单级蜗轮蜗杆减速器与带传动

目 录

一、摘要

二、传动装置总体设计 1、传动机构整体设计 2、电动机的选择 3、传动比的确定

4、计算传动装置的运动参数 三、传动零件的设计 1、减速器传动设计计算 2、验算效率

3、精度等级公差和表面粗糙度的确定 四、轴及轴承装置设计

1、输出轴上的功率、转速和转矩 2、蜗杆轴的设计 3、涡轮轴的设计 4、滚动轴承的选择 5、键连接及联轴器的选择 五、蜗杆传动的热平衡计算 热平衡的验算

六、机座箱体结构尺寸及附件 1、箱体的结构尺寸 2、减速器的附件 七、蜗杆减速器的润滑 1、蜗杆的润滑 2、滚动轴承的润滑 八、说明 九、设计体会 十、参考文献

一．传动装置总体设计

1、传动机构整体设计

根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机(如下图所示) 。根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V≤4——5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式，采用此布置结构，蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。

图一 输送机传送方案

该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。

2、选择电动机

(1). 参数选择

卷筒直径：D=420mm

运输带有效拉力：F=1700N 运输带速度：V=1.1m/s

工作环境：三相交流电源，有轻微冲击，常温连续工作

卷筒转速nw=60×1000v/(D)= 60×1000×1.2/(×420)r/min=54.58r/min

（2）选择电动机类型

按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异 步电动机.

（3）选择电动机容量

工作机要求的电动机输出功率为： pd

pw

FV

其中 pw

1000WFV

则 pd

1000W

由电动机至运输带的传动总效率为： w1234 式中，查机械设计手册可得 每个联轴器的效率 1=0.98 每对滚动轴承效率 2=0.99 蜗轮蜗杆传动效率 3=0.80 卷筒的传动效率 4=0.96 则 w0.71

pd

FV1000W



17001.110000.72

kw2.63kw

2

3

选取电动机额定功率p=3kw

卷筒转速nw=60×1000v/(D)= 60×1000×1.1/(×420)r/min=50.03 r/min 初选传动比的范围，单级蜗杆传动比i =12-20,故电动机转速的可选范围为： ndinw(1020)50.03r/min(500.31000.6)r/min

符合这一范围电动机的同步转速有750r/min,1000r/min,对应有两种合适的电动机型号可供选择，如下表所示：

电动机型号表一

（4）确定电动机转速

综合各方面考虑，方案2比较合适，因此选取电动机的型号为Y100L2-4。下表是电动机的主要参数。

3、 传动比的确定

由此可知蜗杆传动比为i

nmnw

150050.05

30

4、计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速

蜗杆轴 n1=1430r/min

齿轮轴 n2=1430/30=50.05r/min 卷筒轴 n3= n2=50.05r/min

（2）各轴的输入功率

蜗杆轴 p1pd12.60kw 齿轮轴 p2p1232.04kw 卷筒轴 p3p2121.98kw

(3) 各轴的转矩

电机输出转矩 Td=9550

Pdnw

=9550×2.63/1430Nm=17.26Nm

蜗杆输入转矩 T1=Td12=25.60×0.99×0.98 Nm =17.36Nm 蜗轮输入转矩 T2=T1i23=17.36×30×0.98×0.82Nm =408.71Nm 卷筒输入转矩 T3=T212=480.71×0.99×0.98 Nm=396.69Nm 将以上算得的运动和动力参数列于表3

三、传动零件的设计

1、减速器传动设计计算

（1）选择蜗杆传动类型

根据GB/T 10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。

（2）选择材料

蜗杆：根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用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。 因而蜗轮用铸锡磷青铜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45号钢制造。

(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。由手册知传动中心距

a

a.确定作用在涡轮上的转距 由前面可知T2=398251 Nmm b.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K=1;

由机械设计手册取使用系数KA=1.15

由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数KV=1.2 K=KKAKV=1.38 c.确定弹性影响系数ZE

1

因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa2 d.确定接触系数Z

假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a =0.35,从而可查得Z=2.9 e.确定许用接触应力

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,可从手册中查得蜗轮的基本许用应力H=268MPa 应力循环次数

7 N=60jn2Lh=60×1×50.05×8×8×2×300=11.5310

寿命系数 KHN

'

7

7

11.5310

0.7363

则 H=KHNH=143.689MPa

f.计算中心距

取中心距a=160mm,i=30,完全满足要求，取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=80mm。这时d1/a=0.32，因此以上计算结果可用。

⑷蜗杆与蜗轮主要几何参数

a.蜗杆

b.蜗轮

⑸校核齿根弯曲疲劳强度

F

1.53KT2d1d2m

YFa2YF

当量齿数

zv2

z2cos

3



31

cos5.7

3

31.46

由x2=-0.5，Zr2=31.48，查机械设计手册可得齿形系数YFa2=3.3 螺旋角系数 Y=1-

140

=1-5.7/140=0.9592

'

许用弯曲应力 F=F

从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 F=56MPa 寿命系数 KHN

9

'

3.6010

'

6

7

0.5901

F= KFNF=0.672×56MPa=33.05MPa 弯曲强度是满足的。

2、验算效率

(0.950.96)

tantan(v)

已知γ=5°42′38″=5.7°，varctanfv；fv与相对滑动速度vs有关

vs=

d1n1

601000cos11.31

=6.02m/s

查表可得 fv=0.0206，v 1°11′

代入式中可得78.6～79.4% 大于原估计值，因此不用重算。

3、精度等级工查核表面粗糙度的确定

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/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8经济精度，侧隙种类为f，标注为8f,GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。

四、 轴及轴承装置的设计

1、蜗杆轴（1轴）的设计

（1）选择轴的材料及热处理

选用45钢调质

因为蜗杆螺旋部分的直径不大，所以常和轴做成一个整体，其结构形式如下

图：

图二 蜗杆轴的结构形式

(2) 先初步估计确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0120 d

min

A03

1

1201

3

5.55970

mm21.46mm

蜗杆轴的最小直径显然是要安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩TcaKaTd，考虑到转矩化很小，故取Ka =1.15，则有：

TcaKATd1.15256000mm294400Nmm

因为该轴要与电动机相连，电动机的轴径为42mm，而上式中计算的最小轴径为21.46mm，所以要以轴径大的轴来选择联轴器的轴径，所以d142mm。 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002，选LH4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。许用转速4000r/min,联轴器的尺寸为d=42mm,半联轴器长L=112mm。半联轴器与轴配合的轮毂孔长度Lg=84mm。

(3).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

a.为了满足半联轴器的轴向定位要求，1轴段右端需制出一轴肩，取h=6mm,故d254mm。轴的左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度应比Lg=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1段的长度应比Lg略短一些，取l182mm.

b.初步选择滚动轴承。

因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承。参照工作条件，并根据d2=54mm，由轴承产品目录里初步选择0基本游隙组，标准精度级的单列角接触轴承7211C，其尺寸为dDB55mm100mm21mm，故

而l925mm，角接触球轴承右端用油环定位，油环宽度b1.4h，d3d955mm，

h0.1d35.5mm,d8d4d32h66mm,l8l4b10mm；d5d760mm，

。又因轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴

承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器的右端面间的距离l30mm,故取l220mm30mm50mm。

c.第6段轴为蜗杆，故d696mm，又因为蜗杆齿宽

l5l735mm

b1(110.06z2)m(110.0631)8mm102.88mm

，综合考虑要使蜗轮与内壁有

一定的距离，取l6130mm。

(4）轴上零件的周向定位

半联轴器与轴的定位均采用平键连接。按d145mm查得平键截面

bhl14mm9mm78mm，同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为

H7k6

。

处选轴的直径尺寸公差为m6。参考机械设计手册，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸1.645，轴肩的圆角半径为1~2mm

至此，已初步确定了蜗杆轴的各段直径和长度。 (5).蜗杆轴的校核

Fd1

Fd2

滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证的，此

图 蜗杆轴受力分析图

轴的受力分析

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点的位置时，应从手册中查取轴承的a值。对于7211B型轴承，由手册中查得a=31。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L(110.08*31)2mm107.84mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的

M

H

、 MV及 M的值计算过程及结果如下：

Ft1Fa1

2T1d12T

2

434N

Fr1

3296.05N

d2

Fatan201199.66N

MHFNH1110131842NmmMvFNV111024955Nmm

然后按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）

ca

M

2



T

2

的强度。根据式

W



1



上表中的数据，以及轴单向旋转，

扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.3轴的计算应力

ca

M

2



T

2

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计手册查得

W

12.72MPa

1

60MPa。

因此ca

1

，故安全。

3.蜗轮轴（2轴）的设计

（1）选择轴的材料及热处理 选用45钢调质

（2）先初步估计确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0 d

min

112

A02

1122

2.0450.05

mm38.54mm

考虑到键槽，将直径增大10%，则ddmin(17%)38.54(17%)mm41.23mm 所以，选用d70mm

（3）轴上的零件定位，固定和装配

蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和过度配合，两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采用过度配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。轴的结构图如下：

3、滚动轴承的选择

(1)蜗杆轴

a.蜗杆轴（1轴）上滚动轴承的选择

采用角接触球轴承，选择角接触球轴承的型号为731013，主要参数如下： D=110mm,B=31mm,a=11.0mm

基本额定静载荷C048KN 基本额定动载荷Cr68.2KN 极限转速Vmin1430rmin b.寿命计算

因蜗杆轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力

Fa`3296.05N，Ft434N

该轴承所受的径向力约为Fr`

14

Fr2436.78N

对于70000C型轴承，按机械设计表13-7轴承派生轴向力FdeFr，其中e 为机械设计表13-5中的判断系数，其值由

FaC的大小来确定，

Fa`3296.05C68.7

48

查机械设计表13-5得角接触球轴承判断系数e=0.35

Fa`F

434r`

1199.66

0.36e0.35

所以X1,Y0

当量动载荷 P1XFr`YFa`1199.66 深沟球轴承所受的径向力约为

F1r``

2

Fr11439.60N

当量动载荷P2Fr``1439.60N 所以P1P2，应用P1核算轴承的寿命 因为是球轴承，所以取指数3



63

轴承计算寿命LC

h

60n



6

255515h

1

P

601430



68200

2436.78



减速器设计寿命Lh`40000h 所以LhL'h

故所选轴承满足寿命要求。

(2) 蜗轮轴

a.蜗轮轴（2轴）上滚动轴承的选择

选用角接触球轴承的型号为7211C，主要参数如下： D=125mm,B=24mm,a=25.3mm

基本额定静载荷C040.5KN

基本额定动载荷Cr52.8KN 极限转速Vmin50.05rmin b.寿命计算

对于70000C型轴承，按机械设计表13-7轴承派生轴向力FdeFr，其中e为机械设计表13-5中的判断系数，其值由

Fa434NFr

FaC0

的大小来确定，：

=1199.66

=0.0107查表得e=0.38

FaC0

（3）轴承当量动载荷P1、P2

因为

FaFr



4341199.66

0.36e

因轴承运转中有中等冲击载荷，按机械设计表13-6，fp1.2~1.8，取

fp1.5。则：

P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1199.66*1.2N1439.59N

Ln=

10

C

r）1640000060nP1

6

h＞40000h

故所选轴承满足寿命要求。

4.键联接的选择

(1).蜗杆轴与联轴器采用平键连接

根据轴径d142mm，l184mm，查机械设计手册可选用A型平键，得：bhl12mm8mm80mm，即：键1080GB/T109079

键、轴和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查的许用应力

p100~120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度： 

Llb80mm10mm70mm

键与联轴器接触高度k0.5h0.58mm4mm，由机械设计P106式（6-1）得：

p

2TkLd

3



266.8747042

3

11.37MPap

所以此键强度符合设计要求。

(2).蜗轮轴与联轴器连接采用平键连接

根据轴径d160mm，l1107mm，查机械设计手册可选用A型平键，得：bhl18mm11mm103mm，即：键18×70GB/T1096-79

键、轴和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查的许用应力

p100~120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度： 

Llb103mm20mm83mm

键与联轴器接触高度k0.5h0.511mm5.5mm。由机械设计P106式（6-1）得：

p

2TkLd

3



2832.9268360

3

55.75MPap

所以此键强度符合设计要求。

(3).输出轴与蜗轮连接用平键连接

根据轴径d476mm，l494mm，查机械设计手册可选用A型平键，得：bhl22mm14mm90mm，即：键22×90GB/T1096-79

键、轴和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查的许用应力

p100~120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度： 

Llb90mm10mm80mm

键与联轴器接触高度k0.5h0.514mm7mm。由机械设计P106式（6-1）得：

p

2TkLd

3



2832.9258076

3

54.80MPap

所以此键强度符合设计要求。

5．联轴器的选择计算

(1).与蜗杆输入轴轴的配合的联轴器

a,计算联轴器的计算转距

TcaKaTd，考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.5，则有：

TcaKATd1.568920mm103380Nmm

b.型号选择

根据前面的计算，蜗杆输入轴d142mm，选择弹性联轴器TL4型。 主要参数如下：其公称转矩为1250Nm，满足要求；

许用转速n4000r/min n970r/min

nn 因此此联轴器符合要求。 轴孔直径d42mm 轴孔长度L112mm

(2).与蜗轮输入轴轴的配合的联轴器

a. 联轴器的计算转矩

TcaKaT

2

，考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.5，则有：

TcaKAT21.5832920mm1249380Nmm

b.型号选择

根据前面的计算，蜗轮输出轴d60mm，选择弹性销柱联轴器HL4型。 主要参数如下：

其公称转矩为1250Nm，满足要求；

许用转速n4000r/min n62.58r/min

nn 因此此联轴器符合要求。 轴孔直径d60mm

轴孔长度L142mm

五、蜗杆传动的热平衡计算

1.热平衡的验算

（1）由前面计算可得

蜗杆传动效率72%, 蜗杆传动功率P6.93kw

（2）摩擦损耗功率转化成的热量

11000P(1)10006.93(10.72)1940.4

⑵由草图估算减速器箱体内表面能被润滑油所飞溅到外表面有可被周围空气所冷却的箱体表面面积

S81052501.882.58mm2

（3）计算散热面积

取周围空气温度ta20C,箱体散热系数为d12W/(mm2C) 热平衡时 ,则要求的散热面积为 t0ta可得t0=57.68oC＜80oC 满足热平衡。

1000P(1)

dS

57.68C

六、机座箱体结构尺寸及附件

1.减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理,减速箱体的结构尺寸如下所示：

2.减速箱其他零件结构尺寸如下：

经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、弹簧垫圈等的组合设计，经校核确定以下零件：

表 键

表 单列角接触球轴承

单位：mm

表8-3密封圈（GB9877.1-88）

表8-4弹簧垫圈（GB93-87）

3.减速器附件的选择

表9-1观察孔及观察孔盖

表9-2吊耳

表9-3通气器

表9-4轴承盖（HT150） - 21 -

表9-5油标尺

表9-6油塞

⑷定位销

为了保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度,需在想替分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销 。

七、蜗杆减速器的润滑

因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v

八、说明

1.密封说明

在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。

2．拆装和调整的说明

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在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。

3．减速箱体的附件说明

机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。

九、设计心得

我们这次课程设计历时两个星期多左右，通过这两个星期的学习，我发现了很多不足，看到了自己的实践经验的不足，理论联系实际的能力还急需提高。这次课程设计跟以往不同，没有人跟自己做得一样的人甚至到处都有差别，一切都要靠自己来完成。开始的选择决定了后面一连贯的问题，所以这次的课程设计全都是靠自己搞完的。当然在课程设计的过程中我也遇到了好多问题，比如说以前学过的画图功底下降了很多，CAD也忘得差不多，所以这次的画图花费了大量的精力。这个设计里的所有的东西都得又我们自己选择，大到箱体的设计尺寸，小到箱盖上用多大的螺栓.所以比起前面几次的课程设计这次要显得繁琐的多。因此对我们的耐心和细心都有一定的考验。

这次的设计的圆满完成对我而言，提升是巨大的。它让我知道了学无止境的道理。我们每一个人永远不能满足于现有的成就，人生就像攀登，一座山峰的后面还有更高的山峰在等着你。这次课程设计必将成为我人生旅途上一个非常美好的回忆！

参考文献

[1] 濮良贵，纪名刚等《机械设计（第8版）》.北京：高等教育出版社,2006 [2] 刘鸿文《材料力学4版》 北京：高等教育出版社,2004

[3] 孙桓，陈作模主编《机械原理.7版》 北京：高等教育出版社，2006

[4] 机械设计手册编委会《机械设计手册.新版》北京：机械工业出版社，2004 [5] 任济生、唐道武、马克新《机械设计基础课程设计》，徐州：中国矿业大学出版社。2008

[6] 吴建程、陈国良、强文江《金属材料学》。北京：冶金工业出版社。2009

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目 录

一、摘要

二、传动装置总体设计 1、传动机构整体设计 2、电动机的选择 3、传动比的确定

4、计算传动装置的运动参数 三、传动零件的设计 1、减速器传动设计计算 2、验算效率

3、精度等级公差和表面粗糙度的确定 四、轴及轴承装置设计

1、输出轴上的功率、转速和转矩 2、蜗杆轴的设计 3、涡轮轴的设计 4、滚动轴承的选择 5、键连接及联轴器的选择 五、蜗杆传动的热平衡计算 热平衡的验算

六、机座箱体结构尺寸及附件 1、箱体的结构尺寸 2、减速器的附件 七、蜗杆减速器的润滑 1、蜗杆的润滑 2、滚动轴承的润滑 八、说明 九、设计体会 十、参考文献

一．传动装置总体设计

1、传动机构整体设计

根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机(如下图所示) 。根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V≤4——5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式，采用此布置结构，蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。

图一 输送机传送方案

该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。

2、选择电动机

(1). 参数选择

卷筒直径：D=420mm

运输带有效拉力：F=1700N 运输带速度：V=1.1m/s

工作环境：三相交流电源，有轻微冲击，常温连续工作

卷筒转速nw=60×1000v/(D)= 60×1000×1.2/(×420)r/min=54.58r/min

（2）选择电动机类型

按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异 步电动机.

（3）选择电动机容量

工作机要求的电动机输出功率为： pd

pw

FV

其中 pw

1000WFV

则 pd

1000W

由电动机至运输带的传动总效率为： w1234 式中，查机械设计手册可得 每个联轴器的效率 1=0.98 每对滚动轴承效率 2=0.99 蜗轮蜗杆传动效率 3=0.80 卷筒的传动效率 4=0.96 则 w0.71

pd

FV1000W



17001.110000.72

kw2.63kw

2

3

选取电动机额定功率p=3kw

卷筒转速nw=60×1000v/(D)= 60×1000×1.1/(×420)r/min=50.03 r/min 初选传动比的范围，单级蜗杆传动比i =12-20,故电动机转速的可选范围为： ndinw(1020)50.03r/min(500.31000.6)r/min

符合这一范围电动机的同步转速有750r/min,1000r/min,对应有两种合适的电动机型号可供选择，如下表所示：

电动机型号表一

（4）确定电动机转速

综合各方面考虑，方案2比较合适，因此选取电动机的型号为Y100L2-4。下表是电动机的主要参数。

3、 传动比的确定

由此可知蜗杆传动比为i

nmnw

150050.05

30

4、计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速

蜗杆轴 n1=1430r/min

齿轮轴 n2=1430/30=50.05r/min 卷筒轴 n3= n2=50.05r/min

（2）各轴的输入功率

蜗杆轴 p1pd12.60kw 齿轮轴 p2p1232.04kw 卷筒轴 p3p2121.98kw

(3) 各轴的转矩

电机输出转矩 Td=9550

Pdnw

=9550×2.63/1430Nm=17.26Nm

蜗杆输入转矩 T1=Td12=25.60×0.99×0.98 Nm =17.36Nm 蜗轮输入转矩 T2=T1i23=17.36×30×0.98×0.82Nm =408.71Nm 卷筒输入转矩 T3=T212=480.71×0.99×0.98 Nm=396.69Nm 将以上算得的运动和动力参数列于表3

三、传动零件的设计

1、减速器传动设计计算

（1）选择蜗杆传动类型

根据GB/T 10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。

（2）选择材料

蜗杆：根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用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。 因而蜗轮用铸锡磷青铜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45号钢制造。

(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。由手册知传动中心距

a

a.确定作用在涡轮上的转距 由前面可知T2=398251 Nmm b.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K=1;

由机械设计手册取使用系数KA=1.15

由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数KV=1.2 K=KKAKV=1.38 c.确定弹性影响系数ZE

1

因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa2 d.确定接触系数Z

假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a =0.35,从而可查得Z=2.9 e.确定许用接触应力

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,可从手册中查得蜗轮的基本许用应力H=268MPa 应力循环次数

7 N=60jn2Lh=60×1×50.05×8×8×2×300=11.5310

寿命系数 KHN

'

7

7

11.5310

0.7363

则 H=KHNH=143.689MPa

f.计算中心距

取中心距a=160mm,i=30,完全满足要求，取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=80mm。这时d1/a=0.32，因此以上计算结果可用。

⑷蜗杆与蜗轮主要几何参数

a.蜗杆

b.蜗轮

⑸校核齿根弯曲疲劳强度

F

1.53KT2d1d2m

YFa2YF

当量齿数

zv2

z2cos

3



31

cos5.7

3

31.46

由x2=-0.5，Zr2=31.48，查机械设计手册可得齿形系数YFa2=3.3 螺旋角系数 Y=1-

140

=1-5.7/140=0.9592

'

许用弯曲应力 F=F

从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 F=56MPa 寿命系数 KHN

9

'

3.6010

'

6

7

0.5901

F= KFNF=0.672×56MPa=33.05MPa 弯曲强度是满足的。

2、验算效率

(0.950.96)

tantan(v)

已知γ=5°42′38″=5.7°，varctanfv；fv与相对滑动速度vs有关

vs=

d1n1

601000cos11.31

=6.02m/s

查表可得 fv=0.0206，v 1°11′

代入式中可得78.6～79.4% 大于原估计值，因此不用重算。

3、精度等级工查核表面粗糙度的确定

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/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8经济精度，侧隙种类为f，标注为8f,GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。

四、 轴及轴承装置的设计

1、蜗杆轴（1轴）的设计

（1）选择轴的材料及热处理

选用45钢调质

因为蜗杆螺旋部分的直径不大，所以常和轴做成一个整体，其结构形式如下

图：

图二 蜗杆轴的结构形式

(2) 先初步估计确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0120 d

min

A03

1

1201

3

5.55970

mm21.46mm

蜗杆轴的最小直径显然是要安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩TcaKaTd，考虑到转矩化很小，故取Ka =1.15，则有：

TcaKATd1.15256000mm294400Nmm

因为该轴要与电动机相连，电动机的轴径为42mm，而上式中计算的最小轴径为21.46mm，所以要以轴径大的轴来选择联轴器的轴径，所以d142mm。 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002，选LH4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。许用转速4000r/min,联轴器的尺寸为d=42mm,半联轴器长L=112mm。半联轴器与轴配合的轮毂孔长度Lg=84mm。

(3).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

a.为了满足半联轴器的轴向定位要求，1轴段右端需制出一轴肩，取h=6mm,故d254mm。轴的左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度应比Lg=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1段的长度应比Lg略短一些，取l182mm.

b.初步选择滚动轴承。

因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承。参照工作条件，并根据d2=54mm，由轴承产品目录里初步选择0基本游隙组，标准精度级的单列角接触轴承7211C，其尺寸为dDB55mm100mm21mm，故

而l925mm，角接触球轴承右端用油环定位，油环宽度b1.4h，d3d955mm，

h0.1d35.5mm,d8d4d32h66mm,l8l4b10mm；d5d760mm，

。又因轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴

承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器的右端面间的距离l30mm,故取l220mm30mm50mm。

c.第6段轴为蜗杆，故d696mm，又因为蜗杆齿宽

l5l735mm

b1(110.06z2)m(110.0631)8mm102.88mm

，综合考虑要使蜗轮与内壁有

一定的距离，取l6130mm。

(4）轴上零件的周向定位

半联轴器与轴的定位均采用平键连接。按d145mm查得平键截面

bhl14mm9mm78mm，同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为

H7k6

。

处选轴的直径尺寸公差为m6。参考机械设计手册，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸1.645，轴肩的圆角半径为1~2mm

至此，已初步确定了蜗杆轴的各段直径和长度。 (5).蜗杆轴的校核

Fd1

Fd2

滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证的，此

图 蜗杆轴受力分析图

轴的受力分析

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点的位置时，应从手册中查取轴承的a值。对于7211B型轴承，由手册中查得a=31。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L(110.08*31)2mm107.84mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的

M

H

、 MV及 M的值计算过程及结果如下：

Ft1Fa1

2T1d12T

2

434N

Fr1

3296.05N

d2

Fatan201199.66N

MHFNH1110131842NmmMvFNV111024955Nmm

然后按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）

ca

M

2



T

2

的强度。根据式

W



1



上表中的数据，以及轴单向旋转，

扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.3轴的计算应力

ca

M

2



T

2

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计手册查得

W

12.72MPa

1

60MPa。

因此ca

1

，故安全。

3.蜗轮轴（2轴）的设计

（1）选择轴的材料及热处理 选用45钢调质

（2）先初步估计确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0 d

min

112

A02

1122

2.0450.05

mm38.54mm

考虑到键槽，将直径增大10%，则ddmin(17%)38.54(17%)mm41.23mm 所以，选用d70mm

（3）轴上的零件定位，固定和装配

蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和过度配合，两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采用过度配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。轴的结构图如下：

3、滚动轴承的选择

(1)蜗杆轴

a.蜗杆轴（1轴）上滚动轴承的选择

采用角接触球轴承，选择角接触球轴承的型号为731013，主要参数如下： D=110mm,B=31mm,a=11.0mm

基本额定静载荷C048KN 基本额定动载荷Cr68.2KN 极限转速Vmin1430rmin b.寿命计算

因蜗杆轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力

Fa`3296.05N，Ft434N

该轴承所受的径向力约为Fr`

14

Fr2436.78N

对于70000C型轴承，按机械设计表13-7轴承派生轴向力FdeFr，其中e 为机械设计表13-5中的判断系数，其值由

FaC的大小来确定，

Fa`3296.05C68.7

48

查机械设计表13-5得角接触球轴承判断系数e=0.35

Fa`F

434r`

1199.66

0.36e0.35

所以X1,Y0

当量动载荷 P1XFr`YFa`1199.66 深沟球轴承所受的径向力约为

F1r``

2

Fr11439.60N

当量动载荷P2Fr``1439.60N 所以P1P2，应用P1核算轴承的寿命 因为是球轴承，所以取指数3



63

轴承计算寿命LC

h

60n



6

255515h

1

P

601430



68200

2436.78



减速器设计寿命Lh`40000h 所以LhL'h

故所选轴承满足寿命要求。

(2) 蜗轮轴

a.蜗轮轴（2轴）上滚动轴承的选择

选用角接触球轴承的型号为7211C，主要参数如下： D=125mm,B=24mm,a=25.3mm

基本额定静载荷C040.5KN

基本额定动载荷Cr52.8KN 极限转速Vmin50.05rmin b.寿命计算

对于70000C型轴承，按机械设计表13-7轴承派生轴向力FdeFr，其中e为机械设计表13-5中的判断系数，其值由

Fa434NFr

FaC0

的大小来确定，：

=1199.66

=0.0107查表得e=0.38

FaC0

（3）轴承当量动载荷P1、P2

因为

FaFr



4341199.66

0.36e

因轴承运转中有中等冲击载荷，按机械设计表13-6，fp1.2~1.8，取

fp1.5。则：

P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1199.66*1.2N1439.59N

Ln=

10

C

r）1640000060nP1

6

h＞40000h

故所选轴承满足寿命要求。

4.键联接的选择

(1).蜗杆轴与联轴器采用平键连接

根据轴径d142mm，l184mm，查机械设计手册可选用A型平键，得：bhl12mm8mm80mm，即：键1080GB/T109079

键、轴和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查的许用应力

p100~120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度： 

Llb80mm10mm70mm

键与联轴器接触高度k0.5h0.58mm4mm，由机械设计P106式（6-1）得：

p

2TkLd

3



266.8747042

3

11.37MPap

所以此键强度符合设计要求。

(2).蜗轮轴与联轴器连接采用平键连接

根据轴径d160mm，l1107mm，查机械设计手册可选用A型平键，得：bhl18mm11mm103mm，即：键18×70GB/T1096-79

键、轴和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查的许用应力

p100~120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度： 

Llb103mm20mm83mm

键与联轴器接触高度k0.5h0.511mm5.5mm。由机械设计P106式（6-1）得：

p

2TkLd

3



2832.9268360

3

55.75MPap

所以此键强度符合设计要求。

(3).输出轴与蜗轮连接用平键连接

根据轴径d476mm，l494mm，查机械设计手册可选用A型平键，得：bhl22mm14mm90mm，即：键22×90GB/T1096-79

键、轴和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查的许用应力

p100~120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度： 

Llb90mm10mm80mm

键与联轴器接触高度k0.5h0.514mm7mm。由机械设计P106式（6-1）得：

p

2TkLd

3



2832.9258076

3

54.80MPap

所以此键强度符合设计要求。

5．联轴器的选择计算

(1).与蜗杆输入轴轴的配合的联轴器

a,计算联轴器的计算转距

TcaKaTd，考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.5，则有：

TcaKATd1.568920mm103380Nmm

b.型号选择

根据前面的计算，蜗杆输入轴d142mm，选择弹性联轴器TL4型。 主要参数如下：其公称转矩为1250Nm，满足要求；

许用转速n4000r/min n970r/min

nn 因此此联轴器符合要求。 轴孔直径d42mm 轴孔长度L112mm

(2).与蜗轮输入轴轴的配合的联轴器

a. 联轴器的计算转矩

TcaKaT

2

，考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.5，则有：

TcaKAT21.5832920mm1249380Nmm

b.型号选择

根据前面的计算，蜗轮输出轴d60mm，选择弹性销柱联轴器HL4型。 主要参数如下：

其公称转矩为1250Nm，满足要求；

许用转速n4000r/min n62.58r/min

nn 因此此联轴器符合要求。 轴孔直径d60mm

轴孔长度L142mm

五、蜗杆传动的热平衡计算

1.热平衡的验算

（1）由前面计算可得

蜗杆传动效率72%, 蜗杆传动功率P6.93kw

（2）摩擦损耗功率转化成的热量

11000P(1)10006.93(10.72)1940.4

⑵由草图估算减速器箱体内表面能被润滑油所飞溅到外表面有可被周围空气所冷却的箱体表面面积

S81052501.882.58mm2

（3）计算散热面积

取周围空气温度ta20C,箱体散热系数为d12W/(mm2C) 热平衡时 ,则要求的散热面积为 t0ta可得t0=57.68oC＜80oC 满足热平衡。

1000P(1)

dS

57.68C

六、机座箱体结构尺寸及附件

1.减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理,减速箱体的结构尺寸如下所示：

2.减速箱其他零件结构尺寸如下：

经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、弹簧垫圈等的组合设计，经校核确定以下零件：

表 键

表 单列角接触球轴承

单位：mm

表8-3密封圈（GB9877.1-88）

表8-4弹簧垫圈（GB93-87）

3.减速器附件的选择

表9-1观察孔及观察孔盖

表9-2吊耳

表9-3通气器

表9-4轴承盖（HT150） - 21 -

表9-5油标尺

表9-6油塞

⑷定位销

为了保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度,需在想替分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销 。

七、蜗杆减速器的润滑

因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v

八、说明

1.密封说明

在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。

2．拆装和调整的说明

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在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。

3．减速箱体的附件说明

机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。

九、设计心得

我们这次课程设计历时两个星期多左右，通过这两个星期的学习，我发现了很多不足，看到了自己的实践经验的不足，理论联系实际的能力还急需提高。这次课程设计跟以往不同，没有人跟自己做得一样的人甚至到处都有差别，一切都要靠自己来完成。开始的选择决定了后面一连贯的问题，所以这次的课程设计全都是靠自己搞完的。当然在课程设计的过程中我也遇到了好多问题，比如说以前学过的画图功底下降了很多，CAD也忘得差不多，所以这次的画图花费了大量的精力。这个设计里的所有的东西都得又我们自己选择，大到箱体的设计尺寸，小到箱盖上用多大的螺栓.所以比起前面几次的课程设计这次要显得繁琐的多。因此对我们的耐心和细心都有一定的考验。

这次的设计的圆满完成对我而言，提升是巨大的。它让我知道了学无止境的道理。我们每一个人永远不能满足于现有的成就，人生就像攀登，一座山峰的后面还有更高的山峰在等着你。这次课程设计必将成为我人生旅途上一个非常美好的回忆！

参考文献

[1] 濮良贵，纪名刚等《机械设计（第8版）》.北京：高等教育出版社,2006 [2] 刘鸿文《材料力学4版》 北京：高等教育出版社,2004

[3] 孙桓，陈作模主编《机械原理.7版》 北京：高等教育出版社，2006

[4] 机械设计手册编委会《机械设计手册.新版》北京：机械工业出版社，2004 [5] 任济生、唐道武、马克新《机械设计基础课程设计》，徐州：中国矿业大学出版社。2008

[6] 吴建程、陈国良、强文江《金属材料学》。北京：冶金工业出版社。2009

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