单级蜗杆减速器设计说明书Ⅰ

参数选择： 卷筒直径：D=350mm 运输带有效拉力：F=2000N 运输带速度：V=0.8m/s

工作环境：三相交流电源，三班制工作，单向运转，载荷平稳，空载启动， 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。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，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。

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。 二、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=2000N，带速V=0.8m/s，载荷平稳，常温下连续工作，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

Pw=FV/1000=2000*0.8/1000=1.6kw

3、

页

传动装置效率：（根据参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在

洲 主编 机械工业出版社 第133-134页表12-8得各级效率如下）其中： 蜗杆传动效率η1=0.70 搅油效率η2=0.95 滚动轴承效率（一对）η3=0.98 联轴器效率ηc=0.99 传动滚筒效率ηcy=0.96 所以：

η=η1•η2•η33•ηc2•η

cy

=0.7×0.99×0.983×0.992×0.96 =0.633

电动机所需功率： Pr= Pw/η =1.6/0.633=2.5KW

传动滚筒工作转速： nw＝60×1000×v / ×350＝43.7r/min 根据容量和转速，根据参考文献《机械零件设计课程设计》吴宗泽 罗圣国编 高等教育出版社 第155页表12-1可查得所需的电动机Y系列三相异步电动

机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如表2-1:

表2-1

方案 1 2 3 4 电动机型号 Y132S1-2 Y132S-4 Y132M2-6 Y160M-8 额定功率 Ped kw 5.5 5.5 5.5 5.5 电动机转速 r/min 同步转速 3000 1500 1000 750 满载转速 2900 1440 960 720 额定转矩 2.0 2.2 2.0 2.0 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第3方案比较适合。因此选定电动机机型号为Y132M2-6其主要性能如下表2-2：

表2-2

中心高H 外形尺寸 L×（AC/2＋AD）×HD 515×（270/2＋210）×315 底角安装尺寸 A×B 216×178 2

地脚螺栓孔直径K 轴身尺寸 D×E 38×80 装键部位尺寸 F×G×D 10×33×38 132 12

三、运动参数计算：

3.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩

P0 = Pr=2.5kw n0=960r/min

T0=9550 P0 / n0=9550*2.5/960=24.9N .m 3.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩

P1 = P0·η01 = 2.5×0.99×0.99×0.7×0.992 =1.68 kw nⅠ= n0/i1=

960 = 27.4 r/min 31T1= 9550P1/n1 = 9550×1.68/27.4= 585.55N·m 3.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩

P2 = P1·ηc·ηcy=1.68×0.99×0.99=1.65kw n2= n1/i12 = 27.4 = 27.4 r/min

1T2= 9550*p2/n2= 9550×1.65/27.4= 575.09N·m 运动和动力参数计算结果整理于下表3-1： 表3-1

类型 蜗杆轴 蜗轮轴 传动滚筒轴 功率P（kw） 2.5 1.68 1.65 转速n（r/min） 960 27.4 27.4 转矩T（N·m） 24.9 585.55 575.09 传动比i 1 31 0.633 效率η 四、蜗轮蜗杆的传动设计： 蜗杆的材料采用45钢，表面硬度>45HRC，蜗轮材料采用ZCuA110Fe3,砂型铸造。

以下设计参数与公式除特殊说明外均以参考由《机械设计 第八版》主编 濮良贵 纪名刚 ，副主编 陈国定 吴立言 高等教育出版社出版 2006年 第11章蜗杆传动为主要依据。

表4—1蜗轮蜗杆的传动设计表

项 目

计算内容 计算结果 3

中心距的计算 蜗杆副的相对滑动速度 当量摩擦 系数 选[d1/a]在图11.20的i=35的线上，查得[d1/a]=0.45 6 10.7 Vs5.2104n13T25.21049603575.09 4.15m/s参考文献5第37页（23式） 4m/s系数 涡轮基本许用应力 根据涡轮材料和金属硬度，从表11-7中查得[H]， [H],268MPa 接触疲劳最小安全系数 SFCFlim1 CFmax其中：CFlim为涡轮齿根应力系数，由表11-17查出 CFmax为涡轮齿根最大应力系数，由公式CFmax=Ft2maxmnb2SHmin1.3 a中心距 3KT2(ZEZ2)[H]a125mm 31642.6821.15609310() 1.13268113.85mm传动基本尺寸 蜗杆头数 蜗轮齿数模数 蜗杆分度圆 直径 蜗轮分度圆

5

根据要求的传动比和效率选择,配合中心距要求，由表11-2查出 Z1=1 根据中心距尺寸，由表11-2查出 Z2=31 m=6.3 根据中心距尺寸，由表11-2查出 d163mm d2mz26.331195.3 d2195mm 直径 蜗杆导程角 变位系数 蜗杆齿顶圆 直径 蜗杆齿根圆 直径 蜗杆齿宽 蜗轮齿根圆直径 蜗轮齿顶圆直径（喉圆直径） 蜗轮外径 根据中心距尺寸，由表11-2查出 x=-0.6587 根据中心距尺寸，由表11-2查出 5.8 da1d12had12ham6320.86.373.0811.3 表*da174 mm df1d12(hac)632(0.86.30.2) 表11.3 52.52根据蜗杆头数和变位系数查表11-4得出蜗杆齿宽计算公式 b173mm df153 mm b1(10.5z1)m df2d22m(haxc*)19526.3(0.80.65870.2) 174.10df2175mm *da2d22(haxm)1952(0.8(0.65876.3)) 189de2da2m1896.3 196

6

da2189mm de2196mm 蜗轮咽喉母圆半径 rg2ada22125189/2 30.5rg230.5mm B0.75da10.7573.08=54.81 蜗轮齿宽 b22m(0.5d11)m636.31 B=55mm b248mm 26.3(0.548蜗杆圆周速度 相对滑动速度 当量摩擦系数 v1d1n1/6010003.1463960/601000 3.16vsv1/cos3.16/cos5.80 3.14v1=3.16m/s vs3.14m/s 由表11.18查得 fv0.028v1.5 轮齿弯曲疲劳强度验算 许用接触应力 [H]fnfh[H],sHmin2680.8151.13 1.3189.85[H]190MPa 最大接触应力 齿根弯曲HZEZKAT2a31.1561000 3125H81.87MPa190MPa 合格 1602.6881.87由表11.6查出 F180MPa 7

疲劳强度 弯曲疲劳最小安全系数 许用弯曲疲劳应力 轮齿最大弯曲应力 结合设计需求选择 SFmin1.4 [F]FSFmin180128.57 1.4[F]128.57MPa F2KAT2mb2d2F23.79MPa128.57MPa 合格 21.15610000 6.34819523.79蜗杆轴扰度验算 蜗杆轴惯性矩 允许蜗杆扰度 蜗杆轴扰度 [y]d1100063/1000 0.0633.14634I7.73105 6464d14I7.73105mm4 [y]0.063m yFF48EI2t12r1(L32T122T)(2tan)2d1d248EIy0.049mm[y] (0.9d2)30.049 合格 温度计算 8

传动啮合效率 搅油效率 轴承效率 总效率 散热面积估算 ta1tgtg(v)10.8 tg5.80 0tg(5.81.50)0.8根据要求自定 20.99 根据要求自定 30.99 1230.80.990.99 0.780.78 参考课本公式11-23和11-24 1000P(1)S d(t0ta)1000P0(1)t0adSS2.38mm2 箱体工作温度 10002.5(10.78)20 1.52.3836t136C80C 合格 此处取aw=15w/（m²c） 润滑油粘度和润滑方式 润滑油粘度 给油方法 由表11-21采用油池润滑 五、蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计 5.1蜗杆基本尺寸设计

根据电动机的功率P=5.5kw，满载转速为960r/min，电动机轴径

根据vs3.14m/s由表11-21选取 v40C350mm2/s d电机38mm，轴伸长E=80mm

9

轴上键槽为10x5。

1、初步估计蜗杆轴外伸段的直径

d=（0.8——1.0）d电机=30.4——38mm 2、计算转矩

Tc=KT=K×9550×P=1.15×9550×5.5/960=62.9N.M

n由Tc、d根据《机械设计课程设计》 张培金 蔺联芳 编 上海交通大学出版社第248页表8.2可查得选用HL3号弹性柱销联轴器（38×80）。 3、确定蜗杆轴外伸端直径为38mm。

4、根据HL3号弹性柱销联轴器的结构尺寸确定蜗杆轴外伸端直径为38mm的

长度为80mm。

5、由参考文献《机械设计课程设计》 张培金 蔺联芳 编 上海交通大学出

版社的第220页表4.1可查得普通平键GB1096—90A型键10×63，蜗杆

0.2轴上的键槽宽100mm，联轴器上槽深t13.3mm，键0.036mm，槽深为5.00槽长L=63mm。 6、初步估计d=60mm。

7、由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙

江大学出版社第189页图7-19，以及蜗杆上轴承、挡油盘，轴承盖，密封圈等组合设计，蜗杆的尺寸如零件图1（蜗杆零件图）

5.2蜗轮基本尺寸表（由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第96页表4-32及第190页图7-20及表5—1蜗轮蜗杆的传动设计表可计算得）

表5—1蜗轮结构及基本尺寸

蜗轮采用装配式结构，用六角头螺栓联接（d2100mm）,轮芯选用灰

铸铁 HT200 ，轮缘选用铸锡青铜ZcuSn10P1 单位：mm

d3 l d4 l1 a=b C x B 98 70 8 23 13 10 2 55 10

e n R2 da2 2 D0 Dw d5 10 3 25 189 90º 112 202 156 六、蜗轮轴的尺寸设计与校核

蜗轮轴的材料为45钢并调质，且蜗轮轴上装有滚动轴承，蜗轮，轴套，密封圈、键.

6.1 轴的直径与长度的确定 1 .计算转矩

Tc=KT=K×9550×P=1.15×9550×1.68/30.96=595.94N.M<2000 N.M

n所以蜗轮轴与传动滚筒之间选用HL5弹性柱销联轴器32×60， 因此d0=32m m

2.由参考文献 张培金 蔺联芳 编 上海交通大学出版社的第220页表4-1可查得普通平键GB1096—79A型键12×8，普通平键GB1096—79A型键14×9，联轴

0.20.2t3.8t5.5器上键槽深度1，蜗轮轴键槽深度0，宽度为00b140（下册） 张莹 主编 机械工业0.043由参考文献《机械设计基础》

出版社 1997年的第316页—321页计算得.其中各段见零件图的“涡轮轴”。 6.2轴的校核

6.2.1轴的受力分析图 Fr

F\"R1 F'R2 Fa F'R1 Ft F\"R2 FQ 图6.1 X-Y平面受力分析

Ft F'R1 Fa F11

'R2 FQ

图6.2 X-Z平面受力图：

F\"R1 F\"R2

Fr 图6.3

22合成弯矩MMXYMXZ/Nmm

592368.15

35700 340587.75

图6.4 当量弯矩T与aT mm

图6.5 6.2.2轴的校核计算如表5.1

T=518217Nmm aT=327992.8N轴材料为45钢，B650Mpa，S360Mpa，[1b]60Mpa

表6.1

计算项目 转矩T1 圆周力 计算内容 T1518217Nmm 2T2518217=12955.4N Ft1d180计算结果 T1518217Nmm Ft=12955.4N 径向力 轴向力 计算支承反力 FFttg12955.4tg6.34 F=1438.9N Fr =4715.4N FFttant=12955.4×tan 20º F'R114381904715976000119 194194F'R1=563.4N 12

F'R21438.9974715.43132745.3190194194F'R2=972.75N 垂直面反力 水平面X-Y受力图 垂直面X-Z受力 F\"R1FR2\"F4715.4r 22图6.2 图6.3 F\"R1F\"R2=2357.7N 画轴的弯矩图 合成弯矩 轴受转矩T MMXYMXZ T=T1=518217Nmm 表16.3，查得图7.4 T=518217Nmm 许用应力值 [1b]60Mpa[0b]102.5Mpa a=[1b]/[0b]60/102.50.59 当量弯矩图 蜗轮段轴中间截面 M'3 a=0.59 应力校正系数a M(aT)=437814Nmm 22 M'III437814Nmm M'III=484690.6Nmm 当量弯矩 轴承段轴中间截面处 2M'2714000655985.62=484690.6Nmm 当量弯矩图 dIII3图7.5 M'343781433870mm 0.1[1b]0.160 轴径校核 dIII3M'2484690.6328.960mm 0.1[1b]0.160验算结果在设计范围之内，设计合格 轴的结果设计采用阶梯状，阶梯之间有圆弧过度，减少应力集中，具体尺寸和要求见零件图2（蜗轮中间轴）。 6.3装蜗轮处轴的键槽设计及键的选择

13

当轴上装有平键时，键的长度应略小于零件轴的接触长度，一般平键长度比轮毂长度短5—10mm，由参考文献1表2.4—30圆整，可知该处选择键2.5×65，

0.20.2高h=14mm，轴上键槽深度为t90，轮毂上键槽深度为t15.40，轴上

00.026键槽宽度为b250.052轮毂上键槽深度为b1250.026

七、减速器箱体的结构设计

参照参考文献〈〈机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年第19页表1.5-1可计算得，箱体的结构尺寸如表7.1：

表7.1箱体的结构尺寸

减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。 设计内容 箱座壁厚度δ 箱盖壁厚度δ1 机座凸缘厚度b 机盖凸缘厚度b1 机盖凸缘厚度P 地脚螺钉直径dØ 地脚沉头座直径D0 地脚螺钉数目n 底脚凸缘尺寸（扳手空间） 轴承旁连接螺栓直径d1 轴承旁连接螺栓通孔直径d`1 轴承旁连接螺栓沉头座直径D0 剖分面凸缘尺寸（扳手空

14

计 算 公 式 计算结果 取δ=8mm 取δ1=6.8mm b=12mm b1=10.5mm P=20mm dØ=18mm D0==36mm 取n=4 L1=30mm L2=26mm d1=14mm d`1=15.5 0.04a38=0.04×125+3=8mm a为蜗轮蜗杆中心距 10.85=0.85×8=6.8mm b=1.5δ=1.5×8=12mm b1=1.5δ1=1.5×6.8=10.5mm P=2.5δ=2.5×8=20mm df0.036a120.0361251216.5 D0==36mm 取n=4个 L1=30mm L2=26mm d1= 13.5mm d`1=15.5 D0=30mm C1=18mm D0=30mm C1=18mm 间） 上下箱连接螺栓直径d2 上下箱连接螺栓通孔直径d`2 上下箱连接螺栓沉头座直径 箱缘尺寸（扳手空间） C2=30mm d2 =9mm d`2=10.5mm C2=30mm d2=9mm d`2=10.5mm D0=20mm C1=16mm C2=14mm D0=20mm C1=16mm C2=14mm n=4 d3=7.2mm d4=8mm d5=8mm H=225mm R1=15mm 取50mm 取D2=120mm K=54mm 轴承盖螺钉直径和数目n,d3 检查孔盖螺钉直径d4 圆锥定位销直径d5 减速器中心高H 轴承旁凸台半径R 轴承旁凸台高度h 轴承端盖外径D2 箱体外壁至轴承座端面距离K 轴承旁连接螺栓的距离S 蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离） 蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离 蜗轮端面与箱体内壁之间的距离 机盖、机座肋厚m1,m n=4, d3=7.2mm d4=0.4d=8mm d5= 0.8 d2=8mm H=225mm R=C2=15mm 由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 D2=轴承孔直径+(5~5.5) d3 K= C1+ C2+(8~10)=44mm 以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2 L1=K+δ=56mm S=120 L1=56mm 11.2=15mm 取1=15mm 2=12mm 取2=12mm m1=5.78mm, m=7mm m1=0.85δ1=5.78mm, m=0.85δ=10mm 15

以下尺寸以参考文献《机械设计、机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 1995年表6-1为依据 蜗杆顶圆与箱座内壁的距离 轴承盖凸缘厚度 蜗杆中心线与箱底的距离 箱体宽度 （不包括凸台） 蜗杆轴承座长度 65mm 206mm 110mm e=1.2 d3=12mm 6=43mm 轴承端面至箱体内壁的距离 3=4mm 箱底的厚度 箱盖长度 20mm 箱盖高度 116mm （不包括凸台） 308mm 箱座的长度 箱底座宽度 308mm 装蜗杆轴部分的长度 蜗杆轴承199mm 座孔外伸长度 5mm 10mm 413mm 蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离 八、减速器其他零件的选择

经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、定位销的组合设计，经校核确定以下零件：

表8-1键 单位：mm

安装位置 蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处 蜗轮与蜗轮轴联接处 蜗轮轴、联轴器及传动滚筒联接处

表8-2圆锥滚动轴承 单位：mm

类型 GB1096-90 键10×50 GB1096-90 键18×56 GB1096-90 键20×50 b（h9） 10 h（h11） 8 L9（h14） 50 18 11 56 20 12 50 16

安装位置 蜗 杆 蜗轮轴 外 形 尺 寸 轴承型号 3509 209 3508 208 d 45 45 40 40

D 85 85 80 80 B 23 19 23 18

表8-3密封圈（GB9877.1-88） 单位：mm 安装位置 蜗杆 蜗轮轴

表8-4弹簧垫圈（GB93-87） 安装位置 轴承旁连接螺栓 上下箱联接螺栓

表8-5挡油盘

参考文献《机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年第132页表2.8-7 安装位置 蜗杆 外径 129mm 厚度 12mm

定位销为GB117-86 销8×38 材料为45钢

九、减速器附件的选择

17

类型 B40×85×4 B61×100×10 轴径d 40 40 基本外径D 85 80 基本宽度 4 8 类型 GB93-87-16 内径d 16 宽度（厚度） 4 材料为65Mn，表面氧化的标准弹簧垫圈 GB93-87-12 12 3 边缘厚度 9mm 材料 Q235 以下数据均以参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的P106-P118

表9-1视孔盖（Q235） 单位mm

d L1 L2 b1 b2 盖厚 R 直孔径 数 90

表9-2吊耳 单位mm 箱盖吊耳 C3 32 箱座吊耳

表9-3通气器 单位mm

D M24×1.5

表9-4轴承盖（HT150） 单位mm 安 装 位 置 蜗杆 蜗

75 70 55 4 5 7 4 C4 40 H 24 R 40 h 12 b 15 r2 R1 6 b 20 r 8 H1 按结构决定 K 30 5 d1 7 D 34 a 4 s D1 24 27.7 螺d3 D d 0 D0 D2 e e1 m D4 D5 D6 b1 d1 钉数n 8 8 85 80 9 105 125 9.6 12 25 9 100 120 9.6 12 20 18

75 81 83 7 44 4 70 76 78 10 100 4 轮轴

表9-5油标尺 单位mm

H9dh9 d1 4 d2 16 d3 6 h 35 a 12 b 8 c 5 D 26 D1 22 M16

表9-6油塞（工业用革） 单位mm d M12

十、减速器的润滑

减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。

本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。

蜗轮轴承采用刮板润滑。

蜗杆轴承采用脂润滑， 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。

1、《机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年 2、《机械设计 第八版》 主编 濮良贵 高等教育出版社 2006年 3、《机械设计、机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 1995年 4、《机械设计课程设计图册》（第三版） 龚桂义主编 高等教育出版社 2002年 5、《机械零件设计课程设计》 吴宗泽 罗圣国编 高等教育出版社 2002年 6. 《机械设计课程设计》 张培金 蔺联芳 编 上海交通大学出版社 1992年 7.《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社 1993年

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