目录一、传动方案的拟定与分析......................................................................... 错误！未定义书签。

二、电动机的选择 ........................................................................................ 错误！未定义书签。

三、计算总传动比及分配各级的传动比..................................................... 错误！未定义书签。

四、动力学参数计算 .................................................................................... 错误！未定义书签。

五、蜗轮蜗杆设计计算 (2)六、轴的设计计算 (5)七、滚动轴承的选择及校核计算 (8)八、键连接的选择及校核 (10)九、联轴器的选择及校核 (11)十、减速器的润滑与密封 (11)十一、箱体及附件的结构设计 (11)设计小结 (12)参考文献 (13)一、传动方案的拟定与分析蜗杆下置式减速器二、电动机的选择1、电动机类型的选择按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380Ｖ，型号选择Y系列三相异步电动机。

2、电动机功率选择1）传动装置的总效率：η∑=η12η22η3η4=0.992 ×0.982 ×0.8×0.96=0.723η1η2η3η 4 分别表示联轴器、轴承、双头蜗杆传动和卷筒的效率 2）电机所需的功率：Pd = Pw/η∑=1.5÷0.723=2.07KW3、确定电动机转速单级蜗杆传动比为i/ =(10～40),工作机转速nw=44rpm，则电动机转速可选范围为nd=(440～1760)rpm综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择n=1000rpm4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y122M-6。

其主要性能：额定功率2.2KW；满载转速940r/min；三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比i总= nm/nw=940/44=21.36四、动力学参数计算1、计算各轴转速n Ⅰ=nm=940rpmn Ⅱ=nw=44rpm2、计算各轴的输入功率P Ⅰ=Pd×η1=2.05KWP Ⅱ=PⅠ×η3=1.64KWP卷=PⅡ×η1×η2=1.59KW3、计算各轴扭矩T d =9.55×106Pd/nm=9.55×106×2.07/940=2.1×104N·mmT Ⅰ=Td×η1=2.08×104 N·mmT Ⅱ=i×TⅠ×η2×η3=3.55×105 N·mmT卷= TⅡ×η1×η2=3.45×105 N·mmη∑=0.723Pd=2.07KW电动机型号：Y122M-6i总=21.36五、蜗轮蜗杆设计计算1、选择蜗杆传动类型根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。

2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45～55HRC 。

蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。

为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。

3、按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。

传动中心距 []322)(H PE KT a σZ Z ≥(1)确定作用在蜗杆上的转矩2T = T Ⅱ=3.55×105 N·mm(2)确定载荷系数K因工作载荷较稳定,故取载荷分布不均系数βK =1;使用系数 K A =1.15由于转速不高,冲击不大,动载系数05.1=K vK= K A K β K V =1.21 (3)确定弹性影响系数E Z因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故E Z =16021a MP 。

(4)确定接触系数P Z先假设蜗杆分度圆直径1d 和传动中心距a 的比值ad 1=0.35查得P Z =2.9。

(5)确定许用接触应力[]H σ根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,查得蜗轮的基本许用应力[]'H σ=268a MP 。

应力循环次数：N=60jn 2 L h =60×1×44×365×5×16=7.71×107寿命系数K HN = [107 ÷(7.71×107)]1/8 =0.7747则[σH ]= K HN []'H σ=0.7747×268=208MPa(6)计算中心距取中心距a=160mm,因i=21.36,模数m=6.3mm, 蜗轮分度圆直径1d =63mm 这时ad 1=0.39查得接触系数'Z P =2.72因为'Z P ﹤P Z ,因此以上计算结果可用。

4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 蜗杆轴向尺距 3.14 6.319.792a m πP ==⨯=mm;直径系数10=q ;齿顶圆直径1126321 6.375.6a ad d h m mm *=+=+⨯⨯=; 齿根圆直径()11247.25f a d d h m c mm *=-+=;蜗杆齿宽b 1 ≧（10.5+ z 1）m=78.75，则取蜗杆齿宽b 1=80mm 分度圆导程角 ;蜗杆轴向齿厚3.14 6.39.89622a m S π⨯===mm 。

(2) 蜗轮蜗轮齿数41;变位系数X 2 =-0.1032 mm,验算传动比i=z 2 / z 1 =20.5这时传动误差比为(21.36-20.5)÷21.36×100℅=4℅是允许的蜗轮分度圆直径d 2=mz 2 =6.3×41=258.3mm蜗轮喉圆直径d a2=d 2 +2h a2=(258.3+2×6.3)=270.9mm蜗轮齿根圆直径d f2=d 2 -2h f2=(258.3-2×1.2×6.3)=243.18mm蜗轮咽喉母圆半径r g2=a -0.5d a2=(160-0.5×270.9)=24.55mm蜗轮宽度B ≦0.75 d a1 =56.7,则取齿宽B=48mm5、校核齿根弯曲疲劳强度[]F Fa F Y Y md d KT σσβ≤=221253.1当量齿数根据可查得齿形系数螺旋角系数许用弯曲应力[][]FN F F K ∙'=σσ查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[]'F σ=56MPa 。

寿命系数可见弯曲强度是满足的。

6、验算效率η()()v ～　ϕγγη+=tan tan 96.095.0 已知 v f 与相对滑动速度s V 有关。

查得 代入式中得η=0.83,大于原估计值,因此不用重算。

7、精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T10089—1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089—1988。

蜗杆的齿厚公差为1s T =71μm, 蜗轮的齿厚公差为2s T =130μm;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6μm, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μm 和3.2μm 。

六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217~255HBS根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A 0=115d ≥115 (2.05/940)1/3mm=14.91mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=14.91×(1+5%)mm=15.66mm ∴选d=20mm2、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蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。

（2）确定轴各段直径和长度I 段：直径d 1=20mm 长度取L 1=36mm II 段： h=0.08 d 1=0. 08×30=2.4mm直径d 2=d 1+2h=20+2×2.4=25mm,长度取L 2=50 mm III 段：直径d 3= 30mm初选用7206C 型角接触球轴承，其内径为30mm ，宽度为16mm ，并且采用套筒定位；故III 段长：L 3=40mmⅣ段：h=0.08 d 3=0.08×30=2.4mmd 4=d 3+2h=30+2×2.4=40mm 长度取L 4=37mm Ⅴ段：直径d 5=75.6mm 长度L 5=80mm Ⅵ段：直径d 6= d 4=40mm 长度L 6=37mm Ⅶ段：直径d 7=d 3=30mm 长度L 7=L 3=40mm输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217~255HBS ） 根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A 0=115d ≥A 0 (P 2/n 2)1/3=115(1.64/44)1/3=38.41mm 取d=50mm2、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度I 段：直径d 1=50mm 长度取L 1=82mm II 段： h=0.08 d 1=0.08×50=4mm直径d 2=d 1+2h=50+2×4≈60mm,长度取L 2=50 mm III 段：直径d 3=70mm由GB/T297-1994初选用7314C 角接触球轴承，其内径为70mm ，宽度为35mm 。

故III 段长：L 3=35mmⅣ段：直径d 4=85mm 长度取L 4=46mm Ⅴ段：直径d 5=100 L 5=16mm Ⅵ段：d 6 = d 3 =70 L 6 =35由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=148mm （3）按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d 2=258.3mm ②求转矩：已知T 2= T II =355000N ·mm③求圆周力Ft ： 2t F =2T 2/d 2=2748.74 N ④求径向力Fr ： Fr=2t F ·tan α=893.12 N ⑤∵两轴承对称 ∴L A =L B =74mm求支反力F AY 、F BY 、F AZ 、F BZ F AY =F BY =Fr/2=446.56N F AX =F BX =2t F /2=1374.37N由两边对称，截面C 的弯矩也对称，截面C 在垂直面弯矩为 M C1=F AY L/2=33045.44N ·mm截面C 在水平面弯矩为 M C2=F AX L/2=101703.38N ·mm 计算合成弯矩M C =（M C12+M C22）1/2=106937.26N ·mm校核危险截面C 的强度 ∵()[]122-≤T +M =σασWc ca 经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取α=1,σ ca =6.04MPa前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由表查得[]a MP =-601σ,因此ca σ<[]1-σ,故安全。