目录
一、电动机的选择 (3)
二、传动比分配 (4)
三、计算传动装置的运动和动力参数 (4)
四、传动零件的设计计算 (4)
五、轴的设计计算 (6)
六、蜗杆轴的设计计算 (17)
七、键联接的选择及校核计算 (18)
八、减速器箱体结构尺寸确定 (19)
九、润滑油选择： (21)
十、滚动轴承的选择及计算 (21)
十一、联轴器的选择 (22)
十二、设计小结 (22)
设计计算及说明
结果
一 .电动机的选择
1、电动机类型选择
按工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型Ｙ（IP44）系列三相异步电动机。
2、电动机容量
（1）工作机所需功率W P
1000
W
Fv P ==8x0.9=7.2kw （2）电动机的输出功率d P η
w d P P =
传动装置的总效率87654321ηηηηηηηηη???????= 式中，η1、η2…为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和
轴承的效率。由《机械设计课程设计》表2-4查得：单头
蜗杆10.75η=；球轴承20.98η=（三对）；联轴器30.99η=（两个）；7级精度齿轮传动40.95η= 则 320.980.750.990.950.6573η=???≈ 故w d P
P η
==7.2/0.71=10.14kw 3、电动机的转速
（1）工作机主轴转速
601000w v n D
π?==42.99/min r
W P =7.2kw
η≈0.6573
d P =10.95kw
n w =42.99/min r
根据表16-1 方案 型号
额定功率 同步转速 满载转速
质量
1 Y132M2-6 5.5 1000 960 84 2
Y132S-4
5.5
1500
1440
68
有表中数据可知两个方案均可行，但方案1的总传动比较小，传动装置结构尺寸较小，并且节约能量。因此选择方案1，选定电动机的型号为Y132M2-6，
二．传动比分配
蜗杆传动
a i =
m
n n
= 9608.38=114.55 2(0.03~0.06)i i ==3~5
取i 涡=30所以2i =3.82
三．计算传动装置的运动和动力参数
1）各轴传速
960min
D m r
n n ==
11212324960
960min 1
960
32min 303232min 1
8.38min
D D n r
n i n r
n i n r
n i r n n ===========
2） 各轴输入功率
4D P P kw ==d
a i =114.55
i 涡=30 2i =3.82
D n =960min r
1n =960min r 2n =32min r 3n =32min r
n 工=8.38r/min
D P =4kw
1 3.96d P P kw η==3 121
2 2.9106P P kw ηη== 32 2.824P P kw ηη==2
3 3 2.63P P kw ηη==4w 工 3）各轴输入转矩T （N ?ｍ） T n =9550× p/ n i
T 1=9550×3.96/960=39.393 N ·m T 2=9550×2.9106/32=868.63 N ·m T 3=9550×2.824/32=842.79 N ·m T 4=9550×2.63/8.38=2985.7995 N ·m
将以上算得的运动及动力参数列表如下：
轴号
功率P/kw
转矩
T/(m N ?) 转速
n/1min -?r
电动机轴 4 2 960 Ⅰ轴 3.96 39.4 960 Ⅱ轴 2.824 868.63 32 Ⅲ轴 2.9106 842.79 32 工作轴
2.63
29854.7995
8.38
四、传动零件的设计计算 ㈠ 蜗轮蜗杆
1、选择蜗杆的传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开式蜗杆(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
1P =3.96kw 2P =2.9106kw 3P =2.824kw P =工 2.63kw
T 1=39.393N ·m T 2=868.63 N ·m T 3=842.79 N ·m T 4=2985.7995 N ·m
为45~55HRC，蜗轮用铸锡磷青铜ZC
u S
n
10P1，金属模铸造
3、按齿面接触疲劳强度进行设计
1).在蜗轮上的转矩，即T
2 ，按Z=1，估取效率η=0.75，则T
2
=868630
⑴确定作用在蜗轮上的转矩，即T
2
，按Z=1，估取效率η=0.75，
则T
2
=868630
⑵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
B
=1，由书上(机
械设计)表11-5，选取使用系数K
A
=1.15；由于转速不高，冲不大，
可取载荷K
V =1.05。则 K=K
A
K
B
K
V
=1.15×1×1.05≈1.21
⑶确定弹性影响系数Z
E
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配，故Z
E
=160mpa1/2
⑷确定接触系数Z
p
先假设蜗杆分度圆直径d
1和传动中心距a的比值d
1
/a=0.35，
从图11-8得Z
p
=2.9
⑸确定许用接触应力[б
H
]
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮，金属模铸造，蜗杆螺旋面齿面硬度>45HRC，据表11-7查得蜗轮的基本许用应力[бH
] `=268mpa
应力循环次数N=60×1×32×(10×250×2×8×0.15)=11520000
K
HN
=(107/11520000)1/8=0.9825
寿命系数 [б
H ]= K
HN
×[б
H
] `=0.9825×268mpa=262.8mpa
⑹计算中心距
根据公式：a≥[KT
2(Z
E
Z
P
/[б
H
])2]1/3
a≥[1.21×868630×(160×2.9/262.8)2]1/3=148.53
据实际数据验算，取中心距a=160 ,i=30，故从表11-2中取模数
m=8 mm，分度圆直径d
1=80mm，这时，d
1
/a=0.4
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
⑴蜗杆蜗杆：45钢
蜗轮：ZC
u
S
n
10P1
T
2
=868630N·mm
K
V
=1.05。则
K=K
A
K
B
K
V
=1.15×1×1.05≈1.21
Z
E
=160mpa1/2
[б
H
] `=268mpa N=11520000
K
HN
=0.9825
[б
H
]= 262.8mpa
轴向齿距p
a =25.133 mm，直径系数q=10，齿顶圆直径d
a1
=96 mm ;
齿根圆直径d
f1=60.8，分度圆导程角γ=542'48''
o；蜗杆轴向齿厚
S
a
=12.5664 mm ⑵蜗轮
Z 2=31，变为系数 X
2
= -0.5
验算传动比i=31，传动比误差为(31-30)/30=3.3%，是允许的
蜗轮分度圆直径：d
2=m Z
2
=8×31=248 mm
蜗轮喉圆直径：d
a2= d
2
+ 2h
a2
=248+2×[8×(1-0.5)]=256 mm
蜗轮齿根圆直径：d
f2= d
2
- 2h
f2
=248-2×8×1.7=220.8 mm
蜗轮咽喉母圆半径：r
g2=a-1/2d
a2
=160-(1/2)256=32 mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度
бf=(1.53KT/d1d2m)Y fa2Y B≤[бf]
当量齿数 Z
v2=Z
2
/cos3r=31/(cos5.71。)3=31.47
根据X
2= -0.5，Z
v2
=31.47，查得齿形系数Y
fa2
=3.34
即，螺旋角系数Y
B
=1-r/140。=1-5.71。/140。=0.9592
许用弯曲应力[б
f ]= [б
f
] ＇·K
FN
从表11-8中查得由ZC
u S
n
10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力[б
f
] ＇
=56 mpa
寿命系数K
FN
=(106/11520000)1/9=0.762
[б
f
]=56×0.762=42.672 mpa
бf=(1.53× 1.21×868630/80×248×8) × 3.36×
0.9592=32.6534 mpa
∵б
f ≤ [б
f
]，∴符合要求
6、验算效率η
η=(0.95~0.96) tanγ/tan(γ+ψ)
γ=5.71。；ψv=arctan f v ；f v与相对滑速度V s有关
V s =πd
1
n
1
/60×1000 cosγ=π×80×960/60×1000 cos5.71。
=4.784 m/s
从表11-8中用插值法查得f
v =0.022432，ψ
v
=1.285，代入式中得
a=160 ,i=30
m=8 mm，d
1
=80mm
d
2
=248 mm
d
a2
=256 mm
d
f2
=220.8 mm
r
g2
=32 mm
Z
v2
=31.47
Y
fa2
=3.34
Y
B
=0.9592
[б
f
] ＇=56 mpa
K
FN
=0.762
[б
f
]=42.672 mpa
бf=32.6534 mpa
η=0.77>0.75，大于原估计值，因式不用重算。
7、精度等级公差和表面粗糙度确定
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，然后由有关手册查得要求公差项目以及表面粗糙度。
㈡齿轮
1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
⑴选用直齿圆柱齿轮传动
⑵运输机为一般工作器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)
⑶材料选择，由表10-1选择小齿轮材料40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS
⑷初选齿数：小齿轮Z
1=29，大齿轮Z
2
=3.77×29=109.33=110
2、按齿面接触强度设计
d 1t ≥2.32×{(KT/θd)·(μ±1/μ) ·(Z
E
/[б
H
])2}1/3
⑴确定公式内的各计算数值
①试选载荷系数K
t
=1.3
②计算小齿轮转矩，由先前算得T
3
=842790N·mm
③由表10-7选齿宽系数θd=1
④由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8 mpa1/2
⑤由图10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限б
Hlim1
=600 mpa；
大齿轮接触疲劳强度极限б
Hlim2
=550 mpa
⑥计算应力循环次数N
1
=60×32×(10×250×16×
0.15)=11520000；N
2
=11520000/3.77=3.056×106
⑦由图10-19取接触疲劳强度寿命系数K
HN1=1.29 ; K
HN1
=1.06
⑧
⑨计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，符合要求
γ=5.71。；
V
s
=4.784 m/s
小齿轮 Cr(调质)
硬度 : 280HBS 大齿轮 : 45钢
硬度 : 240HBS
小齿轮Z
1
=29,齿
轮Z
2
=110
T
3
=842790N·mm θd=1
[б
H ]
1
= K
HN1
·б
lim1
/S=1.29×600 mpa=774 mpa
[б
H ]
2
= K
HN2
·б
lim2
/S=1.06×550 mpa=583 mpa
⑴计算
①计算小齿轮分度圆直径d
1t ，[б
H
]中较小的值[б
H
]
2
，d
1t
≥2.32
×{(KT/θd)·(μ±1/μ) ·(Z
E /[б
H
])2}1/3=2.32×{(1.3×
842790/1)·(3.77±1/3.77) ·(189.8/583)2}1/3=122.42 mm
②计算圆周速度V。，V=πd
1t n
1
/60×1000=0.21m/s
③计算齿宽 b=θd·d
1t
=1×122.42=122.42mm
④计算齿宽与齿高之比b/h
模数m
t = d
1t
/Z
1
=1.2×122.42/29=5.064，∴m
t
=6，h=2.25×
6=13.5，b/h=122.42/13.54=9.068
⑤计算载荷系数，根据V=0.21 m/s，7级精度，K
v
=1.02，直齿轮
K Hα=K
Fα
=1，由表10-2查得使用系数K
A
=1.25，由表10-4用插
值法得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，K
Hβ
=1.437。
由b/h=9.068，K
Hβ=1.437，∴K=K
A
K
v
K
Hα
K
Hβ
=1.25×1.02×1×
1.437=1.832
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d
1= d
1t
(K/ K
t
)1/3=
122.42×(1.832/ 1.3)1/3=137.25mm
⑦计算模数m，m=1.2 ×d
1/Z
1
=1.2×37.25/29=5.679，∴取m=6
3、按齿根弯曲强度设计
由m≥{(2KT
1/θd·Z
1
2)·(Y
Fa
Y
Sa
/[б
F
])}1/3
⑴确定公式内的各计算数值
①由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限б
FE1
=500 mpa，大齿
轮弯曲疲劳强度极限б
FE2
=380 mpa。
②由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K
FN1=0.98，K
FN2
=1.07
③计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[б
F ]
1
= K
FN1
б
FE1
/S=0.98×500/1.4=350 mpa，[б
F
]
2
= K
FN2
б
FE2
S=1.07
×380/1.4=290.43 mpa
бHlim1=600 mpa бHlim2=550 mpa
N
1
=11520000
N
2
=3.056×106
K
HN1
=1.29 ;
K
HN1
=1.06
[б
H
]
1
=774 mpa
[б
H
]
2
=583 mpa
d
1t
≥122.42 mm
V=0.21m/s
b=122.42mm
m
t
=6
b/h=9.068
K
v
=1.02, K
A
=1.25
K
Hβ
=1.437
K=1.832
d
1
=137.25mm
m=6
④ 计算载荷系数K ，K=K A K v K F αK F β=1.25×1.02×1×1.352=1.724 ⑤ 查取齿形系数，由表10-5查得Y Fa1=2.53 ；Y Fa2=2.172 ； ⑥ 查取应力校正系数由表10-5查得Y Sa1=1.62 ；Y Sa2=1.798
⑦ 计算大小齿数Y Fa1 Y Sa1/[бF ]1=2.53×1.62/350=0.01171，Y Fa2 Y Sa2/[бF ]2=2.172×1.798/290.43=0.01345，∴大齿轮的数值大
⑵设计计算
m ≥1.2×{(2×1.724×842790/1×292)·0.01345}1/3=4.31，∴m 取5，∴小齿轮数Z 1=d 1/m=137.25/5≈28，∴大齿轮齿数Z 2=3.77×28=105.56；∵不能有公约数，要求互质，∴取107 4、几何尺寸计算
⑴计算分度圆直径 d 1=Z 1m=28×5=140 mm
d 2=Z 2m=107×5=535 mm
⑵计算中心距 a=(d 1+d 2)/2=337.5 mm ⑶计算齿轮宽度 b=θd d 1=1×140=140 mm 取B 2=140 mm ，B 1=145 mm
бFE1
=500 mpa бFE2
=380 mpa
K FN1=0.98,FN2=1.07
[бF ]1=350 mpa [бF ]2=290.43 mpa K=1.724
大齿轮的数值大 m=5 Z 2=107
d 1=140 mm d 2=535 mm a=337.5 mm b=140 mm B 2=140 mm ，B 1=145 mm
五、轴的设计计算
1轴径初算和联轴器选择
⑴根据公式 d≥C×(P
2/n
2
)1/3=112×(2.911/32) 1/3=50.37
⑵这根是低速轴，所以选择HL型弹性柱销联轴器。根据公称转矩x1.7的工况系数接近2000，故选择HL5。考虑到安全因素，即选择轴孔直径为63 mm，轴长取140。
⑶根据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径63 mm，故取第二段轴径为65 mm。
⑷第三段轴上安装圆锥滚子轴承，由轴承标准件取得内径为 70 mm。
⑸第四段要求直径扩大6~10，又需要安装键槽，故再需乘上系数
1.05，取直径为80 mm，满足条件。
⑹因为轴肩需比前一段轴径＞6~10，又需大于79，故取为90 mm 。
⑺理由同⑷，取得70 mm。
㈡确定各段轴长
⑴由上述“⑵”得第一段轴长为140 mm
⑵因为实际安装时轴承需推进3 mm润滑间隙，所以轴肩宽度取为
8 mm。（即上述的“⑹”这段轴肩宽度）
根据箱体壁厚以及箱体侧视图的宽度为116，以及蜗轮端面距离内壁距离为（116-72）/2=22。以及蜗轮轮毂长度为96。
让整体布局成为对称分布。
但需要注意的是：我们必须留出挡油板或分油盘的空隙。
⑶因第三段上圆锥滚子轴承T为26.25 mm，故轴长取为47.5 mm，满足要求。
⑷上述“⑺”这段轴长也需安装轴承，要求大于26.25(第三段轴上安装的圆锥滚子轴承宽度)，故取为39 mm。d≥50.37
HL5型弹性柱销联轴器
第一段轴径63 mm 第二段轴径为65 mm。
第三段轴内径70 mm
第四段 :80 mm
轴肩：90 mm
最后一段：70 mm
第一段轴：140mm
轴肩宽8 mm
第三段 : 47.5 mm
第四段轴长：39mm
⑸最后确定第二段的轴长，因上面需安装端盖，故等确定了减速器箱体结构尺寸后方可推算而得，暂且搁置。先行计算箱体结构。 ⑹确定轴上圆角和倒角尺寸
轴端倒角皆为 452?，参考书上表15-2，各轴肩处的圆角半径和倒角。
㈢ 轴的校核计算
1、根据已求得的的功率P 2转速n 2和转矩T 2
kw 2.9106P 2=， mm 868630N T 2?= 2、求作用在齿轮上的力
齿轮分度圆的直径为 mm 248 d 2=
圆周力：7005N 248
8686302d 2T F 22t =?==
径向力：2562.35N
71'
/cos5tan207005/cos tan F F t r =???=?=βα
700.8N =42'48"5tan ×7005=tan βF =F t a ??
2、求轴上的载荷
水平：N H 2N H 1N H 2N H 1F 68.6 69.1F N 0057F F ?=?=+ 有3515.2N F 3489.8N
F N H 2N H 1== 垂直：N v2N v1N V 2N V 1F 68.6 69.1F 2562.35N F F ?=?=+
有：1285.87N
F 1276.48N F N V 2N V 1== 水平弯矩：mm N 18.41145
2M H ?= 垂直弯矩：mm N 768.82048M V 1?=
mm N 5.3051M V2?=
总弯矩：
P 2=2.9106 kw ，T 2=868630N ·mm F t =7005N F r =2562.35N K A =1.7
T ca =1476671N ·mm
3489.8N F NH1= 3515.2N F N H 2=
1276.48N
F N V 1= 1285.87N
F NV2= mm N 18.411452M H ?= mm N 768.82048M V 1?=
mm
N 5.3051M V2?=
mm N 47191.567702M M M 2
21V12
H2?=+=
mm N 7138.411482M M M 222V22
H2?=+=
根据轴的计算作出弯矩图和扭矩图
mm
N 5.567702M 1?=
mm N .7.241148M 2=
从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面.现将计算出危险截面处的力矩值列于下表
6) 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弯矩和扭矩的强根据
式15-5及上表中的数值,并取α=0.59，轴的计算应力
ζ=[M 2
+(αT)2]1/2
/W=10.191 mpa
前面以选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得[]MPa 601=-σ.ζ≤[ζ-1]，故安全. 7) 精确校核轴的疲劳强度 (1) 危险截面的左侧
抗弯截面系数 W 1=0.1d 3
=0.1×703
=34300 mm 3
抗扭截面系数 W 2=0.2d 3
=0.2×703
=68600 mm 3
截面左侧的弯矩M 为
载 荷 水平面H
垂直面V
支反力F 3515.2N
F 3489.8N F NH2NH1==
1285.87N
F 1276.48N F NV2NV1==
弯矩M mm N 18.411452M H
?= mm N 768.82048M V 1?=mm N 5.3051M V2?=
总弯矩 mm N 47191.567702M M M 2
21V12H2?=+=mm N 7138.411482M M M 222V22
H2?=+=
扭矩T T 2=868630N ·mm
α=0.59
ζ=10.191 mpa
[]MPa 601=-σ
ζ≤[ζ-1] 故安全.
W 1=34300 mm 3 W 2=68600 mm 3
M=25670.4791×(69.1-47.5)/69.1=80264 N ·mm 截面上的扭矩T 2为 T 2=868630N ·mm
截面上的弯曲应力 2.34MPa W
M
==b σ
截面上的扭转切应力 η=T 2/W 2=12.66
轴的材料为45钢,调质处理.由表15-1查得
MPa MPa MPa B 155,275,64011===--τσσ
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数τσαα,按表3-2查取.
因r/d=0.0285，D/d=1.142，经插值后可查得2.2112=σα，52.1=τα
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
85.0,82.0==τσq q
故有效应力集中系数按式(附3-4)为
k ζ=1+q ζ(αζ-1)=1.993 k η=1+q η(αη-1)=1.67
由附图3-2得尺寸系数 εζ=0.66
由附图3-3得扭转尺寸系数 ε
η
=0.8
轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为
92.0==τσββ
轴未经表面强化处理,即1=q β,则按式3-12及式3-12a 得综合系数值为
K ζ= k ζ/εζ
+1/βζ-1=3.1067 K η= k η/ε
η
+1/βη-1=2.174
M=80264 N ·mm T 2=868630N ·mm
2.34MPa W
M
==b σ
η=T 2/W 2=12.66
αζ=2.2112 αη=1.52
85.0,82.0==τσq q
k ζ=1.993 k η=1.67
ε
ζ
=0.66 ε
η
=0.8
92.0==τσββ
1=q β
K ζ=3.1067
又由3-1节和3-2节得碳钢的特性系数
05
.0,1.0~05.01
.0,2.0~1.0====ττσσ????取取
于是,计算安全系数
S ζ=ζ-1/( K ζζ+фζζm )=37.9 S η=η
-1
/( K ηζ+фηηm )=14.07
S ca = S ζS η/( S ζ2+S η2)1/2=13.19＞＞1.5 故可知其安全. (3) 截面右侧
抗弯截面系数 W 1=0.1d 3=0.1×803=51200 mm 3 抗扭截面系数 W 2=0.2d 3=0.2×803=102400 mm 3 截面右侧的弯矩M 为
M=256770.479×(69.1-47.5)/69.1=80264 N ·mm 截面上的扭矩T 2为 T 2=868630N ·mm 截面上的弯曲应力 ζ=M/W=1.5676 截面上的扭转切应力 η=T 2/W 2=8.483
过盈配合处的σσε/k 值,由附表3-8用插入法求出,并取
σ
σττεε/8.0/k k =,于是得
1.3=σ
σ
εk
48.21.38.0=?=τ
τ
εk
轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为
92.0==τσββ
轴未经表面强化处理,即1=q β,则按式3-12及式3-12a 得综合系数值为
K η=2.174 S ζ=37.9 S η=14.07 S ca =13.19＞＞1.5 故安全.
W 1=51200 mm 3 W 2=102400 mm 3
M=80264 N ·mm T 2=868630N ·mm ζ=M/W=1.5676
η=T 2/W 2=8.483
1.3=σ
σ
εk
48.2=τ
τ
εk
92.0==τσββ
56
.211
18
.311
=-+
=
=-+=τ
ττ
τσ
σ
σ
σβεβεk K k K
于是,计算安全系数
766.555676.118.3275
=?=
σS 687.132
483.805.02483.862.2155
=?
+?=τS
S ca = S ζS η/( S ζ2+S η2)1/2
=13.284＞＞1.5
故该轴在截面右侧的强度也是足够的
至此，轴的校核计算完毕，设计符合要求，绘制输出轴的工作图。
六、蜗杆轴的设计计算
⑴根据公式 d ≥C ×(P 1/n 1)1/3
=112×(3.96/960) 1/3
=17.96mm
T 2=39.4N ·M
⑵这根是高速轴，所以选择TL 型弹性套柱销联轴器。因为蜗杆分度圆直径为80，齿根圆为60.8，按每个台阶差高度为3-5mm 估算，第一段轴径初选40mm 。考虑到安全因素，即选择轴孔直径为62 mm ，轴长为112 mm ，实际情况轴长要略短一些，所以实际取110mm 。 ⑶根据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径40 mm ，故取第二段轴径为50 mm 。
⑷第三段轴上安装圆锥滚子轴承，根据设计手册，蜗杆轴一般用03系列的，所以由轴承标准件取得内径为 60 mm 。
⑸第四段是轴肩，要求直径放大6~10，取直径为70 mm ，满足条件。
⑹第五段和第七段的尺寸，根据蜗杆齿根圆确定。 已知齿根圆为60.8mm ，两旁轴径则比其缩小少许，故取整60mm 。
⑺第六段为蜗杆齿，蜗杆齿顶圆96mm,分度圆80mm ，齿根圆
S ζ=58.13 S η=14.45
S ca =14.02＞＞1.5
截面右侧的强度 也是足够的.
d ≥17.96mm T 2=39.4N ·M
TL 型弹性套柱销联轴器
第一段轴径40mm
第二段轴径为50 mm 。
第三段轴60 mm 。
轴肩取直径为70 mm
第五段和第七段 取整60mm
60.8mm。
⑻第八段同（5），取70mm。
⑼第九段为轴承同⑷，取60mm。
㈡确定蜗杆轴各段轴长
⑴由上述“⑵”得第一段轴长为110 mm
⑵第六段蜗杆齿长度为公式
a)变位系数 x
2
= -0.5
b)取（11+0.06z
2 ）m 与(10.5+z
1
)m 较大值，得103mm。
c)箱体主视图内壁距离为256+22=278mm,轴承座外端面距离
外箱壁6毫米，因为是内伸入式轴承座，又必须保证内部
斜面与蜗轮距离大约在一个箱壁厚度左右，故取外端面距
离内伸最深处55mm，预留3毫米的油润滑间隙，则涡轮齿
两侧到各段轴承各有54mm空间。两轴肩各取10mm常用值，
各加溅油盘10mm，尺寸正好吻合。所以，蜗轮杆两侧距离
两轴肩34mm，两轴肩外侧各加33.5mm宽的轴承和10mm
溅油盘，圆整后得44mm。第二段为伸出端盖，圆整后为
40mm。
轴端倒角皆为
45
2 ，参考书上表15-2，各轴肩处的圆角半径和倒角。
总轴长429mm。
七、键联接的选择及校核计算
低速轴上的键联接：
1) 联接轴与联轴器的键
(1) 键的类型和尺寸
单圆头普通平键(A型)
键的基本尺寸为 b.×h×L=18×11×125
配合轴的直径为 d=63 mm 第八段70mm。
第九段为轴承取60mm。
单圆头普通平键(A 型)
d=63 mm
(2) 校核键联接的强度 键,轴和轮彀的材料都是钢,由表6-2查得许用挤压应力为
[]MPa P 120~100=σ 取其平均值 []MPa P 110=σ
键的工作长度 l=L-b/2=125-9=116 mm 键与轮彀的接触长度 k=0.5h=0.5×10=5 mm 由式6-1得
бp=2T 2×103/kld=2×868630/5×116×63=47.54 Mpa ＜[бp ]
可见键的强度合格.
2) 联接轴与齿轮的键 (1) 键的类型和尺寸 圆头普通平键(A 型)
键的基本尺寸为 . b.×h ×L=22×14×80 配合轴的直径为 d=80 mm (2) 校核键联接的强度
键,轴和轮彀的材料都是钢,由表6-2查得许用挤压
应力为
[]MPa P 120~100=σ 取其平均值 []MPa P 110=σ
键的工作长度 l=L-b/2=80-11=69 mm 键与轮彀的接触长度 k=0.5h=0.5×14=7 mm
由式6-1得
бp=2T 2×103/kld=2×868630/7×69×
80=44.96 Mpa ＜[бp ]
可见键的强度合格
八、减速器箱体结构尺寸确定 （根据机械课程设计书P22表4-1）
[]MPa P 110=σ
l=116 mm k=5 mm
бp=47.54 Mpa p ＜[бp ] ∴强度合格
圆头普通平键(A 型) d=80 mm
[]MPa P 110=σ
l=69 mm k=7 mm бp=44.96 Mpa бp ＜[бp ] ∴强度合格
⑴箱座壁厚δ
根据公式0.04a+3≥8，a=160 mm(前面蜗杆中心距) ，故圆整取为11 mm。
⑵箱盖壁厚δ
1
根据蜗杆在下：=0.85δ≥8，取为10mm。
⑶箱座凸缘厚度b
根据1.5δ，即为16.5 mm。
⑷箱盖凸缘厚度b
1
根据1.5δ
1
，圆整取为15 mm。
⑸箱座底凸缘厚度b
21
根据2.5δ
1
，即为27.5 mm。
⑹地脚螺栓直径d
f
根据d
f
=0.036a+12，圆整取为18 mm。但此为第二系列，故我们选用20mm
⑺地脚螺栓数目n=4
⑻轴承旁连接螺栓直径d
1
根据d
1=0.75 d
f
=0.75×18=13.5，圆整取为14 mm。派生16mm
⑼箱盖与箱座连接螺栓直径d
2
根据d
2=(0.5~0.6) d
f
，取为9 mm。派生10mm
⑾轴承端盖螺钉直径d
3
根据d
3=(0.4~0.5) d
f
，取为8 mm。
⑿视孔盖螺钉直径d
4
根据d
4=(0.3~0.4) d
f
，取为8 mm。
⒀定位销直径d
根据d=(0.3~0.4) d
2
，取为8 mm。
⒃轴承旁凸台半径R
1
由R
1 =c
2
，得出R
1
=22 mm。
⒄外箱壁至轴承座端面距离l
1 δ=11 mm δ1=10 mm b=16.5 mm
b
1
=15mm
b
21
=27.5 mm
d
f
=20 mm
n=4
d
1
=16 mm
d
2
=10 mm
d
3
=8 mm
d
4
=8 mm
d=8 mm
R
1
=22 mm
l
1
=47 mm
△
1
=11 mm
l 1= c 1+ c 2+5~8，即取为47 mm 。 ⒅ 大齿轮顶圆与内机壁距离△1≥δ，取为11 mm 。 ⒆ 齿轮端面与内机壁距离△2≥δ，取为11 mm 。 ⒇ 箱盖、箱座肋厚m 1、m
m 1≈0.85δ1、m 1≈0.85δ1，故m 1取为8.5 mm ，m 2取为9.35 mm 。 其他：轴承端盖外径D 2
凸缘式端盖：D 2=D+5~5.5d 3，故取为160 mm ；
嵌入式端盖：D 2=1.25D+10，D 为轴承外径，取为120 mm 。 轴承旁联接螺栓距离s ，s ≈D 2=160 mm 。
九、润滑油选择：
蜗杆减速器按照滑动速度选择。 故选用蜗轮蜗杆油680号
十、滚动轴承的选择及计算
低速轴滚动轴承：
1、求两轴承受到的径向载荷21r r F F 和 1、根据已求得的的功率P 2转速n 2和转矩T 2
P 2=2.9106 kw ，T 2=868630N ·mm 2、求作用在齿轮上的力
齿轮分度圆的直径为 d 2= 248 mm
圆周力：F t =2T 2/d 2=7005.1N
径向力：F r = F t tan α/cos β=2562.35N
轴向力 ：F a = F t tan β=700.8N
(2) 求两轴承的计算轴向力21a a F F 和
△2=11 mm
M12=8.5 mm m 2=9.35
D 2=160 mm D 2=120 mm s ≈D 2=160 mm
P 2=2.9106 kw ，T 2=868630N ·mm
F t =7005.1N F r =2562.35N F a =700.8N
目录 第一章总论......................................................... - 2 - 一、机械设计课程设计的容......................................... - 2 - 二、设计任务..................................................... - 2 - 三、设计要求..................................................... - 3 - 第二章机械传动装置总体设计......................................... - 3 - 一、电动机的选择................................................. - 4 - 二、传动比及其分配............................................... - 4 - 三、校核转速..................................................... - 5 - 四、传动装置各参数的计算......................................... - 5 - 第三章传动零件—蜗杆蜗轮传动的设计计算............................. - 5 - 一、蜗轮蜗杆材料及类型选择....................................... - 6 - 二、设计计算..................................................... - 6 - 第四章轴的结构设计及计算.......................................... - 10 - 一、安装蜗轮的轴设计计算........................................ - 10 - 二、蜗杆轴设计计算.............................................. - 15 - 第五章滚动轴承计算................................................ - 17 - 一、安装蜗轮的轴的轴承计算...................................... - 18 - 二、蜗杆轴轴承的校核............................................ - 18 - 第六章键的选择计算................................................ - 19 - 第七章联轴器...................................................... - 20 - 第八章润滑及密封说明.............................................. - 20 - 第九章拆装和调整的说明............................................ - 20 - 第十章减速箱体的附件说明.......................................... - 20 - 课程设计小结........................................................ - 21 - 参考文献............................................................ - 22 -
浙江农林大学 课程设计 课程名称机械设计 题目名称带式运输机传动装置设计 学生学院工程学院 专业班级机械设计及自动化104班 学号 学生姓名 指导教师 2013年1月20日
1. 设计题目 (3) 2. 传动方案的分析、拟定 (4) 3. 电动机选择与计算 (5) 4. 计算传动装置的运动和动力参数 (7) 5. 传动零件的设计计算 (9) 6. 轴的设计计算 (13) 7. 链及链轮的选择 (19) 8. 滚动轴承的选择及校核计算 (21) 9. 键连接的选择及校核计算 (23) 10.联轴器的选择及校核计算 (24) 11. 减速器的润滑方式和密封类型的选择 (25) 12. 箱体及附件的结构设计 (26) 13.设计小结 (27) 14.推荐参考文献 (27)
一、设计题目：带式传输机的传动装置设计题目数据 F(KN)：4.0 V(ｍ／ｓ)：0.6 D(ｍｍ)：500 一、运输机工作条件 工作环境:室外、多尘；工作时不逆转， 载荷有轻微冲击；工作条件:空载起动、 连续；工作年限为10年，年工作日250 天，二班制；三年一小修，五年一大修； 输送带允许速度误差：±4%；生产批量： 小批。 二、设计任务 1.选择电动机型号； 2.计算带传动参数； 3.选择联轴器型号； 4.设计蜗轮蜗杆减速器。 三、设计成果要求 1.蜗杆传动减速器装配图A1一张； 2.零件工作图2张； 画蜗轮轴和蜗轮零件工作图 3.设计计算说明书1份（约25~30页）。
二、总体传动方案的选择与分析 （1）传动方案的选择 该传动方案在任务书中已确定，采用个一级蜗轮蜗杆封闭式减速器传动装置传动，如下图所示： （2）传动方案的分析 该工作机采用的是原动机为Y系列的三相异步电动机，三相异步电动机在室内比较实用，传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小；另外价格相对于其它种类的各种原动机稍微便宜，在室内使用比较环保。传动装置采用一级蜗轮蜗杆减速器组成的封闭式减速器，采用蜗杆传动能实现较大的传动比，结构紧凑,传动平稳，但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但采用圆锥滚子轴承可以减小这缺点带来的影响，但它常用于高速重载荷传动，所以将它安放在高速级上。并且在电动机心轴与减速器输入轴之间采用弹性联轴器联接，因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。 总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。
毕业设计（论文） 蜗轮蜗杆减速器壳体工艺及夹具设计 I
摘要 本设计专用夹具的设计蜗轮蜗杆减速器壳体零件加工过程的基础上。主要加工部位是平面和孔加工。在一般情况下，确保比保证精密加工孔很容易。因此，设计遵循的原则是先加工面后加工孔表面。孔加工平面分明显的阶段性保证粗加工和加工精度加工孔。通过底面作一个良好的基础过程的基础。主要的流程安排是支持在定位孔过程第一个，然后进行平面和孔定位技术支持上加工孔。在随后的步骤中，除了被定位在平面和孔的加工工艺及其他孔单独过程。整个过程是一个组合的选择工具。专用夹具夹具的选择，有自锁机构，因此，对于大批量，更高的生产力，满足设计要求。 关键词：蜗轮蜗杆减速器壳体类零件；工艺；夹具； II
ABSTRACT Foundation design of body parts processing process the design of special fixture. The main processing parts processing plane and holes. In general, ensure easy to guarantee precision machining holes than. Therefore, the design principle is first machined surface after machining hole surface. Periodic hole machining plane is obvious that rough machining and machining precision machining hole. A good foundation on the bottom surface of the process. The main process is supported in the positioning hole process first, and then the processing hole plane and the hole positioning technology support. In a subsequent step, in addition to processing technology are positioned in the plane and the other hole hole and separate process. The whole process is a combination of the selection tool. Special fixture fixture selection, a self-locking mechanism, therefore, for large quantities, higher productivity, meet the design requirements. Keywords: box type parts; technology; fixture; III
前言 在本学期临近期末的近半个月时间里，学校组织工科学院的学生开展了锻炼学生动手和动脑能力的课程设计。在这段时间里，把学到的理论知识用于实践。 课程设计每学期都有，但是这次和我以往做的不一样的地方：单独一个人完成一组设计数据。这就更能让学生的能力得到锻炼。但是在有限的时间里完成对于现阶段的我们来说比较庞大的“工作”来说，虽然能够按时间完成，但是相信设计过程中的不足之处还有多。希望老师能够指正。总的感想与总结有一下几点： 1.通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的 训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。 2.由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计 中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准 3.在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程 的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。 最后，衷心感谢老师的指导和同学给予的帮助，才能让我的这次设计顺利按时完成。
目录 一．传动装置总体设计 (4) 二．电动机的选择 (4) 三．运动参数计算 (6) 四．蜗轮蜗杆的传动设计 (7) 五．蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计 (13) 六．蜗轮轴的尺寸设计与校核 (15) 七．减速器箱体的结构设计 (18) 八．减速器其他零件的选择 (21) 九．减速器附件的选择 (23) 十．减速器的润滑 (25)
四川理工学院 机械设计课程设计 设计说明书 题目带式运输机用蜗杆减速器设计 设计者许鹏 指导教师胡莲君 班级机自 14班 提交日期 2009 年一月八日
目录 1、机械设计课程设计任务书-------------------------------（3） 2、电动机的选择------------------------------------------------（5） 3、传动装置的运动和动力参数的计算-------------（7） 4、传动零件设计计算------------------------------------------（8） 5、轴的设计计算及校核----------------------------------------（13） 6、轴承的校核-------------------------------------------------（19） 7、键的选择和校核-------------------------------------- （22） 8、箱体的设计------------------------- （22） 9、键等相关标准的选择------------------------------------- （24） 10、减速器结构与润滑、密封方式的概要说明-------------（25） 附录轴的反力及弯矩、扭矩图------------- （29）
机械设计课程设计任务书 题目带式运输机用蜗杆减速器设计（G1） 设计者许鹏 指导教师胡莲君 班级机自14班 设计时间2008年12月20日~2009年1月7日 任务要求： 1.减速器装配图一张(0号或1号图纸) 2.零件图1~3张（由指导教师指定） 3.设计说明书一份（6000~8000字） 其它要求：设计步骤清晰，计算结果正确，说明书规范工整，制图符合国家标准。按时、独立完成任务。
一、课程设计任务书 题目：设计某带式传输机中的蜗杆减速器 工作条件：工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制。 已知条件：滚筒圆周力F=4400N；带速V=0.75m/s；滚筒直径D=450mm。
二、传动方案的拟定与分析 由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V≤4-5 m/s,这正符合本课题的要求。
三、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： 23 ηηηηη=???总蜗杆联轴器轴承滚筒 230.990.990.720.960.657=???= 2）电机所需的功率： 2300 1.2 4.38100010000.657 FV P KW η?===?电机 总 3、确定电动机转速 计算滚筒工作转速： 601000601000 1.263.69/min 360 V r D ηππ???===?滚筒 按《机械设计》教材推荐的传动比合理范围，取一级蜗杆减速器传动比范围580i =减速器，则总传动比合理范围为I 总=5～80。故电动机转速的可选范围为： (5~80)63.69318.45~5095.2/min n i n r =?=?=总电动机滚筒。符合这一 范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min 。 根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，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，可见第4方案比较适合，则选n=3000r/min 。 4、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Y132S1-2。 其主要性能：额定功率5.5KW ；满载转速2920r/min ；额定转矩2.2。 0.657η=总 63.69/min n r =滚筒 4.38P KW =电机 860~10320/min n r =电动机 电动机型号： Y132S1-2
目录 一、课程设计任务书 (2) 二、传动方案 (3) 三、选择电动机 (3) 四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比 (5) 五、传动装置的运动和动力参数 (5) 六、确定蜗杆的尺寸 (6) 七、减速器轴的设计计算 (9) 八、键联接的选择与验算 (17) 九、密封和润滑 (18) 十、铸铁减速器箱主要结构尺寸 (18) 十一、减速器附件的设计 (20) 十二、小结 (23) 十三、参考文献 (23)
一、课程设计任务书 2007—2008学年第 1 学期 机械工程学院（系、部）材料成型及控制工程专业 05-1 班级课程名称：机械设计 设计题目：蜗轮蜗杆传动减速器的设计 完成期限：自 2007年 12 月 31 日至 2008年 1 月 13 日共 2 周 指导教师（签字）：年月日 系（教研室）主任（签字）：年月日
二、传动方案 我选择蜗轮蜗杆传动作为转动装置，传动方案装置如下： 三、选择电动机 1、电动机的类型和结构形式 按工作要求和工作条件，选用选用笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v， Y型。 2、电动机容量 工作机所需功率 w p KW Fv p w w 30 .1 96 .0 1000 5.2 500 1000 = ? ? = = η 根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率96 .0 = w η。 电动机输出功率 d p η w d p p= 传动装置的总效率 4 3 3 2 2 1 η η η η η? ? ? = 式中， 2 1 η η、…为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表10-2 KW P w 3.1 =
机械工程学院 机械设计课程设计说明书设计题目：单机蜗轮蜗杆减速器课程设计专业：机械设计制造及其自动化 班级： 13机制 姓名：学号 指导教师：王利华张丹丹 2016年7 月3 日
目 录 一、设计任务 ................................................................................................. 错误!未定义书签。 1.设计题目 ................................................................................................................................... 1 2.原始数据 ................................................................................................................................... 1 3.工作条件 ................................................................................................................................... 1 4.传动系统方案的拟订 . (1) 二、设计计算 (2) 1.选择电机 ........................................................................................................................................... 2 1.1电动机的功率 (2) 1.2电动机转速的选择 (2) 1.3电动机型号的选择 ..................................................................................................................... 2 1.4传动比的分配 .............................................................................................................................. 3 2.计算传动装置的运动和动力参数 ............................................................................................ 3 2.1各轴转速 ........................................................................................................................................ 3 2.2各轴的输入功率 ......................................................................................................................... 3 2.3各轴的转矩 ................................................................................................................................... 3 3.蜗轮蜗杆的设计计算 ................................................................................................................... 4 3.1选择蜗杆传动类型 ..................................................................................................................... 4 3.2选择材料 ........................................................................................................................................ 4 3.3按齿面接触疲劳强度进行设计 ............................................................................................. 4 3.4确定许用接触应力 (5) 3.5计算12d m 值 (5) 3.7校核齿根弯曲疲劳强度 (6) 3.8验算效率 ........................................................................................................................................ 7 3.9精度等级工查核表面粗糙度的确定 ................................................................................... 7 3.10蜗杆传动的热平衡计算 ......................................................................................................... 7 4.轴的设计计算 .................................................................................................................................. 8 4.1蜗轮轴的设计计算 ..................................................................................................................... 8 4.2蜗杆轴的设计计算 ................................................................................................................... 10 5.轴承的计算 .................................................................................................................................... 14 5.1计算输入轴轴承 ....................................................................................................................... 14 5.2计算输出轴轴承 ....................................................................................................................... 15 6.键连接的选择的计算 ................................................................................................................. 16 6.1蜗杆轴键的计算 ....................................................................................................................... 16 6.2蜗轮轴上键的选择 ................................................................................................................... 16 7.联轴器的校核 ................................................................................................................................ 16 7.1蜗杆轴联轴器的校核 .............................................................................................................. 16 7.2蜗轮轴联轴器的校核 .............................................................................................................. 17 8.减速器箱体结构设计 .. (17)
蜗轮蜗杆减速器设计书 一、 二、传动装置总体设计： 根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——连轴器——减速器——连轴 器——带式运输机。(如图 2.1所示) 图2.1 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2.1 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 三、电动机的选择： 由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用Y 系列三相异步电动机。三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。一般电动机的额定电压为380V 根据生产设计要求，该减速器卷筒直径D=350mm 。运输带的有效拉力F=6000N ，带速V=0.5m/s ，载荷平稳，常温下连续工作，工作环境多尘，电源为三相交流电，电压为380V 。 1、按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为380V ，Y 系列 2、传动滚筒所需功率 3、传动装置效率：（根据参考文献《机械设计基础课程设计》 陈立德主编 高等教育出版社 第6-7页表.-3得各级效率如下）其中： 蜗杆传动效率η1=0.70 滚动轴承效率（一对）η2=0.98 联轴器效率η3=0.99 传动滚筒效率η4=0.96 所以： ηw=η1?η23?η32?η4 =0.7×0.983×0.992×0.96 =0.626 r/min 电动机所需功率： P r = P w /η =3.0/0.633=4.7KW 传动滚筒工作转速： n ＝60×1000×v / ×400 ＝62.1r/min 按推荐的合理传动比范围，取蜗杆传动比i 1 =8-40 根据（《机械设计基础》 陈立德主编 高等教育出版社 第263页表13.5，故电动机可选范围为 Nd=i ’?ηw=(8-40)×62.1 r/min Nd=497-2484 r/min 符合这一范围的同步转速的有；720 r/min ， 970 r/min ， 1440 r/min ， 2900 r/min ，
机械工程学院 机械设计课程设计说明书 设计题目： ___________ 单机蜗轮蜗杆减速器课程设计_____________________ 专业：机械设计制造及其自动化_________________________ 班级：13 机制_____________________________________ 姓名： _________ 学号________________ 指导教师：王利华张丹丹__________________________________________________ 2016年7 月3 日
目录 1. .................................................................. 设计题目 1 2. .................................................................. 原始数据 1 3. .................................................................. 工作条件 1 4. 传动系统方案的拟订 1.选择电机 (2) 1.1电动机的功率 (2) 1.2 电动机转速的选择 (2) 1.4传动比的分配 ....................... 3 2.计算传动装置的运动和动力参数 (3) 2.1各轴转速 ......................... 3 2.2各轴的输入功率 ....................... 3 2.3各轴的转矩 . ........................................ 3 3.蜗轮蜗杆的设计计算 . . (4) 3.1选择蜗杆传动类型 ..................... 4 3.2 选择材料 . (4) 3.3按齿面接触疲劳强度进行设计 ................ 4 3.4确定许用接触应力 ..................... 5 3.5计算口尙值 .......................... 5 3 .7校核齿根弯曲疲劳强度 .................. 6 3.8验算效率 (7) 3.9精度等级工查核表面粗糙度的确定 (7) 一、设计任务 . ............................... 错误! 未定义书 签。 设计计算 1.3 电动机型号的选择 (2)
1总体传动方案的选择与分析 该传动方案在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆减速器传动装置传动，如下图所示： 1 电动机 2 联轴器 3 减速器 4 联轴器 5 卷筒
2.运动学与动力学计算 2.1电动机的选择 2.1.1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。 2.1.2电动机的容量 电动机输出功率： a w P d P η=kw 工作机所需的功率： a a T d P ηη9550=kw 由电动机至工作机之间的总效率： 4332 21ηηηηη=a 其中1η 2η 3η 4η分别为蜗杆，联轴器，轴承和卷筒的传动效率。 查表可知1η=0.725（蜗杆）2η=0.99（联轴器）3η=0.98（滚子轴承） 4η=0.96 所以：66.096.098.099.0725.022=???=a η 工作机输入功率 kw P a T w 66.39550 50 *7009550 == = η 所以电动机所需工作效率为： kw P P w d == = 66 .066 .3a max η 2.1.3电动机的转速 工作机的转速n=50r/min 所以电动机转速的可选范围为： min /2000~50050)40~10(.r i n n d =?== 根据《机械设计手册》中查的蜗杆的传动比在一般的动力传动中 在这个范围内的电动机的同步转速有1000r/min 和1500r/min.两种传动比方案如下表： 方案 型号 额定功率 同步转速 满载转速 质量 1 Y160M-6 7.5 1000 970 119 a η=0.66 w P =3.66kw d P =5.55kw
比畢大舉 课程设计报告 课程名称：__________ 机械设计综合课程设计 ____ 设计题目：设计某带式传输机中的蜗杆减速器学院：______________ 机械工程学院___________ 专业年级：______________ 机制08-2 ___________ 姓名：____________________ 何沧萍 ___________ 班级学号：___________________ 14 _____________ 指导教师：_________________ 杨秋晓 ___________
二O—O 年09 月10 日 目录 一、课程设计任务书------------------------------------ 1 二、传动方案的拟定与分析------------------------------ 2 三、电动机的选择-------------------------------------- 3 四、计算总传动比及分配各级传动比------------------------ 4 五、动力学参数计算------------------------------------ 5 六、传动零件的设计计算-------------------------------- 6 七、轴的设计计算-------------------------------------- 9 八、滚动轴承的选择及校核计算-------------------------- 12 九、键连接的选择及校核计算---------------------------- 14 十、联轴器的选择及校核计算---------------------------- 15十一、减速器的润滑与密封------------------------------- 16十二、箱体及附件的结构设计----------------------------- 17设计小结----------------------------------------------- 18参考文献---------------------------------------------- 19
课程设计说明书 课程名称：机械设计课程设计 设计题目：一级蜗轮蜗杆减速器 学校：沈阳工业大学 专业：机械设计制造及其自动化 班级：1307 班 设计者：孙震宇 学号：130101706 指导教师：赵铁军 日期：2015年6月22日~ 7月10日
目录 一前言--------------------------------- 3 二设计题目-------------------------------5 三电动机的选择---------------------------4 四传动装置动力和运动参数 ----------------8 五蜗轮蜗杆的设计-------------------------9 六轴的设计------------------------------13 七滚动轴承的确定和验算------------------21 八键的选择及校核-------------------------22 九联轴器的选择及校核---------------------23 十润滑与密封的设计----------------------24 十一铸铁减速器结构主要尺寸----------------25 十二感谢----------------------------------26 十三参考文献------------------------------27
一、课程设计的目的和意义 机械设计基础课程设计是相关工科专业第一次较全面的机械设计练习，是机械设计基础课程的最后一个教学环节。其目的是： 1、培养学生综合运用所学的机械系统课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。 2、学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。 3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手册、标准和规范。 4、机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。 二、课程设计的内容和份量 1、题目拟订 一般选择通用机械的传动装置作为设计的课程，传动装置中包括齿轮减速器、带传动、链传动、蜗杆传动及联轴器等零、部件。 传动装置是一般机械不可缺少的组成部分，其设计内容既包括课程中学过的主要零件，又涉及到机械设计中常遇到的一般问题，能达到课程设计的目的。 （具体题目附在任务书的后面） 2、内容
机械设计设计说明书 前言 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，在为期三周的机械设计设计。本次是设计一个蜗轮蜗杆减速器，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——带式运输机），本人是在周知进老师指导下独立完成的。该设计内容包括：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A0图纸一张、A3图纸三张。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。
参数选择： 总传动比：I=35 Z1=1 Z2=35 卷筒直径：D=350mm 运输带有效拉力：F=6000N 运输带速度：V=0.5m/s 工作环境：三相交流电源 有粉尘 常温连续工作 一、传动装置总体设计： 根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——连轴器——减速器——连轴 器——带式运输机。(如图2.1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 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 2.1 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。
蜗轮蜗杆减速器设计 摘要 通过对减速器的简单了解，开始学习设计齿轮减速器，尝试设计增强感性认知和对社会的适应能力，及进一步巩固已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题，以求把理论和实践结合一起，为以后的工作和更好的学习积累经验。学习如何进行机械设计，了解机械传动装置的原理及参数搭配。学习运用多种工具，比如CAD等，直观的呈现在平面图上。通过对圆柱齿轮减速器的设计，对齿轮减速器有个简单的了解与认知。齿轮减速器是机械传动装置中不可缺少的一部分。机械传动装置在不断的使用过程中，会不同程度的磨损，因此要经常对机械予以维护和保养，延长其使用寿命，高效化的运行，提高生产的效率，降低生产的成本，获得最大的使用效率。 关键词：机械传动装置、齿轮减速器、设计原理与参数配置
In this paper Through the simple understanding of the speed reducer, started lea rning design of gear reducer, attempt to design enhance the perce ptual cognition and ability to adapt to society, and further cons olidate the learned theory knowledge, to improve the integrated us e of knowledge discovery and solve problems, in order to combine theory and practice together, for the later work and better lea rning experience. Learn how to do mechanical design, to understand the principle of mechanical transmission device and parameter collocation. Study us ing a variety of tools, such as CAD, intuitive present on the f loor plan. Through the design of cylindrical gear reducer, gear r educer is a simple understanding and cognition. Gear reducer is a n indispensable part of in mechanical transmission device. Mechanic al transmission device in use process, will be different degree o f wear and tear, so often to mechanical maintenance and maintenan ce, prolong the service life and highly effective operation, impro ve production efficiency, reduce the cost of production, achieve m aximum efficiency. Keywords: mechanical transmission gear, gear reducer, the design pr inciple and parameter configuration