专业综合实践（报告）题目：一级蜗轮蜗杆减速器设计**：***二级学院：机械工程学院专业班级：机械设计制造及其自动化11级2班****：***职称：讲师2015年1月22日目录目录 (I)摘要 (II)第1章绪论 (1)1.1 选题的背景与意义 (1)1.2 国内外的发展现状 (1)1.3 本设计研究的主要内容 (2)第2章减速器的总体设计 (3)2.1 传动装置的总体设计 (3)2.1.1拟订传动方案 (3)2.1.2 电动机的选择 (3)2.1.3 确定传动装置的传动比及其分配 (4)2.1.4 计算传动装置的运动和动力参数 (4)2.2 传动零件的设计计算 (5)2.3 轴的设计 (10)2.3.1 蜗轮轴的设计 (10)2.3.2 蜗杆轴的设计 (12)2.4 轴承的选择和计算 (13)第3章三维数字化造型 (15)3.1 创建减速器的零部件 (15)3.2 减速器的装配过程图 (20)3.3 减速器爆炸图 (20)3.4 减速器总装配图 (21)第4章结论 (22)参考文献 (23)致谢 (24)摘要机械传动已经伴随人们走过了几千年的历史，无论是在生活还是生产方面，它都为人类的发展进程作出了巨大的贡献。

如今，随着电子技术、信息技术的广泛应用，使机械传动也进入了一个新的发展阶段。

机械传动系统在高速、高效、节能、环保以及小型化等方面有了明显的改进。

现在，单纯的机械或电气传动似乎更多地加入了流体技术、智能控制技术部分，机械、电子、传感器技术、软件的合成已成为一种重要的趋势。

社会生活的各个角落，无不在享受着新技术发展所带来的便利，高科技越发达，相对的对机械行业的需求就越大。

我国减速机制造企业更应该跟上时代，多元化地发展。

目前国际上最先进的各种减速机加工及检测设备，包括各种滚齿机、磨齿机、热处理炉、齿轮检测中心、三坐标测量仪等，均不同程度地使用了微电子技术和信息技术。

国外的机械传动行业随着微电子技术、信息技术的发展也在进行着与之相应的多元化的改变。

而我国的基础行业包括减速机行业则相对还很落后,基本上处于先进国家上世70、80年代的水平。

优化人与环境的概念在现代的生产生活中越发受到重视，在工业领域，节能、低噪声、环保也是机械制造的发展趋势，机械传动行业应如何在材质的选择、结构的设计等诸多方面去突破以满足这些要求。

关键词：机械传动，节能，科技，电子技术第1章绪论1.1 选题的背景与意义计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术。

本次设计是蜗轮蜗杆减速器，在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活中常见的家电，钟表等等.其应用从大动力的传输工作，到小负荷，精确的角度传输都可以见到减速机的应用，且在工业应用上，减速机具有减速及增加转矩功能。

因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备。

减速机的作用主要有：1、降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速机额定扭矩；2、减速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。

大家可以看一下一般电机都有一个惯量数值。

蜗轮蜗杆减速机结构图蜗轮蜗杆减速机基本结构主要由传动零件蜗轮蜗杆、轴、轴承、箱体及其附件所构成。

可分为有三大基本结构部：箱体、蜗轮蜗杆、轴承与轴组合。

箱体是蜗轮蜗杆减速机中所有配件的基座，是支承固定轴系部件、保证传动配件正确相对位置并支撑作用在减速机上荷载的重要配件。

蜗轮蜗杆主要作用传递两交错轴之间的运动和动力，轴承与轴主要作用是动力传递、运转并提高效率。

通过本课题的设计，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。

1.2 国内外的发展现状国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。

但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。

当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。

20世纪60年代的减速器大多是参照苏联20世纪40－50年代的技术制造的，后来虽有所发展，但限于当时的设计、工艺水平及装备条件，其总体水平与国际水平有较大差距。

自20世纪60年代以来，我国先后制订了JB1130－70《圆柱齿轮减速器》等一批通用减速器的标淮，除主机厂自制配套使用外，还形成了一批减速器专业生产厂。

目前，全国生产减速器的企业有数百家，年产通用减速器25万台左右，对发展我国的机械产品作出了贡献。

改革开放以来，我国引进一批先进加工装备，通过引进、消化、吸收国外先进技术和科研攻关，逐步掌握了各种高速和低速重载齿轮装置的设计制造技术。

材料和热处理质量及齿轮加工精度均有较大提高，通用圆柱齿轮的制造精度可从JB179－60的8－9级提高到GB10095－88的6级，高速齿轮的制造精度可稳定在4－5级。

部分减速器采用硬齿面后，体积和质量明显减小，承载能力、使用寿命、传动效率有了较大的提高，对节能和提高主机的总体水平起到很大的作用。

我国自行设计制造的高速齿轮减（增）速器的功率已达42000kW，齿轮圆周速度达150m/s以上。

但是，我国大多数减速器的技术水平还不高，老产品不可能立即被取代，新老产品并存过渡会经历一段较长的时间。

1.3 本设计研究的主要内容论文的内容应包括传动装置的全部设计计算和结构设计，具体内容如下：1) 设计准备阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、内容和步骤；通过对减速器的装拆了解设计对象；阅读有关资料，明确课程设计的方法和步骤，初步拟定设计计划。

2) 传动装置的总体设计根据任务书中所给参数和工作要求，分析和选定传动装置的总体方案；计算功率并选择电动机；确定总传动比和分配各级传动比；计算各轴的转速、转矩和功率。

3）各级传动零件的设计计算通过设计计算，确定各传动零件的主要参数和尺寸，一般包括蜗杆、蜗轮、滚动轴承、键等。

一般应先计算箱外传动件（如联轴器），后计算箱内传动件。

第2章 减速器的总体设计2.1 传动装置的总体设计2.1.1拟订传动方案本传动装置用于带式运输机，工作参数：运输带工作拉力F=3KN ，工作速度=1.2m/s ，滚筒直径D=310mm ，传动效率η=0.96，（包括滚筒与轴承的效率损失）两班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用寿命8年。

环境最高温度80℃。

2.1.2 电动机的选择1）选择电动机的类型按工作条件和要求，选用一般用途的Y 系列三相异步电动机，封闭式结构，电压380V 。

2）选择电动机的功率电动机所需的功率 d P = W P /η式中 d P —工作机要求的电动机输出功率，单位为KW ；η—电动机至工作机之间传动装置的总效率；W P —工作机所需输入功率，单位为KW ；输送机所需的功率输送机所需的功率P W =Fv ／1000·ηw=3000×1.2／1000×0.8=4.5 kW （2-1） 电动机所需的功率d P = W P ／ηη=联η轴η蜗η轴η联η =0.99×0.99×0.8×0.99×0.99≈0.76d P =4.5／0.8=5.92kW (2-2) 选取电动机的额定功率cd P =7.5kW 。

3）选择电动机的转速传动滚筒转速w n =Dv π100060⨯=73.96 r/min (2-3) 由表推荐的传动比的合理范围，取蜗轮蜗杆减速器的传动比'i =10~40，故电动机转速的可选范围为：d n = 'i n=（10~40）×73.96=740-2959r/min符合这范围的电动机同步转速有750、1000、1500、3000 r/min 四种，现以同步转速1000 r/min 和1500 r/min 两种常用转速的电动机进行分析比较。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、传动比及市场供应情况，选取比较合适的方案，现选用型号为Y132M —4。

2.1.3 确定传动装置的传动比及其分配减速器总传动比及其分配：减速器总传动比i=m n ／w n =1440／73.96=19.47 (2-4) 式中i —传动装置总传动比w n —工作机的转速，单位r/minm n —电动机的满载转速，单位r/min2.1.4 计算传动装置的运动和动力参数1）各轴的输入功率轴ⅠP 1= P 联η轴η=5.92×0.99×0.99=5.8kW (2-5)轴ⅡP 2= P 1蜗η轴η联η=5.8×0.99×0.99×0.8=4.54kW (2-6)2）各轴的转速电动机：m n =1440 r/min轴Ⅰ：n 1= m n =1440 r/min轴Ⅱ：n 2=11i n =1440／19.47=73.96 r/min (2-7)3）各轴的输入转矩电动机轴：d T =9550p d /n m =9550×5.92／1440=39.26N •m （2-8） 轴Ⅰ：T 1= 9550p 1/n 1=9550×5.8/1440=38.46N •m （2-9） 轴Ⅱ：T 2= 9550p 2/n 2=9550×4.54/73.96=586.22N •m （2-10） 上述计算结果汇见表 2-1：表 2-1传动装置运动和动力参数2.2 传动零件的设计计算1) 蜗轮蜗杆传动设计根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI ）蜗杆材料选用45钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度45~50HRC 。

蜗轮齿圈材料选用ZCuSn10Pb1，金属模铸造，滚铣后加载跑合，8级精度，标准保证侧隙c 。

确定蜗轮蜗杆类型、材料、精度后，需要进行计算和校核，计算过程如下： 按接触疲劳强度设计设计公式12d m ≥[]22225.3⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛z z KT h e σmm （2-11） （1） 选z 1，z 2：取z 1=2，z 2= z 1×n1／n2=2×1440／73.96=38.94≈39. (2-12)z 2在30～64之间，故合乎要求。

初估η=0.82（2）蜗轮转矩T2：T2=T1×i ×η=9.55×106×5.8×19.47×0.82／1440=614113.55 N •mm （2-13）（3）载荷系数K ：因载荷平稳，查表7.8取K=1.1（4）材料系数ZEZE=156MPa（5）许用接触应力[σ0H ][σ0H ]=220 MpaN=60×jn 2×L h =60×73.96×1×12000=5.325×107 （2-14） ZN=8710n =87710325.510⨯=0.81135338 （2-15）[σH ]=ZN[σ0H ]= 0.81135338×220=178.5 Mpa （2-16）（6）m 2d1：m 2d1≥[]22225.3⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛z z KT h e σ =1.1×614113.55×23922015625.3⎪⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=2358.75mm （2-17） （7）初选m 2，d1的值：取m=6.3 ，d1=63m 2d1=2500.47〉2358.75（8）导程角ta γ=6323.611⨯=d mz =0.2 （2-18） γ =arctan0.2=11.3° （2-19）（9）滑动速度Vs Vs ︒⨯⨯⨯=⨯⨯3.11cos 100060144063cos 10006011πγπn d =4.84m/s （2-20） （10）啮合效率由Vs=4.84 m/s 查表得 ν=1°16′η1 =()()︒+︒︒=+23.11tan 3.11tan tan tan φνγγ=0.2/0.223=0.896 （2-21） （11）传动效率η取轴承效率 η2=0.99 ，搅油效率η3=0.98η=η1×η2×η3=0.896×0.99×0.98=0.87 （2-22） T2=T1×i ×η=9.55×106×5.8×19.47×0.87／1440=651559.494N •mm (2-23)（12）检验m 2d1的值m2d1≥[]2 2225.3⎪⎪⎭⎫⎝⎛zzKTh eσ=0.×651559.494×23922015625.3⎪⎪⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯=1820＜2500.47（2-24）原选参数满足齿面接触疲劳强度要求2) 确定传动的主要尺寸:m=6.3mm，1d=63mm，z1=2，z2=39 （1）中心距aa=()()2393.663221⨯+=+mzd=154.35mm (2-25)(2)蜗杆尺寸分度圆直径d1 d1=63mm齿顶圆直径da1 da1=d1+2ha1=(63+2×6.3)=75.6mm (2-26)齿根圆直径df1 df1=d1﹣2hf=63﹣2×6.3 (2-27) (1+0.2)=47.88mm导程角tanγ=11.30993247°右旋轴向齿距Px1=πm=3.14×6.3=19.78mm (2-28) 齿轮部分长度b1b1≥m(11+0.06×z2)=6.3×(11+0.06×39)=84.04mm (2-29) 取b1=90mm(3)蜗轮尺寸分度圆直径d2 d2=m×z2=6.3×39=245.7mm (2-30) 齿顶高ha2=ha*×m=6.3×1=6.3mm (2-31) 齿根高hf2= (ha*+c*)×m=(1+0.2)×6.3=7.56mm (2-32) 齿顶圆直径da2 da2=d2+2ha2=245.7+2×6.3×1.2=230.58mm (2-33)齿根圆直径df2 df2=d2﹣2m(ha*+c*)=384﹣19.2=364.8mm (2-34) 导程角tanγ=11.30993247°右旋轴向齿距Px2=Px1=πm=3.14×6.3=19.78mm (2-35) 蜗轮齿宽b2 b2=0.75da1=0.75×75.6=56.7mm (2-36)齿宽角 sin(α/2)=b2/d1=56.7／63=0.9 (2-37) 蜗轮咽喉母圆半径 rg2=a —da2／2=154.35﹣129.15=25.2mm (2-38) ①蜗轮轴的设计 最小直径估算 dmin ≥c ×np 3c 查《机械设计》表11.3得 c=120 dmin ≥=120×96.7354.43=47.34 (2-39) 根据《机械设计》表11.5，选dmin=48d1= dmin+2a =56 (2-40) a ≥(0.07～0.1) dmin=4.08≈4 (2-41) d2=d1+ (1～5)mm=56+4=60 (2-42) d3=d2+ (1～5)mm=60+5=65 (2-43) d4=d3+2a=65+2×6=77 (2-44) a ≥(0.07～0.1) d3=5.525≈6 (2-45) h 由《机械设计》表11.4查得 h=5.5b=1.4h=1.4×5.5=7.7≈8 (2-46) d5=d4﹣2h=77﹣2×5.5=66 (2-47) d6=d2=60 ②蜗杆轴的设计 最小直径估算 dmin ≥c ×np 3= 120×14408.53=19.09 取dmin=30 (2-48)d1=dmin+2a=20+2×2.5=35 (2-49) a=(0.07～0.1)dmind2=d1+(1～5)=35+5=40 (2-50) d3=d2+2a=40+2×2=44 a=(0.07～0.1)d2 (2-51) d4=d2=40h 查《机械设计》表11.4蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。