减速器轴承旁凸台高度怎么设计

A. 减速器的那些附件有何作用啊，请前辈指点。如何选择及设计其结构尺寸

减速器主要由传动零件(齿轮或蜗杆)、轴、轴承、箱体及其附件所组成。其作用如下：

首先齿轮和轴可以作为一个整体，主要是为了承受径向载荷和减速器大的轴向载荷的情况。而箱体可以单独作为一个整体，它是减速器的基础零件，具有稳定整个支架的作用。最后减速器的润滑油也非常重要，这是减速器正常工作的关键。

减速器的选择及其结构尺寸的构造应遵循这几点原则：

1、减速器使用系数越大，减速器使用寿命越长。

2、减速器选择时，应使[使用系数fa]控制在 1.2-1.3 之间最合理，电机和减速器使用效率最佳，寿命更长。

3、传动比i=四级电机转速/减速器输出转速。

4、对于[恒功率]减速器而言,其减速机输出轴要比同规格电机的[恒扭矩]减速器输出轴细。

(1)减速器轴承旁凸台高度怎么设计扩展阅读

减速器的润滑保养：

1、在投入运转之前，在减速机中装入建议的型号和数值的润滑脂。减速机采用润滑油润滑。对于竖直安装的减速机，鉴于润滑油可能不能保证最上面的轴承的可靠润滑，因此采用另外的润滑措施。

2、在运行以前，在减速机中注入适量的润滑油。减速机通常装备有注油孔和放油塞。因而在订购减速机的时候必须指定安装位置。

3、工作油温不能超过80℃。

4、终生润滑的组合减速机在制造厂注满合成油，除此之外，减速机供货时通常是不带润滑油的，并带有注油塞和放油塞。根据订货时指定的安装位置设置油位塞的位置以保证正确注油，减速机注油量应该根据不同安装方式来确定。如果传输功率超过减速机的热容量，必须提供外置冷却装置。

B. 减速器凸台高度一般多少

35CM。根据查询减速桐档器资料显示，减伏轮核速器凸台高度是35CM。减速器是一种由封闭在刚性壳体缺掘内的齿轮传动、蜗杆传动、齿轮-蜗杆传动所组成的独立部件，常用作原动件与工作机之间的减速传动装置。

C. 急求：两级圆柱齿轮减速器课程设计

设 计 任 务 书

一、 课程设计题目：
设计带式运输机传动装置（简图如下）

原始数据：
数据编号 3 5 7 10
运输机工作转矩T/(N.m) 690 630 760 620
运输机带速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9
卷筒直径D/mm 320 380 320 360

工作条件：
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为 。
二、 课程设计内容
1）传动装置的总体设计。
2）传动件及支承的设计计算。
3）减速器装配图及零件工作图。
4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：
1） 部件装配图一张（A1）。
2） 零件工作图两张（A3）
3） 设计说明书一份（6000~8000字）。

本组设计数据：
第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 690 。
运输机带速V/(m/s) 0.8 。
卷筒直径D/mm 320 。

已给方案：外传动机构为V带传动。
减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

第一部分 传动装置总体设计

一、 传动方案（已给定）
1） 外传动为V带传动。
2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。
3） 方案简图如下：
二、该方案的优缺点：
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流 异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
计 算 与 说 明 结果
三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）
工作机所需功率： =0.96 (见课设P9)

传动装置总效率： （见课设式2-4）

（见课设表12-8）

电动机的输出功率： （见课设式2-1）
取
选择电动机为Y132M1-6 m型 （见课设表19-1）
技术数据：额定功率（ ） 4 满载转矩（ ） 960
额定转矩（ ） 2.0 最大转矩（ ） 2.0
Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表19-3）
A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235
四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配
1、 总传动比： （见课设式2-6）

2、 各级传动比分配： （见课设式2-7）

初定

第二部分 V带设计

外传动带选为 普通V带传动
1、 确定计算功率：
1）、由表5-9查得工作情况系数
2）、由式5-23（机设）
2、选择V带型号
查图5-12a(机设)选A型V带。
3.确定带轮直径
（1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径
（电机中心高符合要求）
（2）、验算带速 由式5-7（机设）

（3）、从动带轮直径

查表5-4（机设） 取
（4）、传动比 i

（5）、从动轮转速

4.确定中心距 和带长
（1）、按式（5-23机设）初选中心距

取
（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0

查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm
(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a

(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围

5.验算小带轮包角α1
由式(5-11机设)

6.确定V带根数Z
(1)、由表（5-7机设）查得dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。

(2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.11Kw
(3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数
(4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03
(5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设）

取Z=5根
7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。

q由表5-5机设查得
8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）得

9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图
小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。

第三部分 各齿轮的设计计算

一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=89
2.设计计算。
（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N?mm
由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim=580 бHILin=560
由图 7-7选取材料弯曲疲劳极限应力
бHILim=230 бHILin=210
应力循环次数N由式（7-3）计算
N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109
N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109
由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1
由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s
( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s
查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正
M=d1/Z1=1.96mm
由表7-6取标准模数：m=2mm
(3) 计算几何尺寸
d1=mz1=2×34=68mm
d2=mz2=2×89=178mm
a=m(z1＋z2)/2=123mm
b=φddt=1×68=68mm
取b2=65mm b1=b2+10=75
3.校核齿根弯曲疲劳强度
由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34
则Z2=Z1i=34×3.7=104
2.设计计算。
（1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N?mm
由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim=580 бHILin=560
由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力
бHILim=230 бHILin=210
应力循环次数N由式（7-3）计算
N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109
N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108
由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1
由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s
( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s
查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正
M=d1/Z1=2.11mm
由表7-6取标准模数：m=2.5mm
(3) 计算几何尺寸
d1=mz1=2.5×34=85mm
d2=mz2=2.5×104=260mm
a=m(z1＋z2)/2=172.5mm
b=φddt=1×85=85mm
取b2=85mm b1=b2+10=95
3.校核齿根弯曲疲劳强度
由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2
低速级 z1=34 z2=104 m=2.5

第四部分 轴的设计
高速轴的设计
1.选择轴的材料及热处理
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.
2.初估轴径
按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:
D1min=
D2min=
D3min=
3.初选轴承
1轴选轴承为6008
2轴选轴承为6009
3轴选轴承为6012
根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:
D1=40mm
D2=45mm
D3=60mm
4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.
(1).各轴直径的确定
初估轴径后,即可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。5段装轴承，直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。
（2）各轴段长度的确定
轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。
于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。
（3）.轴上零件的周向固定
为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。
（4）.轴上倒角与圆角
为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。。
5.轴的受力分析
（1） 画轴的受力简图。
（2） 计算支座反力。
Ft=2T1/d1=
Fr=Fttg20。=3784
FQ=1588N
在水平面上
FR1H=
FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N
在垂直面上
FR1V=
Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
（3） 画弯矩图
在水平面上，a-a剖面左侧
MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m
a-a剖面右侧
M’Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m
在垂直面上
MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N?m
合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧

画转矩图
转矩 3784×（68/2）=128.7N?m
6.判断危险截面
显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。
7.轴的弯扭合成强度校核
由表10-1查得

(1)a-a剖面左侧
3=0.1×443=8.5184m3
=14.57
（2）b-b截面左侧
3=0.1×423=7.41m3
b-b截面处合成弯矩Mb:
=174 N?m
=27
8.轴的安全系数校核:由表10-1查得 (1)在a-a截面左侧
WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3
由附表10-1查得 由附表10-4查得绝对尺寸系数 ;轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数 .则
弯曲应力
应力幅
平均应力
切应力

安全系数

查表10-6得许用安全系数 =1.3～1.5,显然S> ,故a-a剖面安全.
(2)b-b截面右侧
抗弯截面系数 3=0.1×533=14.887m3
抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3
又Mb=174 N?m,故弯曲应力

切应力

由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 则

显然S> ,故b-b截面右侧安全。
（3）b-b截面左侧
WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3
b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。
弯曲应力

切应力

（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数 。由附表10-4查得绝对尺寸系数 。又 。则

显然S> ,故b-b截面左侧安全。

第五部分 校 核
高速轴轴承

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
轴承的型号为6008，Cr=16.2 kN
1） FA/COr=0
2） 计算当量动载荷

查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0
=1.2×（1×352）=422.4 N
3） 验算6008的寿命

验算右边轴承

键的校核
键1 10×8 L=80 GB1096-79
则强度条件为

查表许用挤压应力
所以键的强度足够
键2 12×8 L=63 GB1096-79
则强度条件为

查表许用挤压应力
所以键的强度足够

联轴器的选择
联轴器选择为TL8型弹性联轴器 GB4323-84
减速器的润滑
1.齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。
高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。
2．滚动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，

第六部分 主要尺寸及数据
箱体尺寸:
箱体壁厚
箱盖壁厚
箱座凸缘厚度b=15mm
箱盖凸缘厚度b1=15mm
箱座底凸缘厚度b2=25mm
地脚螺栓直径df=M16
地脚螺栓数目n=4
轴承旁联接螺栓直径d1=M12
联接螺栓d2的间距l=150mm
轴承端盖螺钉直径d3=M8
定位销直径d=6mm
df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18 mm、13 mm
df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11 mm
轴承旁凸台半径R1=11mm
凸台高度根据低速轴承座外半径确定
外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm
齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm
箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm
轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（5～5.5）d3
以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21
传动比
原始分配传动比为：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5
修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07
各轴新的转速为 ：n1=960/2.5=3.84
n2=384/2.61=147
n3=147/3.07=48
各轴的输入功率
P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42
P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20
P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00
P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90
各轴的输入转矩
T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65
T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68
T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25
T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26
轴号 功率p 转矩T 转速n 传动比i 效率η
电机轴 5.5 2.0 960 1 1
1 5.42 128.65 384 2.5 0.94
2 5.20 323.68 148 2.62 0.96
3 5.00 954.25 48 3.07 0.96
工作机轴 4.90 935.26 48 1 0.98

齿轮的结构尺寸
两小齿轮采用实心结构
两大齿轮采用复板式结构
齿轮z1尺寸
z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75
d1=68
ha=ha*m=1×2=2mm
hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
da=d1＋2ha=68+2×2=72mm
df=d1－2hf=68－2×2.5=63
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
齿轮z2的尺寸
由轴可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49
ha=ha*m=1×2=2mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
hf=(1＋0.5)×2=2.5mm
da=d2＋2ha=178＋2×2=182
df=d1－2hf=178－2×2.5=173
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
DT≈
D3≈1.6D4=1.6×49=78.4
D0≈da-10mn=182-10×2=162
D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20
R=5 c=0.2b=0.2×65=13

齿轮3尺寸
由轴可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.125=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125
da=d3+2ha=85+2×2.5=90
df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625
齿轮4寸
由轴可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.25=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125
da=d4+2ha=260+2×2.5=265
df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
c=c*m=0.25×2.5=0.625
D0≈da-10m=260-10×2.5=235
D3≈1.6×64=102.4

D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15
r=5 c=0.2b=0.2×85=17

参考文献：
《机械设计》徐锦康 主编 机械工业出版社
《机械设计课程设计》陆玉 何在洲 佟延伟 主编
第3版 机械工业出版社
《机械设计手册》
设计心得
机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了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。
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
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。
由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。。。

D. 单级蜗轮蜗杆减速器设计(F=5KN,V=0.7,D=390)

机械设计课程设计说明书

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2006年6月12日-2006年6月30日为期三周的机械设计课程设计。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。

设计者：殷其中
2006年6月30日

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。

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=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•ηcy =0.7×0.99×0.983×0.992×0.96 =0.633
电动机所需功率： Pr= Pw/η =3.0/0.633=4.7KW
传动滚筒工作转速： nw＝60×1000×v / ×350
＝27.9r/min
根据容量和转速，根据参考文献《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339-340页表附表15-1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3-1:
表3-1
方案 电动机型号 额定功率
Ped kw 电动机转速 r/min 额定转矩
同步转速 满载转速
1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 2.0
2 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2
3 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0
4 Y160M-8 5.5 750 720 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3-2：
表3-2
中心高H 外形尺寸
L×（AC/2＋AD）×HD 底角安装尺寸
A×B 地脚螺栓孔直径K 轴身尺寸
D×E 装键部位尺寸
F×G×D
132 515×（270/2＋210）×315 216×178 12 38×80 10×33×38
四、运动参数计算：
4.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩
P0 = Pr=4.7kw
n0=960r/min
T0=9.55 P0 / n0=4.7×103=46.7N .m
4.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩
P1 = P0•η01 = 4.7×0.99×0.99×0.7×0.992 =3.19 kw
nⅠ= = = 27.4 r/min
T1= 9550 = 9550× = 1111.84N•m
4.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩
P2 = P1•ηc•ηcy=3.19×0.99×0.99=3.13kw
n2= = = 27.4 r/min
T2= 9550 = 9550× = 1089.24N•m
运动和动力参数计算结果整理于下表4-1：
表4-1
类型 功率P（kw） 转速n（r/min） 转矩T（N•m） 传动比i 效率η
蜗杆轴 4.7 960 46.75 1 0.679
蜗轮轴 3.19 27.4 1111.84 35
传动滚筒轴 3.13 27.4 1089.24

五、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 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年 第13章蜗杆传动为主要依据。
具体如表3—1：

表5—1蜗轮蜗杆的传动设计表
项 目 计算内容 计算结果
中心距的计算
蜗杆副的相对滑动速度
参考文献5第37页（23式） 4m/s<Vs<7m/s
当量摩擦
系数 4m/s<Vs<7m/s
由表13.6取最大值

选[ ]值
在图13.11的i=35的线上，查得[ ]=0.45
[ ]=0.45

蜗轮转矩

使用系数 按要求查表12.9

转速系数

弹性系数 根据蜗轮副材料查表13.2

寿命系数

接触系数 按图13.12I线查出

接触疲劳极限 查表13.2

接触疲劳最小安全系数 自定

中心距

传动基本尺寸
蜗杆头数
Z1=1
蜗轮齿数模数

m=10
蜗杆分度圆 直径
或

蜗轮分度圆
直径
mm

蜗杆导程角
表13.5

变位系数 x=（225-220）/10=0.5 x=0.5
蜗杆齿顶圆 直径 表13.5
mm

蜗杆齿根圆 直径 表13.5
mm

蜗杆齿宽
mm

蜗轮齿根圆直径
mm

蜗轮齿顶圆直径（吼圆直径）
mm

蜗轮外径
mm

蜗轮咽喉母圆半径

蜗轮齿宽 B =82.5

B=82mm
mm

蜗杆圆周速度
=4.52 m/s

相对滑动速度
m/s

当量摩擦系数 由表13.6查得

轮齿弯曲疲劳强度验算
许用接触应力

最大接触应力

合格
齿根弯曲疲劳强度 由表13.2查出

弯曲疲劳最小安全系数 自取

许用弯曲疲劳应力

轮齿最大弯曲应力

合格
蜗杆轴扰度验算
蜗杆轴惯性矩

允许蜗杆扰度

蜗杆轴扰度

合格
温度计算
传动啮合效率

搅油效率 自定

轴承效率 自定

总效率

散热面积估算

箱体工作温度
此处取 =15w/（m²c）

合格
润滑油粘度和润滑方式
润滑油粘度 根据 m/s由表13.7选取

润滑方法 由表13.7采用浸油润滑

六、蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计
6.1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 ，轴伸长E=80mm
轴上键槽为10x5。
1、 初步估计蜗杆轴外伸段的直径
d=（0.8——10） =30.4——38mm
2、 计算转矩
Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×5.5/960=82.1N.M
由Tc、d根据《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334页表14-13可查得选用HL3号弹性柱销联轴器（38×83）。
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 浙江大学出版社的第305页表10-1可查得普通平键GB1096—90A型键10×70，蜗杆轴上的键槽宽 mm，槽深为 mm，联轴器上槽深 ，键槽长L=70mm。
6、 初步估计d=64mm。
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）
6.2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6—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（ 100mm）,轮芯选用灰铸铁 HT200 ，轮缘选用铸锡青铜ZcuSn10P1+* 单位：mm

a=b C x B
160 128 12 36 20 15 2 82
e n

10 3 35 380 90º 214 390 306

七、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，轴的大致结构如图7.1：

图7.1 蜗轮轴的基本尺寸结构图

7.1 轴的直径与长度的确定
1.初步估算轴的最小直径（外伸段的直径）
经计算D6>51.7>100mm
又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm
计算转矩
Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×3.19/27.4=1667.76N.M<2000 N.M
所以蜗轮轴与传动滚筒之间选用HL5弹性柱销联轴器65×142，
因此 =65m m
2.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 浙江大学出版社的第305页表10-1可查得普通平键GB1096—90A型键20×110，普通平键GB1096—90A型键20×70，联轴器上键槽深度 ，蜗轮轴键槽深度 ，宽度为 由参考文献《机械设计基础》（下册） 张莹 主编 机械工业出版社 1997年的第316页—321页计算得：如下表：
图中表注 计算内容 计算结果
L1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L1=25
L2 自定 L2=20
L3 根据蜗轮 L3=128
L4 自定 L4=25
L5 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L5=25
L6 自定 L6=40
L7 选用HL5弹性柱销联轴器65×142 L7=80
D1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） D1=80
D2 便于轴承的拆卸 D2=84
D3 根据蜗轮 D3=100
D4 便于轴承的拆卸 D4=84
D5 自定 D5=72
D6 D6>51.7>100mm
又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm D6=67
7.2轴的校核
7.2.1轴的受力分析图

图7.1
X-Y平面受力分析

图7.2
X-Z平面受力图：

图7.3

水平面弯矩
1102123.7

521607

97 97 119

图7.4
垂直面弯矩 714000

图7.5
436150.8
合成弯矩

1184736.3
714000
681175.5

图7.6
当量弯矩T与aT
T=1111840Nmm
aT=655985.6Nmm

图7.7

7.2.2轴的校核计算如表5.1
轴材料为45钢， ， ，
表7.1
计算项目 计算内容 计算结果
转矩

Nmm

圆周力 =20707.6N

=24707.6N

径向力
=2745.3N

轴向力 =24707.6×tan 20º
Fr =8992.8N
计算支承反力
=1136.2N

=19345.5N

垂直面反力
=4496.4N
水平面X-Y受力图 图7.2
垂直面X-Z受力 图7.3
画轴的弯矩图
水平面X-Y弯矩图 图7.4

垂直面X-Z弯矩图 图7.5

合成弯矩 图7.6

轴受转矩T T= =1111840Nmm
T=1111840Nmm
许用应力值 表16.3，查得

应力校正系数a a=

a=0.59
当量弯矩图
当量弯矩 蜗轮段轴中间截面
=947628.6Nmm
轴承段轴中间截面处
=969381.2Nmm

947628.6Nmm
=969381.2Nmm

当量弯矩图 图7.7
轴径校核

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）。
7.3装蜗轮处轴的键槽设计及键的选择
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2.5×110，高h=14mm，轴上键槽深度为 ，轮毂上键槽深度为 ，轴上键槽宽度为 轮毂上键槽深度为
八、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8.1：

表8.1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 计 算 公 式 计算结果
箱座壁厚度δ =0.04×225+3=12mm
a为蜗轮蜗杆中心距 取δ=12mm
箱盖壁厚度δ1 =0.85×12=10mm
取δ1=10mm
机座凸缘厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm
机盖凸缘厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm
机盖凸缘厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm
地脚螺钉直径dØ dØ==20mm dØ=20mm
地脚螺钉直径d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm
地脚沉头座直径D0 D0==48mm D0==48mm
地脚螺钉数目n 取n=4个 取n=4
底脚凸缘尺寸（扳手空间） L1=32mm L1=32mm
L2=30mm L2=30mm
轴承旁连接螺栓直径d1 d1= 16mm d1=16mm
轴承旁连接螺栓通孔直径d`1 d`1=17.5 d`1=17.5
轴承旁连接螺栓沉头座直径D0 D0=32mm D0=32mm
剖分面凸缘尺寸（扳手空间） C1=24mm C1=24mm
C2=20mm C2=20mm
上下箱连接螺栓直径d2 d2 =12mm d2=12mm
上下箱连接螺栓通孔直径d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm
上下箱连接螺栓沉头座直径 D0=26mm D0=26mm
箱缘尺寸（扳手空间） C1=20mm C1=20mm
C2=16mm C2=16mm
轴承盖螺钉直径和数目n,d3 n=4, d3=10mm n=4
d3=10mm
检查孔盖螺钉直径d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm
圆锥定位销直径d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm
减速器中心高H H=340mm H=340mm
轴承旁凸台半径R R=C2=16mm R1=16mm
轴承旁凸台高度h 由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 取50mm
轴承端盖外径D2 D2=轴承孔直径+(5~5.5) d3 取D2=180mm
箱体外壁至轴承座端面距离K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm
轴承旁连接螺栓的距离S 以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2 S=180
蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离） L1=K+δ=56mm L1=56mm
蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离 =15mm
取 =15mm

蜗轮端面与箱体内壁之间的距离 =12mm
取 =12mm

机盖、机座肋厚m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm m1=8.5mm, m=10mm
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 =40mm
轴承端面至箱体内壁的距离 =4mm
箱底的厚度 20mm
轴承盖凸缘厚度 e=1.2 d3=12mm 箱盖高度 220mm 箱盖长度
（不包括凸台） 440mm
蜗杆中心线与箱底的距离 115mm 箱座的长度
（不包括凸台） 444mm 装蜗杆轴部分的长度 460mm
箱体宽度
（不包括凸台） 180mm 箱底座宽度 304mm 蜗杆轴承座孔外伸长度 8mm
蜗杆轴承座长度 81mm 蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离 61mm

九、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9-1键 单位：mm
安装位置 类型 b（h9） h（h11） L9（h14）
蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处 GB1096-90
键10×70 10 8 70
蜗轮与蜗轮轴联接处 GB1096-90
键25×110 25 14 110
蜗轮轴、联轴器及传动滚筒联接处 GB1096-90
键20×110 20 12 110
表9-2圆锥滚动轴承 单位：mm
安装位置 轴承型号 外 形 尺 寸
d D T B C
蜗 杆 GB297-84
7312（30312） 60 130 33.5 31 26
蜗轮轴 GB/T297-94
30216 80 140 28.25 26 22

表9-3密封圈（GB9877.1-88） 单位：mm
安装位置 类型 轴径d 基本外径D 基本宽度
蜗杆 B55×80×8 55 80 8
蜗轮轴 B75×100×10 75 100 10

表9-4弹簧垫圈（GB93-87）
安装位置 类型 内径d 宽度（厚度） 材料为65Mn，表面氧化的标准弹簧垫圈
轴承旁连接螺栓 GB93-87-16 16 4
上下箱联接螺栓 GB93-87-12 12 3

表9-5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 外径 厚度 边缘厚度 材料
蜗杆 129mm 12mm 9mm Q235

定位销为GB117-86 销8×38 材料为45钢

十、减速器附件的选择
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10-1视孔盖（Q235） 单位mm
A A1 A。 B1 B B0 d4 h
150 190 170 150 100 125 M 8 1.5

表10-2吊耳 单位mm
箱盖吊耳 d R e b
42 42 42 20
箱座吊耳 B H h
b
36 19.2 9..6 9 24

表10-3起重螺栓 单位mm
d D L S d1

C d2 h
M16 35 62 27 16 32 8 4 2 2 22 6

表10-4通气器 单位mm
D d1 d2 d3 d 4 D a b s
M18×1.5 M33×1.5 8 3 16 40 12 7 22
C h h1 D1 R k e f
16 40 8 25.4 40 6 2 2

表10-5轴承盖（HT150） 单位mm
安 装
位 置 d3 D d 0 D0 D2 e e1 m D4 D5 D6 b1 d1
蜗杆 10 130 11 155 180 12 13 35.5 120 125 127 8 80
蜗轮轴 10 140 11 165 190 12 13 20 130 135 137 10 100
表10-6油标尺 单位mm

d1 d2 d3 h a b c D D1
M16 4 16 6 35 12 8 5 26 22
表10-7油塞（工业用革） 单位mm
d D e L l a s d1 H
M1×1.5 26 19.6 23 12 3 17 17 2

十一、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 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996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 1987年
5、《机械设计课程设计指导书》（第二版） 龚桂义主编 高等教育出版社 1989年
6、简明机械设计手册（第二版） 唐金松主编 上海科学技术出版社 2000年
《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
《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1989
《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年

E. 支承螺栓凸台高度应如何确定

承旁凸台高度H由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。低速的一般用滚动轴承，高速渗亩的一般用滑动轴戚消承。顾名思义，滚动轴承里有滚珠，有球形的，圆柱形的，圆锥形的。滑动轴承里一般是轴瓦丛仔森

F. 凸台高度怎么计算

轴承旁凸台高度h
由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操滑亩作或型为准。
取50mm
轴承旁连接螺栓的距离S
以Md1螺信团森栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D

G. 减速器轴承座螺栓凸台的布置及作用

减速器箱体凸缘的螺栓连接处做成凸台或者沉孔平面是因为螺栓通孔处做成凸台或者沉孔平面可以让螺栓跟箱体更好的紧密接触，增加和紧力度。由于减速器工作时各轴传递转矩时要产生比较大的反作用力，并作用在箱体上，因此要求箱体具有足够的刚度，以确保各传动轴的相对位置精度。箱体结构应具有良好的工艺性。铸造工艺性的要求，箱壁不宜太薄，δmin大于8mm，以免浇铸时铁水流动困难，出现充不满型腔的现象。

注意以下事项

箱体应具有足够的刚度。轴承座上下设置加强筋。轴承座房设计凸台结构。凸台的设置可使轴承座旁的连接螺栓靠近座孔，以提高连接的刚性。确保箱体接合面的密封、定位和内部传动零件的润滑。

机械加工工艺性的要求轴承座孔应为通孔，最好两端孔径一样以利于加工。两端轴承外径不同时，可以在座孔中安装衬套，使支座孔径相同，利用衬套的厚度不等，形成不同的孔径以满足两端轴承不同外径的配合要求。

减速器是在原动机和工作机之间的单独的减速用的部件，一般做成闭式传动装置，传动件和轴、轴承等装在铸铁或焊接的箱体中，称为减速器或减速箱。

H. 怎么确定减速器箱体轴承旁凸台的高度

11.测量齿侧隙 Cn的大小。为此，在齿轮间塞入一铅片，其厚度销大于所假设的侧隙，转动齿轮，使碾压齿轮间的铅片，铅片变形部分厚度相当于侧隙大小。其厚度用卡尺测量，每一传动件测量不同的齿间两次。 12.安装轴承端盖并用垫片组调节轴承游隙。调整时，首先不用垫片而装上轴承端盖，一面均匀地旋紧盖上螺钉，一面用手转动轴，直到滚动体正确与内外圈接触，轴承内无游隙为止。这时量出轴承端盖与轴承座孔端面的间隙 T ，把轴承正常工作所需要的游隙 S 加上间隙 T ，即得垫片总厚度 K 。即 S+T=K 。然后根据垫片组成所需厚度装在轴承盖和轴承孔端面间，旋紧螺钉即可。