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蜗轮蜗杆减速器说明书
一级蜗轮蜗杆减速器设计说明书
第一章绪论
本课题的背景及意义
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，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。
1.1.1本设计的设计要求
机械零件的设计是整个机器设计工作中的一项重要的具体内容，因此，必
须从机器整体出发来考虑零件的设计。
设计零件的步骤通常包括：
选择零件的类型；确定零件上的载荷；零件失效分析；选择零件的材料；通过承载能力计算初步确定零件的主要尺寸；分析零部件的结构合理性；作出零件工作图和不见装配图。
对一些由专门工厂大批生产的标准件主要是根据机器工作要求和承载能力计算，由标准中合理选择。
根据工艺性及标准化等原则对零件进行结构设计，是分析零部件结构合理性的基础。
有了准确的分析和计算，而如果零件的结构不合理，则不仅不能省工省料，甚至使相互组合的零件不能装配成合乎机器工作和维修要求的良好部件，或者根
本装不起来。
.
（1）国内减速机产品发展状况
国内的减速器多以齿轮传动，蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。
另外材料品质和工艺水平上还有许多弱点。
由于在传动的理论上，工艺水平和材料品质方面没有突破，因此没能从根本上解决传递功率大，传动比大，体积小，重量轻，机械效率高等这些基本要求。
（2）国外减速机产品发展状况
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转动为主，体积和重量问题也未能解决好。
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。
.本设计的要求
本设计的设计要求机械零件的设计是整个机器设计工作中的一项重要的具体内容，因此，必须从机器整体出发来考虑零件的设计计算，而如果零件的结构不合理，则不仅不能省工省料，甚至使相互组合的零件不能装配成合乎机器工作和维修要求的良好部件，或者根本装不起来。
机器的经济性是一个综合性指标，设计机器时应最大限度的考虑经济性。
提高设计制造经济性的主要途径有：
①尽量采用先进的现代设计理论个方法，力求参数最优化，以及应用CAD技术，加快设计进度，降低设计成本；②合理的组织设计和制造过程；③最大限度地采用标准化、系列化及通用化零部件；
④合理地选择材料，改善零件的结构工艺性，尽可能采用新材料、新结构、新工艺和新技术，使其用料少、质量轻、加工费用低、易于装配⑤尽力改善机器的造型设计，扩大销售量。
提高机器使用经济性的主要途径有：
①提高机器的机械化、自动化水平，以提高机器的生产率和生产产品的质量；②选用高效率的传动系统和支承装置，从而降低能源消耗和生产成本；③注意采用适当的防护、润滑和密封装置，以延长机器的使用寿命，并避免环境污染。
机器在预定工作期限内必须具有一定的可靠性。
提高机器可靠度的关键是提高其组成零部件的可靠度。
此外，从机器设计的角度考虑，确定适当的可靠性
水平，力求结构简单，减少零件数目，尽可能选用标准件及可靠零件，合理设计机器的组件和部件以及必要时选取较大的安全系数等，对提高机器可靠度也是十分有效的。
.研究内容（设计内容）
（1）蜗轮蜗杆减速器的特点
蜗轮蜗杆减速器的特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速化，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。
但是一般体积较大，传动效率不咼，精度不咼。
蜗轮蜗杆减速器是以蜗杆为主动装置，实现传动和制动的一种机械装置。
当蜗杆作为传动装置时，在蜗轮蜗杆共同作用下，使机器运行起来，在此过程中蜗杆传动基本上克服了以往带传动的摩擦损耗；在蜗杆作为制动装置时，蜗轮，蜗杆的啮合，可使机器在运行时停下来，这个过程中蜗杆蜗轮的啮合静摩擦达到最大，可使运动中的机器在瞬间停止。
在工业生产中既节省了时间又增加了生产效率，而在工艺装备的机械减速装置，深受用户的美誉，是眼前当代工业装备实现大小扭矩，大速比，低噪音，高稳定机械减速传动独揽装置的最佳选择。
2）方案拟订
A、箱体
（1）：
蜗轮蜗杆箱体内壁线的确定；
（2）：
轴承孔尺寸的确定；
（3）：
箱体的结构设计；
a.箱体壁厚及其结构尺寸的确定
b.轴承旁连接螺栓凸台结构尺寸的确定
C.确定箱盖顶部外表面轮廓
d.外表面轮廓确定箱座高度和油面
e.输油沟的结构确定
f.箱盖、箱座凸缘及连接螺栓的布置
B、轴系部件
（1）蜗轮蜗杆减速器轴的结构设计
a.轴的径向尺寸的确定
b.轴的轴向尺寸的确定
（2）轴系零件强度校核
a.轴的强度校核
b.滚动轴承寿命的校核计算
C、减速器附件
a.窥视孔和视孔盖
b.通气器C.轴承盖d.定位销
e.油面指示装置
f.油塞g.起盖螺钉h
起吊装置
第二章减速器的总体设计
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=$，滚筒直径D=310mm,传动效率n=，（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80C。
本设计拟采用蜗轮蜗杆减速器，传动简图如图所示。
图传动装置简图
1—电动机2、4—联轴器3—级蜗轮蜗杆减速器
5—传动滚筒6—输送带
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，选用一般用途的丫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Pd=PW/
式中Pd—工作机要求的电动机输出功率，单位为KW;
n—电动机至工作机之间传动装置的总效率；
Pw—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Pw=Fv/1000•w
=3000x/1000X=kW
电动机所需的功率Pd=Pw/
=联轴蜗轴联=XXXXe
Fd=/=
查表，选取电动机的额定功率Pcd=。
（3）选择电动机的转速
传动滚筒转速nw=601000V=r/min由表推荐的传动比的合理范围，取蜗
D
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：
rid=rn=（10~40）X=740-2959r/min
符合这范围的电动机同步转速有750、1000、1500、3000r/min四种，现
以同步转速1000r/min和1500r/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—42.1.3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=nm/nw=1440/=
式中i—传动装置总传动比
nw—工作机的转速，单位r/min
nm—电动机的满载转速，单位r/min
2.1.4计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴的输入功率
轴I卩！
=P联轴=XX=
轴U卩2=R蜗轴联=XXX=
（2）各轴的转速
电动机：
nm=1440r/min
轴I:
n1=nm=1440r/min
轴U:
n2=n1j=1440/=r/min
（3）各轴的输入转矩
电动机轴：
Td=9550p/nm=9550X/1440=?
轴I:
T1=9550p1/n1=9550X1440=?
轴U:
T2=9550pe/n2=9550X=?
上述计算结果汇见表3-1
表3-1传动装置运动和动力参数
输入功率
（kW）
转速n
（r/min）
输入转矩
（N?
m）
传动比
效率
电动
机轴
1440
1
轴I
1440
轴U
传动零件的设计计算
2.2.1蜗轮蜗杆传动设计
1.选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度
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ZCuSnIOPbl金属模铸造，滚铣后加载跑合，8级精度，标准保证侧隙c。
2.计算步骤
1•按接触疲劳强度设计
2
设计公式m2di>KT23.25Zemm
hZ2
（1）选Z1，Z2：
查表取Z1=2，
Z2=Z1xn1/n2=2X1440/=〜39.
Z2在30〜64之间，故合乎要求。
初估
（2）蜗轮转矩T2:
T2=T1Xix=x106xxx/1440=N?
mm
（3）载荷系数K:
因载荷平稳，查表取K=
（4）材料系数ZE
查表，ZE=156.MPa
（5）许用接触应力[0h]
查表，[0h]=220Mpa
N=60xjn2xLh=60xx1x12000=x107
ZN=8l0n=8105.3251。
7=°.
[h]=ZN[0h]=0.x220=Mpa
2
2
3.25156=
22039
（6）md1：
2
m2d1>KT23.25Ze=xx
hZ2
（7）初选m2,d1的值:
查表取m=,d仁63
2■‘
md1=>
（8）导程角
tan
mz-i
d1
6.32
63=
Vs=
dm
601000
cos
631440
601000cosll.3
=s
（10）啮合效率
由Vs二m/s查表得v=1°16
‘tan
1=
tan
tan11.3=
tan11.32
（11）传动效率
取轴承效率2=，搅油效率3=
=1x2x3=xx=
T2=T1Xix=x106xxx/1440=?
2
（12）检验md1的值
2
m2d1>KT23.25Ze=0.xx
hZ2
3.25156
22039
2
=1820v
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=,d1=63mm,Z1=2,Z2=39
（1）中心距a
d1mz2636.339
a=
（2）蜗杆尺寸
分度圆直径d1
齿顶圆直径da1
齿根圆直径df1
（1+=
导程角轴向齿距齿轮部分长度b1取b1=90mm
（2）蜗轮尺寸分度圆直径d2齿顶高齿根高齿顶圆直径da2齿根圆直径df2导程角轴向齿距蜗轮齿宽b2齿宽角蜗轮咽喉母圆半径
d1=63mm
da仁d1+2ha仁（63+2X=df1=d1-2hf=63-2X
tan=11.°右旋
Px1=nm=X=
bl>m（11+xz2）=x（11+x39）=
d2=mXz2=X39=
ha2=ha*xm=x1=
hf2=（ha*+c*）xm=（1+x=da2=d2+2ha2=+2xx=df2=d2-2m（ha*+c*）=-=
tan=11.°右旋
Px2=Px1=nm=x=
b2==x=
sin（a/2）=b2d仁/63=
rg2=a—da2／2=-=
（3）热平衡计算
1估算散热面积A
1.751.75
a154.352
A=0.330.330.7053m2
100100
2验算油的工作温度ti
室温tc:
通常取20。
散热系数ks:
Ks=20）。
ti100匸—P1t0100010.875.820cv80C
ksA200.7053
油温未超过限度
（4）润滑方式
根据Vs=s查表，采用浸油润滑，油的运动粘度V40C=350X10-6m2/s
⑸蜗杆、蜗轮轴的结构设计仲位：
mm）
①蜗轮轴的设计
最小直径估算
dmin
c查《机械设计》表得
c=120dmin>=120X3
4.54
73.96
根据《机械设计》表，选
dmin=48
d1=dmin+2a=56
a》〜dmin=~4
d2=d1+（1〜5）mm=56+4=60
d3=d2+（1〜5）mm=60+5=65
d4=d3+2a=65+2X6=77a》〜d3=~6
h由《机械设计》表查得h=
b==x=〜8
d5=d4-2h=77-2X=66
d6=d2=60
l仁70+2=72
②蜗杆轴的设计
最小直径估算
dmin>cX3
=120X
5.8
A1440
取dmin=30
d1=dmin+2a=20+2X=35
a=〜dmin
d2=d1+（1〜5）=35+5=40d3=d2+2a=40+2X2=44a=〜d2
d4=d2=40
h查《机械设计》表
蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。
蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘与铸造铁心采用
H7s6配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选6个
几何尺寸计算结果列于下表:
名称
代号
计算公式
结果
蜗杆
中心距
a
a=m2q
a=
传动比
i
i%
i=
蜗杆分度圆
柱的导程角
z1
arctan一
q
ii.3i
蜗杆轴向压
力角
标准值
xi20
齿数
Zi
zi=2
分度圆直径
di
d1mq
di63
齿顶圆直径
dal
daimq2
dai75.6
齿根圆直径
dfi
df1mq2.4
dfi=
蜗杆螺纹部
分长度
bi
biii0.06z2>m
bi90
名称
代号
计算公式
结果
蜗轮
中心距
a
a=%qZ2
a=
传动比
i
i"、
i=
蜗轮端面
压力角
t2
标准值
t220
蜗轮分度圆
柱螺旋角
ii.3io
齿数
Z2
Z2=izi
Z2=39
分度圆直径
d2
d2mZ2
d2245.7
齿顶圆直径
da2
da2mZ22
da2=
齿根圆直径
df2
df2mz22.4
df2230.58
蜗轮最大
外圆直径
de2
de2da21.5m
da2267.75
轴的设计
2.3.1蜗轮轴的设计
（1）选择轴的材料
选取45钢，调质，硬度HBS=230强度极限b=600Mpa,由表查得其许用
弯曲应力[,]b=55Mpa查《机械设计基础》（表10-1、10-3）
（2）初步估算轴的最小直径
/454
取C=120,得dmin>=120X3=
V73.96
根据《机械设计》表，选dmin=63
（3）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，可将齿轮按排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向固定靠平键和过渡配合。
两轴承分别以轴肩和套筒定位，周向则采用过渡配合或过盈配合固定。
联轴器以轴肩轴向定位,右面用轴端挡，圈轴向固定.
键联接作周向固定。
轴做成阶梯形，左轴承从做从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和联轴器依次右面装到轴上。
2确定轴各段直径和长度
I段d1=50mmL=70mm
U段选30212型圆锥滚子轴承，其内径为60mm,宽度为22mm。
故U段直
径d2=60mm。
则取套
川段考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端盖与箱体内壁应有一定距离,筒长为38mm。
故b=40mm，d3=65mm。
W段d4=77mm,L4=70mm
V段d5=d4+2h=77+2X=88mm,L5=8mm
切段d6=65mm,L6=22mm
叫段d7=d2=760mm,L7=25
（4）按弯扭合成应力校核轴的强度
1绘出轴的结构与装配图（a）图
2绘出轴的受力简图（b）图
3绘出垂直面受力图和弯矩图（c）图
Fa2Tld2749.187719.46N
FtZT2d2211437-02245.793.1N
FrFttan93.1tan2033.88N
轴承支反力:
FRAV
33.8855
110
16.94N
FRBV=Fr+IRAV=+=
计算弯矩：
截面C右侧弯矩
McvFrbvL250.825510002.795Nm
截面C左侧弯矩
McvFravl216.945510000.932Nm
4绘制水平面弯矩图（d）图
轴承支反力：
FrahFrbhFt293.1246.55Nm
截面C处的弯矩
MchFrahL246.555510002.56Nm
5绘制合成弯矩图（e）图
MCJMCVMCHV2.7952—2.5623.79N?
m
（a）_
（b）
（c）
（d）
（e）
（f）
（g）
（a）轴的结构与装配
Fa
Ft
B
A
A
ir
ABH
FRAV
:
t
ABH
FRAV
ACH
T
132
CV
Ac
Mec
图低速轴的弯矩和转矩
（b）受力简图（c）水平面的受力和弯矩图
（d）垂直面的受力和弯矩图（e）合成弯矩图⑴转矩图（g）计算弯矩图
MCJmcvMchJ0.9322.562.72N?
m
6
T9.55106Pn
绘制转矩图⑴图
9.551064.5473.965.86X105N?
mm=586
N?
m
7绘制当量弯矩图（g）图
转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取，截面C处的当量弯矩为
MecJmCT2J3.792__0.65862351.62N?
m
⑧校核危险截面
C的强度
eMEC0.1d53
350116277130Ea＜［几55MPa，安全。
2.3.2轴的结构见图所示
图蜗轮轴的结构图
233蜗杆轴的设计
（1）选择轴的材料
选取45钢，调质处理，硬度HBS=230强度极限b=650Mpa,屈服极限s=360Mpa，弯曲疲劳极限i=300Mpa，剪切疲劳极限i=155Mpa，对称循环变应力时的许用应力［Jb=60Mpa。
（2）初步估算轴的最小直径
最小直径估算
dmin>cx3
p=120x3
n
.5.8
1440
取dmin=20
（3）轴的结构设计
按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d=35mm，初选轴承型号为
30207圆锥滚子轴承（GB/T297—94），采用蜗杆轴结构，其中，齿根圆直径df147.88mm，分度圆直径d163mm，齿顶圆直径da175.6mm，长度尺寸根据中间轴的结构进行具体的设计，校核的方法与蜗轮轴相类似，经过具体的设计和校核，得该蜗杆轴结构是符合要求的，是安全的，轴的结构见图所示：
图蜗杆轴的结构草图
第三章轴承的选择和计算
蜗轮轴的轴承的选择和计算
按轴的结构设计，初步选用30212（GB/T297—94）圆锥滚子轴承，内径d=60mm,外径D=110mm,B=22mm.
（1）计算轴承载荷
1轴承的径向载荷
轴承A:
RAJRH―RTV46.55216.94249.54N
轴承B：
RB..R；hRBv.46.55250.82268.92N
2轴承的轴向载荷
轴承的派生轴向力S%8ctg
查表得：
30212轴承15°38'32
0.8ctg153832
0.8ctg153832
无外部轴向力
因为SaVSb,轴承A被“压紧”，所以，两轴承的轴向力为
AASa17.173NAB
3计算当量动载荷
由表查得圆锥滚子轴承30211的e0.4
取X=1,丫=0,则PrA
轴承A：
RA黯0347fP（XRAYAA）1.2（149.540）59.448N
AB17.173
轴承B:
旦0.25ve
RB68.92
取X=1,丫=0,则PrBfP（XRBYAB）1.2（168.920）82.7N
蜗杆轴的轴承的选择和计算
按轴的结构设计，选用30207圆锥滚子轴承（GB/T297—94）,经校核所选轴承能满足使用寿命，合适。
具体的校核过程略。
减速器铸造箱体的主要结构尺寸（单位：
mm）
（1）箱座（体）壁厚：
=0.04a3>8,取=15,其中a=;
⑵箱盖壁厚：
1=>8,取1=12;
⑶箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度：
b1.5b122.5,b22.537.5;
⑷地脚螺栓直径及数目：
根据a=,得df0.036a1215.76，取df=18地
脚螺钉数目为4个；
⑸轴承旁联结螺栓直径：
d10.75df14
⑹箱盖、箱座联结螺栓直径：
d2（0.5~0.6）df=9〜，取d2=12;
⑺表2.5.1轴承端盖螺钉直径:
高速轴
低速轴
轴承座孔（外
圈）直径
100
130
轴承端盖螺钉
直径d3
12
16
螺钉数
目
6
6
（8）检查孔盖螺钉直径：
本减速器为一级传动减速器，所以取d4=10;
（9）轴承座外径：
D2D（5~5.5）d3，其中D为轴承外圈直径，
把数据代入上述公式，得数据如下：
高速轴：
D280（5~5.5）12140~144，取D2140，
低速轴：
D2110（5~5.5）16190~198，取D2190；
（10）表2.5.2螺栓相关尺寸:
df18
d114
d2=12
锪孔直径
D。
36
30
26
至箱外壁的
距离
24
20
18
至凸缘边缘
的距离
20
18
16
（11）轴承旁联结螺栓的距离：
S以d1螺栓和d3螺钉互不干涉为准尽量靠近,
一般取Sd2；
（12）轴承旁凸台半径：
R1C220，根据d1而得;
（13）轴承旁凸台高度：
h根据低速轴轴承外径D2和小!
扳手空间“的要求，由结构确定；
（14）箱外壁至轴承座端面的距离：
Lc,c25~822205~847~50，取L=48;
（15）箱盖、箱座的肋厚：
m,>,，取m,=12,m>，取m=14;
（16）大齿轮顶圆与箱内壁之间的距离：
i>，取1=16;
（17）铸造斜度、过渡斜度、铸造外圆角、内圆角：
铸造斜度x=1：
10，
过渡斜度y=1：
20,铸造外圆角％=5,铸造内圆角R=3。
第四章其他零件设计
键联接的选择和强度校核
•1高速轴键联接的选择和强度校核
高速轴采用蜗杆轴结构
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