蜗轮蜗杆减速器设计

目录

前言..................................................................... 2 一、设计任务书 ........................................................... 3 二、传动方案的拟定及说明 ................................................. 5 三、电动机的选择 ......................................................... 6 3.1 、选择电动机的类型 ................................................... 6 3.2 、选择电动机的容量 ................................................... 6 3.3 、确定电动机的转速 ................................................... 6 四、计算传动装置以及动力参数 ............................................. 8 4.1、传动比的计算与分配 .................................................. 8 4.2、传动和动力参数计算 .................................................. 8 五 、蜗轮蜗杆设计计算 ................................................... 10 5.1蜗杆蜗轮参数设计计算 ................................................ 10 5.2蜗轮蜗杆弯曲强度校核 ................................................ 11 5.3蜗轮蜗杆尺寸总结 .................................................... 12 5.4蜗杆传动的热平衡计算 ................................................ 13 六、轴的设计计算 ........................................................ 14 6.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算 ............................................ 14 6.2 低速轴的设计计算 .................................................... 16 七、键联接的选择及校核计算 .............................................. 19 八、滚动轴承的选择及计算 ................................................ 20 8.1 高速轴上轴承的选择及校核 ............................................ 20 8.2 高速轴上轴承的选择及校核 ............................................ 20 九、联轴器的选择 ........................................................ 22 9.1、电动机与高速轴之间的联轴器 ......................................... 22 9.2、低速轴与卷筒之间的联轴器 ........................................... 22 十、减速器箱体尺寸及结构的确定 ......................................... 233 10.1 箱体尺寸的设计 .................................................... 233 10.2 箱体各部件结构的设计 .............................................. 244 十一、减速器的润滑 ..................................................... 236 十二、参考文献 ......................................................... 267

前言

课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。根据学院的教学环节，在2011年6月13日-2011年7月3日为期三周的机械设计课程设计。本次是设计一个一级蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机——联轴器——减速器——联轴器——卷筒），在袁逸萍老师指导下独立完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和装配图A0图纸一张、零件图A4图纸2张（包括蜗杆轴与蜗轮）。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。

该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。

一、设计任务书

可靠，提升装置应保证静载时机械自锁，并有力矩限制器和电磁制动器。设备调整、安装方便，结构紧凑，造价低。

(2)工作条件

载荷平稳，间歇工作。 (3)生产批量及加工条件 生产10台，无铸钢设备。 2.设计任务

绘制提升装置的方案原理图及结构图，装置包括原动机、传动装置、工作机（卷筒），考虑到安全性，应有保证安全的制动部分。 卷筒直径：D=300mm

使用期限：工作期限为十年，检修期间隔为三年。

图 1-2 高架灯提升装置

度V≤4——5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见（如图2-2所示），采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗杆及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆轴采用角接触轴承,蜗轮轴采用圆锥滚子轴承，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。

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。

图 2-2 蜗杆下置式

三、电动机的选择

3.1 、选择电动机的类型

根据工作要求选用Y系列全封闭扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压为380V。三相异步电动机具有结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。

3.2 、选择电动机的容量

电动机所需工作功率为：

P

d



Pw



取电动机工作效率为：Pd2.1kW

工作机所需功率： 传动装置的总效率为

P

W



Fv1000

4

2

122

3

联轴器效率1=0.99，滚品牌动轴承效率（一对）2=0.99，闭式蜗轮蜗杆传动效率3=0.75，传动滚筒效率4=0.96为代入得：

0.9920.9920.750.960.6916

工作机所需功率为：Pwp

d

1.4253kW

绳速：

V

pw10001.42531000

0.1815m/s

F8000

因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为2.2kW。

3.3 、确定电动机的转速

滚筒轴工作转速nw601000v11.56r/min

D

'

i1一般一级蜗轮蜗杆减速器传动比 为10~80，故电动机的转速可选范围为： '

= i1'nw(10~40)11.56r/min115nd.629~925.03r/min

符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min，现将这量种方案进行

比较。有相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1。

1相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，可以

四、计算传动装置以及动力参数

4.1、传动比的计算与分配

总传动比 ：

==61.42

减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i：

i==61.42

4.2、传动和动力参数计算

4.1电动机轴的输入功率、转速与转矩

P0= Pd

=2.1kW =710r/min T0=9550

P0

=28.25N .m n0

4.2蜗杆轴的输入功率、转速与转矩

P1= P0·

1=2.079kw

==710r/min

T1=9550

P1

=27.96N .m n1

4.3蜗轮轴的输入功率、转速与转矩

P2= P1·23= 1.5437kW

n2

n1

=11.56r/min i

T2= 9550

P2

=1275.29 N·m n2

4.4传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩

P3 = P2·η2·η1

=1.513kW =

=11.56 r/min

P3

= 1249.93N·m n3

T3= 9550

运动和动力参数计算结果整理于下表3-1： 表4-1各轴运动和动力参数

五 、蜗轮蜗杆设计计算

5.1蜗杆蜗轮参数设计计算

（1）选择材料并确定其许用应力

蜗杆用45钢，表面淬火，硬度为40~50HRC;蜗轮用铸铝青铜ZCuAl10Fe3砂模铸造,双侧工作

许用接触应力，查表12-2得[H]=230MPa 许用弯曲应力，查表12-6得 [F]=63MPa （2）选择蜗杆头数Z,并估计传动效率

由 i=61.42查表12-2，取Z1=1,则Z2=i Z1=62; 由Z1=1查表12-8，估计=0.74; （3）确定蜗杆转矩

T9.5510

6

P

1287169Nmm

2

（4）确定使用系数kEA，综合弹性系数z 取kA=1.1，取zE=160（钢配铝青铜） （5）确定接触系数zP

假定10.35,由图12-11得zPa

=2.9

（6）计算中心距a

ak

2a

T(zEzp/[

H

])179.28mm

（7）确定模数m,蜗轮齿数z

2

,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角τ，中心距等参数 由式12-10得

d0.68a0.875

1

63.73mm

m

2a1

z

4.76mm

2

a

现取m5mm, q18, d190mm,d2mZ2562310mm则

a0.5m(qZ2)200179.28mm,

接触强度足够，满足要求。

。导程角 rarctanz1/qarctan1/183.12。

5.2蜗轮蜗杆弯曲强度校核

（1）蜗轮齿形系数

由当量齿数 ZZ/(cosr)62/(cos3.12)V23362

查图11-8得，YFa2=2.3

(2)蜗轮齿根弯曲应力

F=1.53KaTFa2

1mcosr235.77Mpa

弯曲强度足够。

（3）蜗杆刚度计算

3蜗杆圆周力Ft1=Fa2=2T1/d1

=228.510/90=633.33N

蜗杆轴向力Fa1=Ft2=2T2/d2=8229N

蜗杆径向力Fr1=Fr2=Fa1tanα=2995.12N

5蜗杆材料弹性模量 E=2.0610MPa

蜗杆危险截面惯性矩 I=6=3.2210mm4

蜗杆支点跨距l=0.9d2=278mm

许用挠度 [Y]=d1/1000=0.09mm

由切向力Ft1和径向力Fr1产生的挠度分别为

-4==4.3210mm Yt13t148EI

3Yr1=r1

48EI2.0410mm 3

合成总挠度为Y2

t1Yr1=2.09210-3mm

5.3蜗轮蜗杆尺寸总结

(1)蜗杆尺寸

分度圆直径 d1mq90mm

齿顶高 ham5mm

齿根高 hf1.2m6mm

齿顶圆直径 da1m(q2)100mm

齿根圆直径 df1m(q2.4)78mm

(2)蜗轮尺寸

分度圆直径 dmz2310mm

齿顶高ham5mm

齿根高hf1.2m6mm

喉圆直径 da2m(z22)320mm

齿根圆直径 df2m(z22.4)298mm

齿顶圆直径 da da21.5m327.5mm

中心距a=0.5m(q+Z2)=200mm

齿面距 P=15.7mm

径向间隙 c=1

5.4蜗杆传动的热平衡计算

P12.1kW

表面积, 0.75 , t15W/(m2C) A394100.mm2

p1(1)t1000tA88.8C(6070)C

所以需加冷却水管 。

六、轴的设计计算

6.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算

高速轴用45#钢，调质处理。[τ]=3040MPa p=2.1kW C=118107 取

τ=35, C=112, dCP=16mm n

下图中L=317 mm, K=145mm,d=90mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。

蜗杆作用在轴上的力为：

圆周力： Ft=633.33N

径向力： Fr=2995.12N

轴向力： Fa=8229N

（1）垂直面的支承反力（图a） dLFrFa1

838.75N F1VL

.12838.753833.87N F2VFrF1V2995

（2）水平面的支承反力（图b）

F1HF2HFt316.67N 2

（3）绘垂直面的弯矩图（图a）

MaVF2V

'MaVL607.67Nm2 LF1V132.94Nm2

（4）绘水平面的弯矩图（图b） L MaHF1H50.192Nm 2

（5）求合成弯矩Ma（图c） 22MaMaVMaH609.74Nm

MM'

a'2av M2

aH142.10Nm

图 6-1蜗杆轴的受力分析

（6）求轴传递的转矩（图d） TFtd128.50Nm 2

（7）求危险截面的当量弯矩

从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：

2T 取1, MeMa2

2T609.742128.5610.4Nm MeMa22

（8）计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45#钢，调质处理，查表得B600MPa，许用弯曲应力

1b55MPa，则

dMe48.5mm 0.11b经校核得知该轴的设计是合理的。

6.2 低速轴的设计计算

下图中L=195mm,K=175mm,d=80mm,d2310mm ,的。图中a点为齿轮沿轴长

方向的中点。

蜗轮作用在轴上的力为：

圆周力： Ft=8229N

径向力： Fr=2995.12N

轴向力： Fa=633.33N

作用在轴右端卷筒上外力F=8000N

（1）垂直面的支承反力（图a）

F1VFrdLFa2

994.14N

L

F2VFrF1V2995.12994.142000.98N （2）水平面的支承反力（图b）

F1HF2HFt4114.5N 2

（3）F力在支点产生的反力(c)

F1FFK

L7179.49N

F2FF1FF15179.49N (4)绘垂直面的弯矩图（图a）

MaVF2V

'MaVL0.1952000.98195.1Nm22 LF1V96.93Nm2

图6-2 蜗轮轴的受力分析

（5）绘水平面的弯矩图（图b）

L0.1954114.5401.16Nm 22

（6）F力产生的弯矩图(图c) MaHF1H

M2FFK1400Nm

a-a截面F力产生的弯矩为: L MaFF1F700Nm 2

（7）求合成弯矩Ma（图d） 22MaMaVMaHMaF446.097001146.09Nm

MM'

a'2av M2

aHMaF412.77001112.7Nm

（8）求轴传递的转矩（图e） TFtd20.3182291275.495Nm 22

（9）求危险截面的当量弯矩

从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：

2T 取1, MeMa2

2T.09211275.4951714.77Nm MeMa22

（10）计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45#钢，正火处理，查表得B600MPa，许用弯曲应力

1b55MPa，则

dMe67.81mm 0.11b考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大5%，故

d=1.05x67.81mm=71.2

经校核得知该轴的设计是合理的。

七、键联接的选择及校核计算

键均采用45钢，查得键的许用挤压应力为P125~150MPa。

7.1蜗杆固定联轴器键

选择键的宽度b=12mm，高度h=8mm，长度L=90mm。

已知轴的直径d=42mm，传递的转矩T=28N·m。[σ]=140Mpa

4T428103

2.5MPa140， 安全。 校核： Pdhl421290

7.2蜗轮固定联轴器键

选择键的宽度b=18mm，高度h=11mm，长度L=85mm。

已知轴的直径d=60mm，传递的转矩T=1237N·m。[σ]=140Mpa

4T41237103

88.2MPa140Mpa， 安全。 校核： pdhl601185

固定蜗轮键 选择键的宽度b=22mm，高度h=14mm，长度L=80mm。

已知轴的直径d=80mm，传递的转矩T=1263N·m。[σ]=140Mpa

4T41263103

56.4MPa140， 安全。 校核： Pdhl801480

八、滚动轴承的选择及计算

8.1 高速轴上轴承的选择及校核

因轴的直径为55mm，故选用角接触球轴承7211AC，其中 Cr=50.5KN,

（1）由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为： F1V838N,F2V3833.87N,F1HF2H316.67N，则轴承载荷为： 22Fr1F1VF12.672896NH838316

Fr2FF

Fa=8229N 22V21H3833.87316.673846.9N22

预期寿命Lh4103h，载荷平稳。

因为

a

r282290.68 3846.9

故当量动载荷为：

P2X2Fr2Y2Fa0.413846.90.8782298736.5N 计算所需的径向基本额定动载荷

1/31/3fPCr1P2

ft60n6Lh108736.5607103410611048.35kN

则Cr1=48350N

查表得 7211AC轴承的径向基本额定动载荷Cr50.5kN，因Cr1Cr，故所选轴承适用。

8.2 高速轴上轴承的选择及校核

因轴的直径为75mm，故选用圆锥滚子轴承32215，其中

, C0r242KN。 Cr170KN

（1）由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分

别为： F1V994N,F2V2000.98N,F1HF2H4114.5N，则轴

承载荷为：

2

Fr1F1VF1233725336.524243NH

Fr2FF

2

2V21H

35485336.54574N

22

预期寿命Lh4103h，载荷平稳。 （2）计算轴承1、2的轴向力Fa1,Fa2

Fs1Fs2

r1

2Y

r2

3061N

（方向见图示）

2Y

3300N

图8-1 轴力方向示意

因为Fs1FAFs2

所以轴承2为压紧端，Fa13724N,轴承2为放松端，Fa23300N （3）计算轴承1、2的当量动载荷

Fa11068

eFr12991Fa24059

eFr22991

查表得X10.4,Y10.69;X21,Y20 故当量动载荷为：

P1X1Fr1Y1Fa14266NP2X2Fr2Y2Fa24574N

（4）计算所需的径向基本额定动载荷Cr

因轴结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P1P2， 故应以轴承2的径向当量动载荷P1为计算依据。因载荷平稳，工作温度正常，查表得ft1。所以

Cr1

fPP2ft

60n6Lh10

3

10



4.5746011.5634106

10

3

10

6.2kN

查表得圆锥滚子轴承32215的径向基本额定动载荷Cr160kN，因Cr1Cr，故所选轴承适用。

九、联轴器的选择

9.1、电动机与高速轴之间的联轴器

已知高速轴的输出功率为P=2.1W，转速n=710r/min, 因工作平稳，选用凸缘联轴器。

高速轴转矩为T=28.25N·m，查表得KA1.1，故计算转矩为： TCKAT1.128.2531.075Nm

根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取弹性柱销联轴器LX3，材料为钢时，许用转速为4750r/min，允许的

轴孔直径为42 mm，合适。

9.2、低速轴与卷筒之间的联轴器

已知低速轴的输出功率为P=1.53kW，转速n=11.56r/min, 因工作平稳，选用凸缘联轴

器。低速轴转矩为T=1250N·m，查表得KA1.1，故计算转矩为： TCKAT1.112501375Nm

根据计算转矩及卷筒轴直径和减速器输出轴的直径查设计手册，选取凸缘联轴器GY8，其公称转矩为3150N·m，材料为钢时，许用转速为4800r/min，允许的轴孔直径为60—70 mm合适。

十、减速器箱体尺寸及结构的确定

10.1 箱体尺寸的设计

10.2 箱体各部件结构的设计 箱体

减速器箱体是支承轴系部件，保证传动零件正确啮合，良好润滑和密封的基础零件，应具有足够的强度和刚度。因无铸造设备，箱体采用锻造。为保证减速器支承刚度，箱体轴承座应有足够厚度，并设置加强肋。轴承旁联接螺栓凸台有利于提高轴承座孔的联接刚度，凸台高度由联接螺栓的扳手空间决定。箱座与箱盖联接凸缘要有一定厚度，以保证箱座与箱盖联接刚度，箱体剖分面要加工平整。箱体内的浸油高度为一个齿高,为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30——50mm,在本次设计中设计其距离为50mm。

轴承盖

轴承盖用来密封、轴向固定轴承、支撑轴向载荷和调整轴承间隙。由设计要求选用凸缘式轴承盖，铸钢铸造。

轴承密封

对有轴穿出的轴承盖轴承盖孔与周之间应有密封件，以防止润滑剂外漏及外界灰尘、水分渗入，保证轴承的正常工作。所选轴承在已知工作条件下均采用油润滑，因转速不高，故选用毡圈油封。

观察孔

减速器安装完毕以后，为检查箱体内传动零件的啮合与润滑情况和向箱体内加润滑油，须在传动件上方设置观察孔。在允许条件下，观察孔应设计的大些。

通气器

通气器安装在观察孔盖上。采用带有过滤网的通气器，以避免箱体外灰尘、杂物吸入箱内影响润滑。在本次设计中选用的是M181.5的通气器。

油标（油面指示器）

选用B型杆式油标，螺纹公称直径是M20。

起吊装置

为方便拆卸，箱体一定要有起吊装置。本设计选用在箱盖上加装起盖螺钉，规格为M12。

螺塞和封油圈的设计

箱座壁厚为10mm,故选择外六角螺塞M27×1.5；油圈选用纸封油圈。

十一、减速器的润滑

速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。

减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。

轮轴承采用刮板润滑。

杆轴承采用脂润滑，为防止箱内的润滑油进入轴承而使润滑脂稀释而流走，常在轴承内侧加挡油盘。

十二、参考文献

1.《机械设计基础》 （第五版） 杨可桢、程光蕴、李仲生主编 高等教育出版社2006.5

2. 《机械设计综合课程设计》 王之栎、王大康主编 机械工业出版社2007.8

3 .《现代工程工程制图》 杨裕根 祝世敏主编 北京邮电大学出版社 2008.4

4. 《机械零件设计手册》 1988.6

5. 《机械设计实用手册》 2005.08

6.《机械设计课程设计指导书》2006.06

7. 《机械设计课程设计》 版；

李忠生主编 吴宗泽编著龚桂义编著 潘承怡主编 高等教育出版社 化学化工出版社 高等教育出版社， 哈尔滨理工大学出

目录

前言..................................................................... 2 一、设计任务书 ........................................................... 3 二、传动方案的拟定及说明 ................................................. 5 三、电动机的选择 ......................................................... 6 3.1 、选择电动机的类型 ................................................... 6 3.2 、选择电动机的容量 ................................................... 6 3.3 、确定电动机的转速 ................................................... 6 四、计算传动装置以及动力参数 ............................................. 8 4.1、传动比的计算与分配 .................................................. 8 4.2、传动和动力参数计算 .................................................. 8 五 、蜗轮蜗杆设计计算 ................................................... 10 5.1蜗杆蜗轮参数设计计算 ................................................ 10 5.2蜗轮蜗杆弯曲强度校核 ................................................ 11 5.3蜗轮蜗杆尺寸总结 .................................................... 12 5.4蜗杆传动的热平衡计算 ................................................ 13 六、轴的设计计算 ........................................................ 14 6.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算 ............................................ 14 6.2 低速轴的设计计算 .................................................... 16 七、键联接的选择及校核计算 .............................................. 19 八、滚动轴承的选择及计算 ................................................ 20 8.1 高速轴上轴承的选择及校核 ............................................ 20 8.2 高速轴上轴承的选择及校核 ............................................ 20 九、联轴器的选择 ........................................................ 22 9.1、电动机与高速轴之间的联轴器 ......................................... 22 9.2、低速轴与卷筒之间的联轴器 ........................................... 22 十、减速器箱体尺寸及结构的确定 ......................................... 233 10.1 箱体尺寸的设计 .................................................... 233 10.2 箱体各部件结构的设计 .............................................. 244 十一、减速器的润滑 ..................................................... 236 十二、参考文献 ......................................................... 267

前言

课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。根据学院的教学环节，在2011年6月13日-2011年7月3日为期三周的机械设计课程设计。本次是设计一个一级蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机——联轴器——减速器——联轴器——卷筒），在袁逸萍老师指导下独立完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和装配图A0图纸一张、零件图A4图纸2张（包括蜗杆轴与蜗轮）。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。

该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。

一、设计任务书

可靠，提升装置应保证静载时机械自锁，并有力矩限制器和电磁制动器。设备调整、安装方便，结构紧凑，造价低。

(2)工作条件

载荷平稳，间歇工作。 (3)生产批量及加工条件 生产10台，无铸钢设备。 2.设计任务

绘制提升装置的方案原理图及结构图，装置包括原动机、传动装置、工作机（卷筒），考虑到安全性，应有保证安全的制动部分。 卷筒直径：D=300mm

使用期限：工作期限为十年，检修期间隔为三年。

图 1-2 高架灯提升装置

度V≤4——5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见（如图2-2所示），采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗杆及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆轴采用角接触轴承,蜗轮轴采用圆锥滚子轴承，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。

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。

图 2-2 蜗杆下置式

三、电动机的选择

3.1 、选择电动机的类型

根据工作要求选用Y系列全封闭扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压为380V。三相异步电动机具有结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。

3.2 、选择电动机的容量

电动机所需工作功率为：

P

d



Pw



取电动机工作效率为：Pd2.1kW

工作机所需功率： 传动装置的总效率为

P

W



Fv1000

4

2

122

3

联轴器效率1=0.99，滚品牌动轴承效率（一对）2=0.99，闭式蜗轮蜗杆传动效率3=0.75，传动滚筒效率4=0.96为代入得：

0.9920.9920.750.960.6916

工作机所需功率为：Pwp

d

1.4253kW

绳速：

V

pw10001.42531000

0.1815m/s

F8000

因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为2.2kW。

3.3 、确定电动机的转速

滚筒轴工作转速nw601000v11.56r/min

D

'

i1一般一级蜗轮蜗杆减速器传动比 为10~80，故电动机的转速可选范围为： '

= i1'nw(10~40)11.56r/min115nd.629~925.03r/min

符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min，现将这量种方案进行

比较。有相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1。

1相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，可以

四、计算传动装置以及动力参数

4.1、传动比的计算与分配

总传动比 ：

==61.42

减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i：

i==61.42

4.2、传动和动力参数计算

4.1电动机轴的输入功率、转速与转矩

P0= Pd

=2.1kW =710r/min T0=9550

P0

=28.25N .m n0

4.2蜗杆轴的输入功率、转速与转矩

P1= P0·

1=2.079kw

==710r/min

T1=9550

P1

=27.96N .m n1

4.3蜗轮轴的输入功率、转速与转矩

P2= P1·23= 1.5437kW

n2

n1

=11.56r/min i

T2= 9550

P2

=1275.29 N·m n2

4.4传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩

P3 = P2·η2·η1

=1.513kW =

=11.56 r/min

P3

= 1249.93N·m n3

T3= 9550

运动和动力参数计算结果整理于下表3-1： 表4-1各轴运动和动力参数

五 、蜗轮蜗杆设计计算

5.1蜗杆蜗轮参数设计计算

（1）选择材料并确定其许用应力

蜗杆用45钢，表面淬火，硬度为40~50HRC;蜗轮用铸铝青铜ZCuAl10Fe3砂模铸造,双侧工作

许用接触应力，查表12-2得[H]=230MPa 许用弯曲应力，查表12-6得 [F]=63MPa （2）选择蜗杆头数Z,并估计传动效率

由 i=61.42查表12-2，取Z1=1,则Z2=i Z1=62; 由Z1=1查表12-8，估计=0.74; （3）确定蜗杆转矩

T9.5510

6

P

1287169Nmm

2

（4）确定使用系数kEA，综合弹性系数z 取kA=1.1，取zE=160（钢配铝青铜） （5）确定接触系数zP

假定10.35,由图12-11得zPa

=2.9

（6）计算中心距a

ak

2a

T(zEzp/[

H

])179.28mm

（7）确定模数m,蜗轮齿数z

2

,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角τ，中心距等参数 由式12-10得

d0.68a0.875

1

63.73mm

m

2a1

z

4.76mm

2

a

现取m5mm, q18, d190mm,d2mZ2562310mm则

a0.5m(qZ2)200179.28mm,

接触强度足够，满足要求。

。导程角 rarctanz1/qarctan1/183.12。

5.2蜗轮蜗杆弯曲强度校核

（1）蜗轮齿形系数

由当量齿数 ZZ/(cosr)62/(cos3.12)V23362

查图11-8得，YFa2=2.3

(2)蜗轮齿根弯曲应力

F=1.53KaTFa2

1mcosr235.77Mpa

弯曲强度足够。

（3）蜗杆刚度计算

3蜗杆圆周力Ft1=Fa2=2T1/d1

=228.510/90=633.33N

蜗杆轴向力Fa1=Ft2=2T2/d2=8229N

蜗杆径向力Fr1=Fr2=Fa1tanα=2995.12N

5蜗杆材料弹性模量 E=2.0610MPa

蜗杆危险截面惯性矩 I=6=3.2210mm4

蜗杆支点跨距l=0.9d2=278mm

许用挠度 [Y]=d1/1000=0.09mm

由切向力Ft1和径向力Fr1产生的挠度分别为

-4==4.3210mm Yt13t148EI

3Yr1=r1

48EI2.0410mm 3

合成总挠度为Y2

t1Yr1=2.09210-3mm

5.3蜗轮蜗杆尺寸总结

(1)蜗杆尺寸

分度圆直径 d1mq90mm

齿顶高 ham5mm

齿根高 hf1.2m6mm

齿顶圆直径 da1m(q2)100mm

齿根圆直径 df1m(q2.4)78mm

(2)蜗轮尺寸

分度圆直径 dmz2310mm

齿顶高ham5mm

齿根高hf1.2m6mm

喉圆直径 da2m(z22)320mm

齿根圆直径 df2m(z22.4)298mm

齿顶圆直径 da da21.5m327.5mm

中心距a=0.5m(q+Z2)=200mm

齿面距 P=15.7mm

径向间隙 c=1

5.4蜗杆传动的热平衡计算

P12.1kW

表面积, 0.75 , t15W/(m2C) A394100.mm2

p1(1)t1000tA88.8C(6070)C

所以需加冷却水管 。

六、轴的设计计算

6.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算

高速轴用45#钢，调质处理。[τ]=3040MPa p=2.1kW C=118107 取

τ=35, C=112, dCP=16mm n

下图中L=317 mm, K=145mm,d=90mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。

蜗杆作用在轴上的力为：

圆周力： Ft=633.33N

径向力： Fr=2995.12N

轴向力： Fa=8229N

（1）垂直面的支承反力（图a） dLFrFa1

838.75N F1VL

.12838.753833.87N F2VFrF1V2995

（2）水平面的支承反力（图b）

F1HF2HFt316.67N 2

（3）绘垂直面的弯矩图（图a）

MaVF2V

'MaVL607.67Nm2 LF1V132.94Nm2

（4）绘水平面的弯矩图（图b） L MaHF1H50.192Nm 2

（5）求合成弯矩Ma（图c） 22MaMaVMaH609.74Nm

MM'

a'2av M2

aH142.10Nm

图 6-1蜗杆轴的受力分析

（6）求轴传递的转矩（图d） TFtd128.50Nm 2

（7）求危险截面的当量弯矩

从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：

2T 取1, MeMa2

2T609.742128.5610.4Nm MeMa22

（8）计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45#钢，调质处理，查表得B600MPa，许用弯曲应力

1b55MPa，则

dMe48.5mm 0.11b经校核得知该轴的设计是合理的。

6.2 低速轴的设计计算

下图中L=195mm,K=175mm,d=80mm,d2310mm ,的。图中a点为齿轮沿轴长

方向的中点。

蜗轮作用在轴上的力为：

圆周力： Ft=8229N

径向力： Fr=2995.12N

轴向力： Fa=633.33N

作用在轴右端卷筒上外力F=8000N

（1）垂直面的支承反力（图a）

F1VFrdLFa2

994.14N

L

F2VFrF1V2995.12994.142000.98N （2）水平面的支承反力（图b）

F1HF2HFt4114.5N 2

（3）F力在支点产生的反力(c)

F1FFK

L7179.49N

F2FF1FF15179.49N (4)绘垂直面的弯矩图（图a）

MaVF2V

'MaVL0.1952000.98195.1Nm22 LF1V96.93Nm2

图6-2 蜗轮轴的受力分析

（5）绘水平面的弯矩图（图b）

L0.1954114.5401.16Nm 22

（6）F力产生的弯矩图(图c) MaHF1H

M2FFK1400Nm

a-a截面F力产生的弯矩为: L MaFF1F700Nm 2

（7）求合成弯矩Ma（图d） 22MaMaVMaHMaF446.097001146.09Nm

MM'

a'2av M2

aHMaF412.77001112.7Nm

（8）求轴传递的转矩（图e） TFtd20.3182291275.495Nm 22

（9）求危险截面的当量弯矩

从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：

2T 取1, MeMa2

2T.09211275.4951714.77Nm MeMa22

（10）计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45#钢，正火处理，查表得B600MPa，许用弯曲应力

1b55MPa，则

dMe67.81mm 0.11b考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大5%，故

d=1.05x67.81mm=71.2

经校核得知该轴的设计是合理的。

七、键联接的选择及校核计算

键均采用45钢，查得键的许用挤压应力为P125~150MPa。

7.1蜗杆固定联轴器键

选择键的宽度b=12mm，高度h=8mm，长度L=90mm。

已知轴的直径d=42mm，传递的转矩T=28N·m。[σ]=140Mpa

4T428103

2.5MPa140， 安全。 校核： Pdhl421290

7.2蜗轮固定联轴器键

选择键的宽度b=18mm，高度h=11mm，长度L=85mm。

已知轴的直径d=60mm，传递的转矩T=1237N·m。[σ]=140Mpa

4T41237103

88.2MPa140Mpa， 安全。 校核： pdhl601185

固定蜗轮键 选择键的宽度b=22mm，高度h=14mm，长度L=80mm。

已知轴的直径d=80mm，传递的转矩T=1263N·m。[σ]=140Mpa

4T41263103

56.4MPa140， 安全。 校核： Pdhl801480

八、滚动轴承的选择及计算

8.1 高速轴上轴承的选择及校核

因轴的直径为55mm，故选用角接触球轴承7211AC，其中 Cr=50.5KN,

（1）由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为： F1V838N,F2V3833.87N,F1HF2H316.67N，则轴承载荷为： 22Fr1F1VF12.672896NH838316

Fr2FF

Fa=8229N 22V21H3833.87316.673846.9N22

预期寿命Lh4103h，载荷平稳。

因为

a

r282290.68 3846.9

故当量动载荷为：

P2X2Fr2Y2Fa0.413846.90.8782298736.5N 计算所需的径向基本额定动载荷

1/31/3fPCr1P2

ft60n6Lh108736.5607103410611048.35kN

则Cr1=48350N

查表得 7211AC轴承的径向基本额定动载荷Cr50.5kN，因Cr1Cr，故所选轴承适用。

8.2 高速轴上轴承的选择及校核

因轴的直径为75mm，故选用圆锥滚子轴承32215，其中

, C0r242KN。 Cr170KN

（1）由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分

别为： F1V994N,F2V2000.98N,F1HF2H4114.5N，则轴

承载荷为：

2

Fr1F1VF1233725336.524243NH

Fr2FF

2

2V21H

35485336.54574N

22

预期寿命Lh4103h，载荷平稳。 （2）计算轴承1、2的轴向力Fa1,Fa2

Fs1Fs2

r1

2Y

r2

3061N

（方向见图示）

2Y

3300N

图8-1 轴力方向示意

因为Fs1FAFs2

所以轴承2为压紧端，Fa13724N,轴承2为放松端，Fa23300N （3）计算轴承1、2的当量动载荷

Fa11068

eFr12991Fa24059

eFr22991

查表得X10.4,Y10.69;X21,Y20 故当量动载荷为：

P1X1Fr1Y1Fa14266NP2X2Fr2Y2Fa24574N

（4）计算所需的径向基本额定动载荷Cr

因轴结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P1P2， 故应以轴承2的径向当量动载荷P1为计算依据。因载荷平稳，工作温度正常，查表得ft1。所以

Cr1

fPP2ft

60n6Lh10

3

10



4.5746011.5634106

10

3

10

6.2kN

查表得圆锥滚子轴承32215的径向基本额定动载荷Cr160kN，因Cr1Cr，故所选轴承适用。

九、联轴器的选择

9.1、电动机与高速轴之间的联轴器

已知高速轴的输出功率为P=2.1W，转速n=710r/min, 因工作平稳，选用凸缘联轴器。

高速轴转矩为T=28.25N·m，查表得KA1.1，故计算转矩为： TCKAT1.128.2531.075Nm

根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取弹性柱销联轴器LX3，材料为钢时，许用转速为4750r/min，允许的

轴孔直径为42 mm，合适。

9.2、低速轴与卷筒之间的联轴器

已知低速轴的输出功率为P=1.53kW，转速n=11.56r/min, 因工作平稳，选用凸缘联轴

器。低速轴转矩为T=1250N·m，查表得KA1.1，故计算转矩为： TCKAT1.112501375Nm

根据计算转矩及卷筒轴直径和减速器输出轴的直径查设计手册，选取凸缘联轴器GY8，其公称转矩为3150N·m，材料为钢时，许用转速为4800r/min，允许的轴孔直径为60—70 mm合适。

十、减速器箱体尺寸及结构的确定

10.1 箱体尺寸的设计

10.2 箱体各部件结构的设计 箱体

减速器箱体是支承轴系部件，保证传动零件正确啮合，良好润滑和密封的基础零件，应具有足够的强度和刚度。因无铸造设备，箱体采用锻造。为保证减速器支承刚度，箱体轴承座应有足够厚度，并设置加强肋。轴承旁联接螺栓凸台有利于提高轴承座孔的联接刚度，凸台高度由联接螺栓的扳手空间决定。箱座与箱盖联接凸缘要有一定厚度，以保证箱座与箱盖联接刚度，箱体剖分面要加工平整。箱体内的浸油高度为一个齿高,为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30——50mm,在本次设计中设计其距离为50mm。

轴承盖

轴承盖用来密封、轴向固定轴承、支撑轴向载荷和调整轴承间隙。由设计要求选用凸缘式轴承盖，铸钢铸造。

轴承密封

对有轴穿出的轴承盖轴承盖孔与周之间应有密封件，以防止润滑剂外漏及外界灰尘、水分渗入，保证轴承的正常工作。所选轴承在已知工作条件下均采用油润滑，因转速不高，故选用毡圈油封。

观察孔

减速器安装完毕以后，为检查箱体内传动零件的啮合与润滑情况和向箱体内加润滑油，须在传动件上方设置观察孔。在允许条件下，观察孔应设计的大些。

通气器

通气器安装在观察孔盖上。采用带有过滤网的通气器，以避免箱体外灰尘、杂物吸入箱内影响润滑。在本次设计中选用的是M181.5的通气器。

油标（油面指示器）

选用B型杆式油标，螺纹公称直径是M20。

起吊装置

为方便拆卸，箱体一定要有起吊装置。本设计选用在箱盖上加装起盖螺钉，规格为M12。

螺塞和封油圈的设计

箱座壁厚为10mm,故选择外六角螺塞M27×1.5；油圈选用纸封油圈。

十一、减速器的润滑

速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。

减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。

轮轴承采用刮板润滑。

杆轴承采用脂润滑，为防止箱内的润滑油进入轴承而使润滑脂稀释而流走，常在轴承内侧加挡油盘。

十二、参考文献

1.《机械设计基础》 （第五版） 杨可桢、程光蕴、李仲生主编 高等教育出版社2006.5

2. 《机械设计综合课程设计》 王之栎、王大康主编 机械工业出版社2007.8

3 .《现代工程工程制图》 杨裕根 祝世敏主编 北京邮电大学出版社 2008.4

4. 《机械零件设计手册》 1988.6

5. 《机械设计实用手册》 2005.08

6.《机械设计课程设计指导书》2006.06

7. 《机械设计课程设计》 版；

李忠生主编 吴宗泽编著龚桂义编著 潘承怡主编 高等教育出版社 化学化工出版社 高等教育出版社， 哈尔滨理工大学出