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1、一、 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、
2、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2.12、 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
3、构形式的选择：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=2.7s3、 确定电动机转速工作机转速；齿轮传动比范围；蜗杆传动比范围电动机转速范围在相关手册中查阅符合这一转速范围的电机，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kW155014404.0四、 传动系统的运动和动力参数1、 计算总传动比： 2、 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，符合齿轮传动比的推荐
4、值范围3、 计算传动装置的运动和动力参数a、 计算各轴转速电机轴：1轴：2轴：3轴：b、 计算各轴输入功率3轴：2轴：1轴：=4.42/0.99=4.465KWc、 计算各轴输入转矩电动机输出转矩1轴：2轴：3轴：将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率P / kW转矩T /Nm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴3.429.61144010.991轴4.4229.311440200.7922轴3.5464.27723.240.973轴3.41459.422.22五、 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
5、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）初步计算转矩齿宽系数由表9.3-11查取接触疲劳极限由图9.3-22b初步计算需用接触应力值由表B1，估计取， 动载荷系数初步计算小齿轮直径取初步齿宽（2）校核计算圆周速度精度等级由表9.3-1选择8级精度=齿数、模数和螺旋角取一般与应取为互质数取，传动比误差为2.47%=385.28mm由表9.3-4取使用系数由表9.3-6原动机均匀平稳，工作机有中等冲击动载系数由图9.3-6齿间载荷分配系
6、数先求由表9.3-7，非硬齿面斜齿轮，精度等级8级齿向载荷分布系数区域系数由图.3-17查出弹性系数由表9.3-11查出重合度系数由表9.3-5由于无变位，端面啮合角螺旋角系数许用接触应力由表9.3-14取最小安全系数总工作时间应力循环次数 （单向运转取）接触寿命系数由图9.3-23查出齿面工作硬化系数接触强度尺寸系数由表9.3-15安调质钢查润滑油膜影响系数取为验算合格（3）确定主要传动尺寸中心距取整螺旋角切向模数分度圆直径齿宽（4）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数由图9.3-19,查得应力修正系数由图9.3-20查得螺旋角系数由图9.3-21查取齿向载荷分布系数由图9.3-9查取许用弯曲应力试
7、验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由表9.3-14查最小安全系数由图9.3-26确定尺寸系数由图9.3-25确定弯曲寿命系数另外取验算合格（5）小结：齿轮主要传动尺寸列表模数 4.0mm压力角螺旋角分度圆直径齿顶高4.0齿根高5.0齿顶间隙1.0齿根圆直径中 心 距250齿 宽齿顶圆直径2、 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（1）按齿面接触强度设计齿数由表9.4-4取,载荷系数由于载荷平稳传动效率由表9.4-8估取蜗轮转矩蜗轮材料许用接触应力由表9.4-10滑动速度影响系数由图9.4-7初
8、估滑动速度，浸油润滑，由图9.4-9可查出应力循环次数寿命系数由图9.4-10查出蜗轮许用接触应力模数直径系数分度圆直径由查表9.4-3 确定基本传动尺寸蜗轮分度圆直径蜗杆导程角蜗轮齿宽蜗杆圆周速度相对滑动速度当量摩擦角由表9.4-7 * 当量摩擦系数（2）按齿面接触疲劳强度校核验算弹性系数由表9.4-12使用系数原动机为电动机，工作平稳，由表9.4-13动载荷系数载荷分布系数载荷平稳接触应力合格（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查出寿命系数由图9.4-10查出许用弯曲应力蜗轮当量齿数：蜗轮的齿形系数蜗轮无变位,变位系数X=0，由图9.3-19导程角系数
9、蜗轮弯曲应力合格（4）按蜗杆轴挠度校核验算圆周力径向力蜗杆两支撑间距离危险截面惯性矩许用最大挠度蜗杆轴挠度合格（5）蜗杆传动热平衡计算啮合效率搅油率自定轴承率自定总效率导热率中等通风环境工作环境温度一般情况传动中心距散热面积润滑油工作温度合格3、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，调质处理材料系数查表16.2有 C=112估算轴径蜗杆受转矩 圆周力径向力轴向力蜗杆受力图见图5.3（c）垂直面反力水平面反力垂直面受力图见图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）水平面弯矩图见图5.3（g）合成弯矩图见图5.3（h）转矩图见图5.3（i）应力
10、校正系数用插入法由表16.3中求得 ，当量弯矩图见图5.3（j）校核轴径最大弯矩处合格图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，材料系数查表16.2有 C=106估算轴径所受转矩齿轮圆周力齿轮径向力齿轮轴向力蜗轮圆周力蜗轮径向力蜗轮轴向力轴受力图见图5.4（b）垂直面反力水平面反力垂直面受力图见图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）合成弯矩图见图5.4（h）转矩图见图5.4（i）应力校正系数用插入法由表16.3中求得 ，当量弯矩图见图5.3（j）校核轴径最大
11、弯矩处设计时弹键的削弱合格图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，材料系数查表16.2有 C=112估算轴径所受转矩齿轮圆周力齿轮径向力齿轮轴向力轴受力图见图5.5（b）垂直面反力水平面反力垂直面受力图见图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）水平面弯矩图见图5.5（f）合成弯矩图见图5.5（g）转矩图见图5.5（h）应力校正系数用插入法由表16.3中求得 ，当量弯矩图见图5.3（j）校核轴径最大弯矩处设计时弹键的削弱合格图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
12、端固定一端游动的支撑方案，固定端采用两个角接触球轴承，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，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轴承主要性能参数查手册7211AC轴承主要性能参数如下：；查手册6202轴承主要性能参数如下：；轴承受力情况；X、Y值由表18.7查得冲击载荷系数由表18.8查得当量动载荷轴承寿命（球轴承）48000h，寿命合格、查表18.12，当量静载荷两式中取大值安全系数正常使用球轴承,查表计算额定静载荷；静载合格载荷系数查图载荷分布系数查图18.20许用转速大于工作转速72r/min结论：所选
13、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。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：轴承受力情况； 校核轴承2 即可X、Y值由表18.7，冲击载荷系数由表18.8查得当量动载荷轴承寿命（球轴承）48000h，寿命合格、查表18.12，当量静载荷两式中取大值安全系数正常使用球轴承,查表计算额定静载荷；静载合格载荷系数查图载荷分布系数查图18.20许用转速大于工作转速22.22r/min结论：所选轴承能满足寿命、静载
14、荷与许用转速的要求。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 GB1096-79转 矩键 长接触长度许用挤压应力校 核查表可得钢的许用挤压应力为=（125-150）MPa故满足要求（2）高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=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 GB1096-79转 矩键 长接
15、触长度许用挤压应力校 核查表可得钢的许用挤压应力为=（125-150）MPa故满足要求（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 GB1096-79转 矩键 长接触长度 许用挤压应力校 核查表可得钢的许用挤压应力为=（125-150）MPa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及计算扭矩进行选择，选择时应满足强度条件：式中：K为载荷系数；T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
16、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，查手册有当轴径 d=60mm，应选择型号为YLD12，公称扭矩为。校核：。八、减速器机体各部分结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸 机匣壁厚考虑铸造工艺，壁厚取机座底凸缘厚度 取地脚螺钉直径 取地脚螺钉数目取轴承端盖螺钉直径 取窥视孔盖螺钉直径 取定位销直径取蜗轮外圆与内机壁距离1 取1=齿轮轮毂端面与内机壁距离2 取2=轴承端盖外径 取轴承端盖凸缘厚度 取九、润滑和密封形式的选择1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑在减速器中，蜗杆相对滑动速度V=6.15m/s，由表13.7，采用浸油润滑，选用蜗轮蜗杆油（摘
17、自），用于蜗杆蜗轮传动的润滑，代号为。浸油深度一般要求浸没蜗杆螺纹高度，但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心高。2、滚动轴承的润滑蜗杆轴承浸泡于油液中，故采用由润滑，另外两对轴承处的零件轮缘线速度均小于，所以应考虑使用油脂润滑，但应对轴承处值进行计算。值小于时宜用油脂润滑；否则应设计辅助润滑装置。两对轴承处值分别为：，均小于，所以可以选择油脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。在选用润滑脂的牌号时，根据手册查得常用油脂的主要性质和用途。因为本设计的减速器为室内工作，环境一般，不是很恶劣，所以6212和6214轴承选用通用锂基润滑脂（），它适用于宽温度范
18、围内各种机械设备的轴承，选用牌号为的润滑脂。3、密封形式的选择为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，输入轴与轴承盖间V 3m/s，采用粗羊毛毡封油圈，输出轴与轴承盖间也为V 3m/s，故采用粗羊毛毡封油圈。十、其他技术说明减速器装配前，必须按图纸检验各个部分零件，然后需用煤油清洗，滚动轴
19、承用汽油清洗，内壁涂刷抗机油浸蚀的涂料两次。在装配过程中轴承装配要保证装配游隙。轴承部位油脂的填入量要小于其所在轴承腔空间的2/3。减速器的润滑剂在跑合后要立即更换，其次应该定期检查，半年更换一次。润滑轴承的润滑脂应定期添加。在机盖机体间，装配是涂密封胶或水玻璃，其他密封件应选用耐油材料。对箱盖与底座结合面禁用垫片，必要时可涂酒精漆片或水玻璃。箱盖与底座装配好后，在拧紧螺栓前应用0.05mm塞尺检查其密封性。在运转中不许结合面处有漏油渗油现象。减速器装配完毕后要进行空载试验和整机性能试验。空载实验：在额定转速下正反转各12小时，要求运转平稳、声响均匀、各联接件密封处不得有漏油现象。负载实验：在额定转速及额定载荷下，实验至油温不再升高为止。通常，油池温生不得超过，轴温升不得超过。搬动减速器应用底座上的钓钩起吊。箱盖上的吊环仅可用与起吊箱盖。机器出厂前，箱体外表面要涂防护漆，外伸轴应涂脂后包装。运输外包装后，要注明放置要求。参考文献：图表x.xxx来自：吴瑞祥等主编，机械设计基础（下册），北京：北京航空航天大学出版社，2002.5图表xx.xx来自：邱宣怀主编，机械设计（第四版），北京：高等教育出版社，1997（2001重印）机械设计课程设计/任嘉卉等编著. 北京：北京航空航天大学出版社，2001.1机械设计手册（上下册）
