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1、 湖南工業(yè)大學課 程 設 計資 料 袋 機械工程 學院（系、部 ） 學年第 學期 課程名稱 指導教師 職稱 學生姓名 專業(yè)班級 學號 題 目 蝸輪蝸桿傳動減速器設計 成 績 起止日期 20* 年 12 月31日 20*年 1月 13日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設計任務書1份2課程設計說明書1份3課程設計圖紙4張1張456謝謝朋友對我文章的賞識，充值后就可以下載說明書，我這里還有一個壓縮包，里面有相應的word說明書和CAD圖紙。下載后請聯(lián)系QQ：1459919609。我可以將壓縮包免費送給你。歡迎朋友的光臨！（注：注冊賬號時最好用你的QQ號，以方便我將壓縮包發(fā)給你）

2、機械設計 設計說明書蝸輪蝸桿傳動減速器設計起止日期： 20* 年 12 月 31 日 至 20* 年 1 月 13 日學生姓名班級學號 成績指導教師(簽字)機械工程學院20* 年 1 月 13 日機械設計課程設計目 錄一 、課程設計任務書2二、 傳動方案3三、 選擇電動機3四、計算傳動裝置的總傳動比及其分配各級傳動比5五、傳動裝置的運動和動力參數(shù)5六、確定蝸桿的尺寸6七、減速器軸的設計計算9八、 鍵聯(lián)接的選擇與驗算17九、密封和潤滑18十、鑄鐵減速器箱主要結構尺寸18十一、減速器附件的設計20十二、小 結23十三、參考文獻23一 、課程設計任務書 20*20*學年第 1 學期機械工程 學院（系

3、、部） 專業(yè) 班級課程名稱： 機 械 設 計 設計題目： 蝸輪蝸桿傳動減速器的設計 完成期限：自 20*年 12 月 31 日至 20*年 1 月 13 日共 2 周內容及任務一、 設計任務： 設計蝸輪蝸桿減速器二、設計的主要技術參數(shù)：帶的圓周力,帶速，滾筒直徑。（工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的5%。）三、設計工作量：說明書1份，A0的裝配圖1張，A3的零件圖3張。進度安排起止日期工作內容20*年12月31日-20*年1月4日設計計算減速器，并認真檢驗計算結果20*年1月5日-20*年1月10日完成A0的裝配圖20*年1月11

4、日-20*年1月12日完成3張A3的零件圖20*年1月13日整理說明書和圖紙主要參考資料1機械設計課程設計王大康，盧頌峰主編 北京工業(yè)大學出版社 20002機械設計課程設計金清肅主編 華中科技大學出版社 19953機械設計學基礎孫建東主編 機械工業(yè)出版社 20044簡明機械設計手冊唐金松主編 上?？茖W技術出版社 19925機械設計濮良貴，紀名剛主編 高等教育出版社 2001指 導 教 師（簽字）： 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日二、 傳動方案我選擇蝸輪蝸桿傳動作為轉動裝置，傳動方案裝置如下： 三、 選擇電動機1、電動機的類型和結構形式按工作要求和工作條件，選用選用籠型異步電動

5、機，封閉式結構，電壓380v，Y型。2、電動機容量工作機所需功率根據(jù)帶式運輸機工作機的類型，可取工作機效率。電動機輸出功率傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒之間的各傳動機構和軸承的效率。由表10-2查得：聯(lián)軸器效率=0.99；軸承 =0.98；單級蝸桿傳動=0.95卷筒軸滑動軸承,則總效率 故 電動機額定功率依據(jù)參數(shù)文獻2表19-1選取電動機額定功率3、電動機的轉速卷筒軸工作轉速為由參考文獻2表2-2可知，單級蝸桿減速器一般傳動比范圍為740總動比合理范圍為。故電動機轉速的可選范圍為初選同步轉速分別為1500r/m和3000r/m的兩種電動機進行比較如下表：方案電動機號額定功率電動機轉（

6、r/min）電動機質量w/kg參見價格（元）總傳動比i同步滿載1Y100L1-42.215001430388008.982Y90S-22.23000284045100017.8由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案1傳動比較小，傳動裝置結構尺寸較小。因此，采用方案1，選定電動機Y100L1-4。4、Y100L1-4電動機的數(shù)據(jù)和外形，安裝尺寸如小表：型號額定功率（KW）轉速（r/min）質量（kg）同步滿載Y100L1-4221500143038尺寸HABCDEFGKABADACHDBBL10016014063286082412205180205245170380電動機外形尺寸：四、計算傳動裝置

7、的總傳動比及其分配各級傳動比傳動裝置總傳動比：由選定的電動機滿載轉速和工作機主軸的轉速，可得傳動裝置的傳動比是：所得i符合單級蝸桿減速器傳動比的常用范圍。五、傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸轉速為蝸桿的轉速，因為和電動機用聯(lián)軸器連在一起，其轉速等于電動機的轉速，則：為蝸輪的轉速，由于和工作機連在一起，其轉速等于工作主軸轉速，則：各軸輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，設為蝸桿軸的功率，為蝸輪軸的功率，為工作機主軸的功率。則：2、各軸轉矩蝸桿軸的轉矩:蝸輪軸上的轉矩:工作機主軸上的轉矩:六、確定蝸桿的尺寸1、選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI).

8、2、 選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿用45剛;因希望效率要高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為45-55HRC.蝸輪用鑄錫磷青銅,金屬摸鑄造.為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造.3、按齒面接觸疲勞強度進行設計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度.由式文獻1式(11-12)計算傳動中心矩:蝸輪上的轉矩確定載荷系數(shù) 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)；由表參考文獻1的表11-5選取使用系數(shù)；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)；則：確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿

9、相配，故。確定接觸系數(shù)先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值為0.35，從圖參考文獻1圖11-18中可查得。確定許用接觸應力根據(jù)渦輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，可以從文獻1表11-7中查得蝸輪的基本許用應力。應力循環(huán)次數(shù)壽命系數(shù) 計算中心距取中心距a=100mm,因i=8.98,故從文獻1表11-2中取模數(shù)m=3.15mm,蝸桿的分度圓直徑d1=35.5mm.這時d1/a為0.355，從文獻1圖11-18中可查得接觸系數(shù)，因為，因此以上結果可用。4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸蝸桿：軸向齒距 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚 蝸

10、輪： 蝸輪的齒數(shù)Z2=53；變位系數(shù)X2=-0.3889；驗算傳動比 這時傳動比誤差為 ，是允許的。蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 5、 校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù) 根據(jù)X2=-0.3889，ZV2=77.03，從文獻1圖11-19中可以查得齒形系數(shù)YFa2=2.40。螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力 從文獻1表11-8中查得由制造的蝸輪的基本許用應力。壽命系數(shù) 彎曲強度是滿足的。6、驗算效率已知；與相對滑動速度VS有關。從參考文獻1表11-18中用插入值法查得，；代入式中求得，稍小于原估計值，因此不用重算。7、 熱平衡計算蝸桿傳動總效率 散熱面積A取傳熱系數(shù) ，取，

11、從而可以計算出箱體工作溫度因為，所以符合要求。8、 精度等級公差和表面粗糙度的確定七、減速器軸的設計計算1、 蝸桿軸的設計由于蝸桿的直徑很小，可以將蝸桿和蝸桿軸做成一體，即做蝸桿軸。蝸桿上的轉矩。則作用于齒輪上的圓周力：軸向力： 徑向力：初步確定軸的最小直徑先按文獻1式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，孤需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查文獻1表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則：按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查參考文獻2表14-3，

12、選用LT3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為31500Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm,故取d12=16mm,半聯(lián)軸器長度L=42mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=30mm。軸上零件的裝配方案蝸桿是直接和軸做成一體的，左軸承及軸承端蓋從左面裝，右軸承及右端蓋從右面裝。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右段需制出一軸肩，故取2-3段直徑d23=20mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=22mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=30mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比L1短一些，現(xiàn)取L12=2

13、8mm。由已知條件知道工作時間為10年，每年按300天計算，且每天三班制工作，則大概總的工作時間為：考慮最不利的情況，單個軸承所受的徑向力為：向心軸承只承受徑向載荷時 由參考文獻1式13-6a知基本額定動載荷 N查表13-4，13-6得從參考文獻2中查表13-2得：軸承型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）基本額定動載荷Cr/kN基本額定靜載荷Cr/kN7000ACdDBdaminDamaxramax3055133649114.59.85因此軸環(huán)處的直徑d34=d78=30mm,而L78=18mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得6006型軸承軸肩高度h=6mm，因此，取d67=d

14、45=42mm。所選軸承的外形如下圖所示：由已知可以取齒寬b1=25mm，蝸桿齒頂圓直徑為45mm，齒根圓直徑為30mm，齒頂圓左端長10mm，右端長15mm。參考文獻1表15-2取軸端倒角為。蝸桿軸的校核設蝸桿齒寬的法向中心線的有側長為，左側的長度為，則： 水平面的支承反力（圖a）垂直面的支承反力（圖b）繪水平面的彎矩圖繪垂直面的彎矩圖繪合成彎矩圖該軸所受扭矩為按彎扭合成應力校核軸的強度由圖可知軸承上截面C為危險截面，根據(jù)文獻1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻1表15-1查得。因此0.07

15、d，故取h=4mm，則軸環(huán)直徑d56=60mm。軸環(huán)寬大于等于1.4h，則取L56=8mm。同時取L23=50mm，L34=20mm,L45=32mm，L67=18mm。所選軸承的外形如前面所選軸承圖所示。 蝸輪軸的校核設蝸輪齒寬的法向中心線的有側長為，左側的長度為，則： 水平面的支承力：垂直面的支承反力:繪水平面的彎矩圖：繪垂直面的彎矩圖：繪合成彎矩圖：該軸所受扭矩為： 按彎扭合成應力校核軸的強度由圖可知軸承上截面C為危險截面，根據(jù)文獻1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻1表15-1查得。因

16、此，故安全。由于軸的最小直徑是按扭轉強度很寬裕地確定的，由蝸桿軸受力情況知截面C處應力最大，但其軸徑也較大，且應力集中不大，各處應力集中都不大，故蝸桿軸疲勞強度不必校核。八、 鍵聯(lián)接的選擇與驗算1、選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸本設計中有三處要求使用鍵聯(lián)接，一處為減速器輸入軸（蝸桿）的聯(lián)軸器處，設置在蝸桿上的鍵標此處為鍵1此處軸的直徑d1=16mm。一處是減速器輸出軸（蝸輪軸）的聯(lián)軸器處，設置在蝸輪軸上的鍵標此處為鍵2此處軸的直徑d2=30mm。另一處是蝸輪與蝸輪軸的聯(lián)接，標記此處的鍵為鍵3此處軸的直徑d3=45mm。一般8級以上的精度要有定心精度的要求，所以選擇用平鍵聯(lián)接，由于只是聯(lián)接的是兩根軸，故

17、選用圓頭普通平鍵（A）型。而鍵3的蝸輪在軸的中間，所以也選擇圓頭普通平鍵（A）型。根據(jù)以上的數(shù)據(jù)，從文獻1表6-1中查得鍵1的截面尺寸為：寬度b=5mm，高度h=5mm。由聯(lián)軸器的標準并參考鍵的長度系列，可以確定取此鍵的長度L=20mm（比伸入到聯(lián)軸器的深度短一些）。查得鍵2的截面尺寸為：寬度b=8mm，高度h=7mm。同理取此鍵的長度L=50mm。查得鍵3的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=9mm。由輪轂的寬度并參考鍵的長度系列，取該鍵的鍵長L=28mm。2、校核鍵聯(lián)接的強度鍵1處鍵、軸和聯(lián)軸器的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻1的表6-2查得許用擠壓應力為p=120-150MPa,取

18、其平均值，p=135MPa。鍵的工作長度為l=L-b=25mm-5mm=20mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.55mm=2.5mm。由文獻1的式6-1可得可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。鍵2處鍵、軸和 蝸輪的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻1的表6-2查得許用擠壓應力為p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。鍵的工作長度為l=L-b=50mm-8mm=42mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.57mm=3.5mm。由文獻1的式6-1可得可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。鍵3處鍵、軸和聯(lián)軸器的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻1

19、的表6-2查得許用擠壓應力為p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。鍵的工作長度為l=L-b=28mm-14mm=14mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.59mm=4.5mm。由文獻1的式6-1可得可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。自此減速器中的所有的鍵均以校核完畢，所有的鍵均滿足使用要求。鍵的外型圖和鍵槽的安裝圖：九、密封和潤滑由于本設計蝸桿減速器用的是鋼蝸桿配青銅蝸輪，參考文獻1表11-20，選擇L-CKE320型號用油，對于蝸桿的給油方式，根據(jù)蝸桿的相對滑動速度以及載荷類型選擇，本設計的蝸桿減速器蝸桿的相對滑動速度為4.8m/s內，且采用的是閉式傳

20、動，傳動載荷中等，根據(jù)文獻1表11-21蝸桿傳動的潤滑油粘度推薦值及給油方式，選擇油池潤滑。關于蝸桿傳動的潤滑油量，由于采用的是閉式蝸桿傳動，攪油損耗不是太大，且采用的是蝸桿下置式的傳動，所以浸油深度應為蝸桿的一個齒高。蝸輪的潤滑主要憑借蝸桿的帶油作用來進行潤滑。對于軸承的潤滑，蝸桿軸承采用浸油潤滑。同時蝸輪軸承潤滑采用刮油板刮蝸輪上的油通過箱體上的油槽潤滑。另外在安裝的時候，也應該對軸承的潤滑進行良好處理，應該用潤滑油脂進行充分的潤滑。對于軸承的密封設計采用了軸承端蓋還在其中加入了密封圈。蝸桿軸承端一邊用悶端蓋，一邊用唇形密封圈。蝸輪軸軸承一邊用悶端蓋，一邊用氈圈。整個箱體是密封的。十、鑄鐵

21、減速器箱主要結構尺寸1、箱座高度齒高為：則齒輪浸油深度符合條件齒輪浸油深度大于10mm的要求?？偟挠蜕?箱體內儲油寬度大約為 箱體內儲油長度大約為 則儲藏的油量單級減速器每傳遞1kw的功率所需的油量：符合要求。2、箱體的剛度設計從參考文獻2表4-1，表4-2可得下表：名稱符號蝸輪蝸桿減速器尺寸選用箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑蓋與座聯(lián)結螺栓直徑聯(lián)結螺栓間距160軸承端蓋螺釘直徑視孔蓋螺釘直徑定位銷直徑至外箱壁距離22、18、16至凸源邊緣距離20、14軸承旁凸臺半徑20凸臺高度45外箱壁至軸承座端面距離40蝸輪

22、頂圓與內壁的距離10蝸輪輪轂端面與內壁距離10箱蓋、箱座肋厚軸承端蓋外徑110軸承旁聯(lián)結螺栓距離110十一、減速器附件的設計1、窺視孔及視孔蓋參考文獻2表4-3得：直徑孔數(shù)907560-70554074452、通氣器由已知選型號外型安裝圖：查參考文獻2表4-5可得：8316404012716184025.4226223、游標尺由條件可選M16型的。安裝圖：d1d2d3habcDD1M16416635128526224、放油孔與螺塞放油孔應設在油池的最低處，平時用羅塞堵住，采用圓柱螺塞時，箱座上裝置處應設凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以免排不干凈。如下圖示：放油孔的位置外六角螺塞、

23、封油墊圈5、起蓋螺釘起蓋螺釘設置在箱蓋連接凸緣上，其螺紋有效長度應大于箱蓋凸緣的厚度。長度L=15mm6、定位銷外型尺寸：選A型，則：則可得下表：公稱直徑81.01.6257、起吊裝置為便于拆卸和搬運減速器，應在箱體上設置起吊裝置，綜合考慮選擇吊耳。查參考文獻2表4-14得吊耳外形尺寸如下表：為箱蓋厚度吊環(huán)螺釘?shù)耐庑螆D如下：十二、小 結從整體上來說通過詳細的計算和仔細的校核并且結合了實際情況，設計的過程基本正確，結果基本合理，可以滿足設計的要求。課程設計使我們對所學的知識得到了一次系統(tǒng)，完整的復習，讓我們初步了解到機械的選擇、設計與加工基本知識。課程設計的過程中，進一步增強了數(shù)據(jù)的處理和一些細節(jié)處理的能力。在設計的過程中，還有一些小的問題還未能處理的很好，我會努力找的到不足，多加注意，以便以后能做的更好。十三、參考文獻1、機械設計（第八版）濮良貴，紀名剛主編 高等教育出版社。2、機械設計課程設計金清肅主編 華中科技大學出版社35附件圖紙蝸桿軸蝸輪蝸輪軸箱座裝配圖謝謝朋友對我文章的賞識，充值后就可以下載說明書，我這里還有一個壓縮包，里面有相應的word說明書和CAD圖紙。下載后請聯(lián)系QQ：1459919609。我可以將壓縮包免費送給你。歡迎朋友的光臨！（注：注冊賬號時最好用你的QQ號，以方便我將壓縮包發(fā)給你）