩 mNT27.462蜗轮材料许用接触应力由表 9.4-10 2/0HP滑动速度影响系数 由图 9.4-7 初估滑动速度 ，浸smvS/5.3油润滑，由图 9.4-9 可查出9.VSZ应力循环次数 )1(601取单 向 运 转 hLtinN71036.2LN寿命系数 由图 9.4-10 查出 8.Z蜗轮许用接触应力 NVSHPZ2/1.25mHP机械设计课程设计说明书第 13 页 共 34 页计算项目 计 算 内 容 计 算 结 果模数直径系数分度
15、圆直径由 查14.376150222KTzdmHP表 9.4-3 确定基本传动尺寸 mdq80.1蜗轮分度圆直径 mZ482232蜗杆导程角 0.121arctgqarctg 1.蜗轮齿宽 mb6.5.082 mb62蜗杆圆周速度 10648311 ndV sV/03.1相对滑动速度 .coss s56当量摩擦角 由表 9.4-7 * .V.V当量摩擦系数16.tgtV 02（2）按齿面接触疲劳强度校核验算弹性系数 由表 9.4-12 15EZ使用系数 原动机为电动机，工作平稳，由表9.4-13AK动载荷系数 smndV/310622 05.1V载荷分布系数载荷平稳 K接触应力 MPaKdTZ
16、VAEH93.15105.2087.46921 HP合格（3）按轮齿弯曲疲劳强度校核验算材料许用弯曲应力一侧受载，由表 9.4-10 查出 2/51mNFP机械设计课程设计说明书第 14 页 共 34 页计算项目 计 算 内 容 计 算 结 果寿命系数 由图 9.4-10 查出 5.0NY许用弯曲应力 NFPY2/.28mFP蜗轮当量齿数： 4.231.cos40s322 ZV 4VZ蜗轮的齿形系数 蜗轮无变位,变位系数 X=0，由图 9.3-19 7.FSY导程角系数 9.012.120Y 910蜗轮弯曲应力 2221/05.8/56.391.47807.4mNmNYdKTFPFSVAF合格
17、（4）按蜗杆轴挠度校核验算圆周力 8013.2931dTFt NFt75.321径向力 207462 tgtgXrr.06蜗杆两支撑间距离3290L mL28危险截面惯性矩6485.201.3.444mdIf 4610.I许用最大挠度011dyP myP8.蜗杆轴挠度 mLEIFyrt048. 281064.1257.33633211Py1合格机械设计课程设计说明书第 15 页 共 34 页计算项目 计 算 内 容 计 算 结 果（5）蜗杆传动热平衡计算啮合效率 16.3.1 tgtgV 905.1搅油率 自定 8.2轴承率 自定 3总效率 9.08.905.321 7.0导热率 中等通风环境
18、 CmWK2/15工作环境温度一般情况 t2传动中心距3085.05.021da ma0散热面积73.173.1020. aA 295.1A润滑油工作温度CtKPt8.52295.178421合格Ct3、蜗杆轴的设计计算项目 计算内容 计算结果材料的选择材料选择 45 号钢，调质处理MPaB650材料系数 查表 16.2 有 C=112估算轴径 mnCd3.16402.133 md30in取蜗杆受转 NT1.291机械设计课程设计说明书第 16 页 共 34 页计算项目 计算内容 计算结果矩圆周力NdTFt 75.328013.2912 NFt75.321径向力032.46321 tgtgXr
19、r.061轴向力 017.321 dTFa NFa2901蜗杆受力图见图 5.3（c）垂直面反力15632904.01561arAVFF.1arBV NFAV85.90B217水平面反力15637.21563tAHFtB NFAH93.6B82垂直面受力图见图 5.3（d）水平面受力图见图 5.3（f）垂直面弯矩图见图 5.3（e）机械设计课程设计说明书第 17 页 共 34 页计算项目 计算内容 计算结果水平面弯矩图见图 5.3（g）合成弯矩图见图 5.3（h） 22HVM转矩图 见图 5.3（i） mNT93101应力校正系数用插入法由表 16.3 中求得 ， MPaMPabb 25,60
20、11 8.251b 28.0当量弯矩图见图 5.3（j） 22 )(T校核轴径31.0bMd最大弯矩处 md3.2960.543111fd合格图 5.34、高速轴的设计计算项目 计算内容 计算结果材料的选择考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为 40Cr，调质处理，MPaB80机械设计课程设计说明书第 18 页 共 34 页计算项目 计算内容 计算结果材料系数 查表 16.2 有 C=106估算轴径 mnPCd69.38725.10633 md40in取所受转矩NT27.62齿轮圆周力NdTFt 80267.15246231 Ft8026齿轮径向力53.14cos8026cos2tgtgn
21、r Nr312齿轮轴向力.2tgtgFaFa082蜗轮圆周力Nat 9012 Nt902蜗轮径向力Frr 2.5612 Fr12.562蜗轮轴向力Nta7.312 Na7.32轴受力图 见图 5.4（b）垂直面反力62138)6(MFFtrAz )(2trBz NFAz3.2901Bz86水平面反 62138)6(FFrtAy NFAy7.293机械设计课程设计说明书第 19 页 共 34 页计算项目 计算内容 计算结果力 62138)(62MFFrtBy NFBy27.36垂直面受力图见图 5.4（d）水平面受力图见图 5.4（f）垂直面弯矩图见图 5.4（e）水平面弯矩图见图 5.4（g）
22、合成弯矩图见图 5.4（h） 22HVM转矩图 见图 5.4（i） mNT46701应力校正系数用插入法由表 16.3 中求得 ， MPaMPabb 2,7511 8.021b 28.0当量弯矩图见图 5.3（j） 22 )(T校核轴径31.0bMd最大弯矩处md522合格机械设计课程设计说明书第 20 页 共 34 页计算项目 计算内容 计算结果md52.3971.046232设计时弹键的削弱d8.43.22图 5.45、低速轴的设计计算项目 计算内容 计算结果材料的选择考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为 45 号钢，调质处理，MPaB650材料系数 查表 16.2 有 C=112机
23、械设计课程设计说明书第 21 页 共 34 页计算项目 计算内容 计算结果估算轴径 mnPCd9.52.4313 md60in取所受转矩 NT4.1593齿轮圆周力NFtt80263Ft80263齿轮径向力rr123 Nr13齿轮轴向力NFa0823Fa2083轴受力图 见图 5.5（b）垂直面反力821943tAzF3tBz NFAz5.2384Bz61水平面反力821943MFrAy3tBy NFAy3.24B76垂直面受力图见图 5.5（c）水平面受力图见图 5.5（e）垂直面弯矩图见图 5.5（d）机械设计课程设计说明书第 22 页 共 34 页计算项目 计算内容 计算结果水平面弯矩图
24、见图 5.5（f）合成弯矩图见图 5.5（g） 22HVM转矩图 见图 5.5（h） mNT145903应力校正系数用插入法由表 16.3 中求得 ， MPaMPabb 2,6011 8.251b 28.0当量弯矩图见图 5.3（j） 22 )(T校核轴径31.0bMd最大弯矩处md3.54601.923设计时弹键的削弱d8.53.3md683合格图 5.5六、滚动轴承的选择和计算1、蜗杆轴承的选择蜗杆轴采用一端固定一端游动的支撑方案，固定端采用两个角接机械设计课程设计说明书第 23 页 共 34 页触球轴承，以承受蜗杆轴向力，按轴径初选 7211AC；游动端采用一个深沟球轴承，只承受径向力，
25、按轴径初选 6202。如下图示：图 6.1下面进行校核：计算项目 计算内容 计算结果查手册 7211AC 轴承主要性能参数如下：；25NCrr 863550711 rr 70300 min/)4()8.6(01 rNNNCr86351r700min/1NCr76502r30min/12轴承主要性能参数 查手册 6202 轴承主要性能参数如下：； ；Cr7652Cr3720min/10N NFr3.981a20轴承受力情况； ；Fr3.981NFAa2901；Nr522 r5.NFa2X、Y 值 由表 18.7 查得 67.01X机械设计课程设计说明书第 24 页 共 34 页计算项目 计算内容
26、 计算结果 41.1Y冲击载荷系数由表 18.8 查得 df当量动载荷29041.39867.011ardFYXfPNfrd522 NP3.4791052轴承寿命（球轴承 ）PCnLrh10 3hLh9.6810248000h，寿命合格、0XY查表 18.12， ，6.0X5Y当量静载荷两式中取大值raFPYX00 NPr710安全系数 正常使用球轴承,查表 14.8.0S计算额定静载荷； ；rrPSC00 Nr76 静载合格rrC载荷系数 查图15.47802r 19.883.01f载荷分布系数查图 18.204.6.raF 2许用转速 021Nfmin/468rN大于工作转速72r/min
27、结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。3、低速轴轴承的选择该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对深沟球轴承，按轴径初选 6207。机械设计课程设计说明书第 27 页 共 34 页下面进行校核：计算项目 计算内容 计算结果轴承主要性能参数查手册 6207 轴承主要性能参数如下： NCr250r10min/8轴承受力情况；NFr9.341NFAa5.104.21；r6.582 NFr9.341r652a.01校核轴承 2 即可X、Y 值由表 18.7，068.152/.04raCF，26.e era 3./.1X0Y冲击载荷系数由表 18
28、.8 查得 1.df当量动载荷ardYFXfP NP76.249轴承寿命（球轴承 ）PCnLrh16700 3hLh50148000h，寿命合格、0XY查表 18.12， ，6.0X机械设计课程设计说明书第 28 页 共 34 页5.0Y当量静载荷两式中取大值raFPYX00 NPr681安全系数 正常使用球轴承,查表 14.80.S计算额定静载荷； ；rrPSC00 Nr65 rrC静载合格载荷系数 查图24.5076.9r 19.865.01f载荷分布系数查图 18.2013.8raF 2许用转速 021Nfmin/5rN大于工作转速22.22r/min结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许
29、用转速的要求。七、键和联轴器的选择1、键的选择和校核键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。计算项目 计算内容 计 算 结 果（1）蜗杆轴键的选择与校核键的选择和参数与联轴器相联接，为静联接，选用普通平键，圆头。由手册查得 d=32mm 时，应选用键 GB1096-793610机械设计课程设计说明书第 29 页 共 34 页转 矩 mNT31.29键 长 L6接触长度 1036 bLl l许用挤压应力 校 P核查表可得钢的许用挤压应力为=（125-150）MPaP MPadhlT6.173268904 P故满足要求（2）高速轴键的选择和校核键的选择和
30、参数静联接,选用普通平键，圆头，由手册查得 d=60mm 时，同时考虑到同一跟轴上尽量选用相同公称尺寸的键，故应选用键 ，键 7018108GB1096-79转 矩 mNT27.46键 长 L012接触长度 1870 bLl ml5192许用挤压应力 校 P核查表可得钢的许用挤压应力为=（125-150）MPaPMPaldhlT601427 MPaP.416302P故满足要求机械设计课程设计说明书第 30 页 共 34 页（3）低速轴键的选择和校核键的选择和参数静联接,选用普通平键，圆头由手册查得 d=60/76mm 时，同时考虑到同一根轴尽量选用相同公称尺寸的键，故两键应分别选用键 ，键108GB1096-799018转 矩 mNT4.159键 长 L02接触长度 bLl l91m72许用挤压应力 校 P核查表可得钢的许用挤压应力为=（125-150）MPaPMPadldhlT14590MPaP8.51故满足要求2、联轴器的选择联轴器的尺寸（型号）可根据配合处轴径 d 及计算扭矩 进行CT选择，选择时应满足强度条件： 式中：K 为载荷系数；nCTT 为联轴器传递的工作扭矩（即轴的扭矩） ； 为公称扭距，它决定于联轴器的型号。查手册有：对于载荷系数可选择扭矩变化较小的情况，工作机类型为中间轴，传动轴，照明用发电机等，故取 K=1.3。根据工作情况可选择凸缘联轴器，
