給你發一個我做的課程設計吧，我做的是一個滾筒機，不過也是二級圓柱齒輪回減速加開始齒答輪傳動，包括前期數據計算和後期校核以及其他零件的選取。其中還有CAXA畫的圖。圖不是我畫的，所以尺寸和說明書上不一樣，不過你知道大致的樣子就可以了。
不過還是建議你自己做，你可以參考我的計算過程，你自己做一遍之後，會發現真的能學會很多東西。
B. 一級蝸輪蝸桿課程設計
機械設計課程設計說明書
前言
課程設計是考察學生全面在掌握基本理論知識的重要環節。根據學院的教學環節，在2006年6月12日-2006年6月30日為期三周的機械設計課程設計。本次是設計一個蝸輪蝸桿減速器，減速器是用於電動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。本減速器屬單級蝸桿減速器（電機——聯軸器——減速器——聯軸器——帶式運輸機），本人是在周知進老師指導下獨立完成的。該課程設計內容包括：任務設計書，參數選擇，傳動裝置總體設計，電動機的選擇，運動參數計算，蝸輪蝸桿傳動設計，蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計，蝸輪軸的尺寸設計與校核，減速器箱體的結構設計，減速器其他零件的選擇，減速器的潤滑等和A0圖紙一張、A3圖紙三張。設計參數的確定和方案的選擇通過查詢有關資料所得。
該減速器的設計基本上符合生產設計要求，限於作者初學水平，錯誤及不妥之處望老師批評指正。
設計者：殷其中
2006年6月30日
參數選擇：
總傳動比：I=35 Z1=1 Z2=35
捲筒直徑：D=350mm
運輸帶有效拉力：F=6000N
運輸帶速度：V=0.5m/s
工作環境：三相交流電源
有粉塵
常溫連續工作
一、 傳動裝置總體設計：
根據要求設計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機——連軸器——減速器——連軸器——帶式運輸機。(如圖2.1所示) 根據生產設計要求可知，該蝸桿的圓周速度V≤4——5m/s，所以該蝸桿減速器採用蝸桿下置式見（如圖2.2所示），採用此布置結構，由於蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均採用圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷的復合作用，為防止軸外伸段箱內潤滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱內，在軸承蓋中裝有密封元件。 圖2.1
該減速器的結構包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷等附件、以及其他標准件等。
二、 電動機的選擇：
由於該生產單位採用三相交流電源，可考慮採用Y系列三相非同步電動機。三相非同步電動機的結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，啟動性能好等優點。一般電動機的額定電壓為380V
根據生產設計要求，該減速器捲筒直徑D=350mm。運輸帶的有效拉力F=6000N，帶速V=0.5m/s，載荷平穩，常溫下連續工作，工作環境多塵，電源為三相交流電，電壓為380V。
1、 按工作要求及工作條件選用三相非同步電動機，封閉扇冷式結構，電壓為380V，Y系列
2、 傳動滾筒所需功率
3、 傳動裝置效率：（根據參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社 第133-134頁表12-8得各級效率如下）其中：
蝸桿傳動效率η1=0.70
攪油效率η2=0.95
滾動軸承效率（一對）η3=0.98
聯軸器效率ηc=0.99
傳動滾筒效率ηcy=0.96
所以：
η=η1•η2•η33•ηc2•ηcy =0.7×0.99×0.983×0.992×0.96 =0.633
電動機所需功率： Pr= Pw/η =3.0/0.633=4.7KW
傳動滾筒工作轉速： nw＝60×1000×v / ×350
＝27.9r/min
根據容量和轉速，根據參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社 第339-340頁表附表15-1可查得所需的電動機Y系列三相非同步電動機技術數據，查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如表3-1:
表3-1
方案 電動機型號 額定功率
Ped kw 電動機轉速 r/min 額定轉矩
同步轉速 滿載轉速
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
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，可見第3方案比較適合。因此選定電動機機型號為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 底角安裝尺寸
A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸身尺寸
D×E 裝鍵部位尺寸
F×G×D
132 515×（270/2＋210）×315 216×178 12 38×80 10×33×38
四、運動參數計算：
4.1蝸桿軸的輸入功率、轉速與轉矩
P0 = Pr=4.7kw
n0=960r/min
T0=9.55 P0 / n0=4.7×103=46.7N .m
4.2蝸輪軸的輸入功率、轉速與轉矩
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傳動滾筒軸的輸入功率、轉速與轉矩
P2 = P1•ηc•ηcy=3.19×0.99×0.99=3.13kw
n2= = = 27.4 r/min
T2= 9550 = 9550× = 1089.24N•m
運動和動力參數計算結果整理於下表4-1：
表4-1
類型 功率P（kw） 轉速n（r/min） 轉矩T（N•m） 傳動比i 效率η
蝸桿軸 4.7 960 46.75 1 0.679
蝸輪軸 3.19 27.4 1111.84 35
傳動滾筒軸 3.13 27.4 1089.24
五、蝸輪蝸桿的傳動設計：
蝸桿的材料採用45鋼，表面硬度>45HRC，蝸輪材料採用ZCuA110Fe3,砂型鑄造。
以下設計參數與公式除特殊說明外均以參考由《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年 第13章蝸桿傳動為主要依據。
具體如表3—1：
表5—1蝸輪蝸桿的傳動設計表
項 目 計算內容 計算結果
中心距的計算
蝸桿副的相對滑動速度
參考文獻5第37頁（23式） 4m/s<Vs<7m/s
當量摩擦
系數 4m/s<Vs<7m/s
由表13.6取最大值
選[ ]值
在圖13.11的i=35的線上，查得[ ]=0.45
[ ]=0.45
蝸輪轉矩
使用系數 按要求查表12.9
轉速系數
彈性系數 根據蝸輪副材料查表13.2
壽命系數
接觸系數 按圖13.12I線查出
接觸疲勞極限 查表13.2
接觸疲勞最小安全系數 自定
中心距
傳動基本尺寸
蝸桿頭數
Z1=1
蝸輪齒數模數
m=10
蝸桿分度圓 直徑
或
蝸輪分度圓
直徑
mm
蝸桿導程角
表13.5
變位系數 x=（225-220）/10=0.5 x=0.5
蝸桿齒頂圓 直徑 表13.5
mm
蝸桿齒根圓 直徑 表13.5
mm
蝸桿齒寬
mm
蝸輪齒根圓直徑
mm
蝸輪齒頂圓直徑（吼圓直徑）
mm
蝸輪外徑
mm
蝸輪咽喉母圓半徑
蝸輪齒寬 B =82.5
B=82mm
mm
蝸桿圓周速度
=4.52 m/s
相對滑動速度
m/s
當量摩擦系數 由表13.6查得
輪齒彎曲疲勞強度驗算
許用接觸應力
最大接觸應力
合格
齒根彎曲疲勞強度 由表13.2查出
彎曲疲勞最小安全系數 自取
許用彎曲疲勞應力
輪齒最大彎曲應力
合格
蝸桿軸擾度驗算
蝸桿軸慣性矩
允許蝸桿擾度
蝸桿軸擾度
合格
溫度計算
傳動嚙合效率
攪油效率 自定
軸承效率 自定
總效率
散熱面積估算
箱體工作溫度
此處取 =15w/（m²c）
合格
潤滑油粘度和潤滑方式
潤滑油粘度 根據 m/s由表13.7選取
潤滑方法 由表13.7採用浸油潤滑
六、蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計
6.1蝸桿基本尺寸設計
根據電動機的功率P=5.5kw，滿載轉速為960r/min，電動機軸徑 ，軸伸長E=80mm
軸上鍵槽為10x5。
1、 初步估計蝸桿軸外伸段的直徑
d=（0.8——10） =30.4——38mm
2、 計算轉矩
Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×5.5/960=82.1N.M
由Tc、d根據《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第334頁表14-13可查得選用HL3號彈性柱銷聯軸器（38×83）。
3、 確定蝸桿軸外伸端直徑為38mm。
4、 根據HL3號彈性柱銷聯軸器的結構尺寸確定蝸桿軸外伸端直徑為38mm的長度為80mm。
5、 由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的第305頁表10-1可查得普通平鍵GB1096—90A型鍵10×70，蝸桿軸上的鍵槽寬 mm，槽深為 mm，聯軸器上槽深 ，鍵槽長L=70mm。
6、 初步估計d=64mm。
7、 由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第189頁圖7-19，以及蝸桿上軸承、擋油盤，軸承蓋，密封圈等組合設計，蝸桿的尺寸如零件圖1（蝸桿零件圖）
6.2蝸輪基本尺寸表（由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第96頁表4-32及第190頁圖7-20及表5—1蝸輪蝸桿的傳動設計表可計算得）
表6—1蝸輪結構及基本尺寸
蝸輪採用裝配式結構，用六角頭螺栓聯接（ 100mm）,輪芯選用灰鑄鐵 HT200 ，輪緣選用鑄錫青銅ZcuSn10P1+* 單位：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、蝸輪軸的尺寸設計與校核
蝸輪軸的材料為45鋼並調質，且蝸輪軸上裝有滾動軸承，蝸輪，軸套，密封圈、鍵，軸的大致結構如圖7.1：
圖7.1 蝸輪軸的基本尺寸結構圖
7.1 軸的直徑與長度的確定
1.初步估算軸的最小直徑（外伸段的直徑）
經計算D6>51.7>100mm
又因軸上有鍵槽所以D6增大3%，則D6=67mm
計算轉矩
Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×3.19/27.4=1667.76N.M<2000 N.M
所以蝸輪軸與傳動滾筒之間選用HL5彈性柱銷聯軸器65×142，
因此 =65m m
2.由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的第305頁表10-1可查得普通平鍵GB1096—90A型鍵20×110，普通平鍵GB1096—90A型鍵20×70，聯軸器上鍵槽深度 ，蝸輪軸鍵槽深度 ，寬度為 由參考文獻《機械設計基礎》（下冊） 張瑩 主編 機械工業出版社 1997年的第316頁—321頁計算得：如下表：
圖中表注 計算內容 計算結果
L1 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） L1=25
L2 自定 L2=20
L3 根據蝸輪 L3=128
L4 自定 L4=25
L5 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） L5=25
L6 自定 L6=40
L7 選用HL5彈性柱銷聯軸器65×142 L7=80
D1 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） D1=80
D2 便於軸承的拆卸 D2=84
D3 根據蝸輪 D3=100
D4 便於軸承的拆卸 D4=84
D5 自定 D5=72
D6 D6>51.7>100mm
又因軸上有鍵槽所以D6增大3%，則D6=67mm D6=67
7.2軸的校核
7.2.1軸的受力分析圖
圖7.1
X-Y平面受力分析
圖7.2
X-Z平面受力圖：
圖7.3
水平面彎矩
1102123.7
521607
97 97 119
圖7.4
垂直面彎矩 714000
圖7.5
436150.8
合成彎矩
1184736.3
714000
681175.5
圖7.6
當量彎矩T與aT
T=1111840Nmm
aT=655985.6Nmm
圖7.7
7.2.2軸的校核計算如表5.1
軸材料為45鋼， ， ，
表7.1
計算項目 計算內容 計算結果
轉矩
Nmm
圓周力 =20707.6N
=24707.6N
徑向力
=2745.3N
軸向力 =24707.6×tan 20º
Fr =8992.8N
計算支承反力
=1136.2N
=19345.5N
垂直面反力
=4496.4N
水平面X-Y受力圖 圖7.2
垂直面X-Z受力 圖7.3
畫軸的彎矩圖
水平面X-Y彎矩圖 圖7.4
垂直面X-Z彎矩圖 圖7.5
合成彎矩 圖7.6
軸受轉矩T T= =1111840Nmm
T=1111840Nmm
許用應力值 表16.3，查得
應力校正系數a a=
a=0.59
當量彎矩圖
當量彎矩 蝸輪段軸中間截面
=947628.6Nmm
軸承段軸中間截面處
=969381.2Nmm
947628.6Nmm
=969381.2Nmm
當量彎矩圖 圖7.7
軸徑校核
驗算結果在設計范圍之內，設計合格
軸的結果設計採用階梯狀，階梯之間有圓弧過度，減少應力集中，具體尺寸和要求見零件圖2（蝸輪中間軸）。
7.3裝蝸輪處軸的鍵槽設計及鍵的選擇
當軸上裝有平鍵時，鍵的長度應略小於零件軸的接觸長度，一般平鍵長度比輪轂長度短5—10mm，由參考文獻1表2.4—30圓整，可知該處選擇鍵2.5×110，高h=14mm，軸上鍵槽深度為 ，輪轂上鍵槽深度為 ，軸上鍵槽寬度為 輪轂上鍵槽深度為
八、減速器箱體的結構設計
參照參考文獻〈〈機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年第19頁表1.5-1可計算得，箱體的結構尺寸如表8.1：
表8.1箱體的結構尺寸
減速器箱體採用HT200鑄造，必須進行去應力處理。
設計內容 計 算 公 式 計算結果
箱座壁厚度δ =0.04×225+3=12mm
a為蝸輪蝸桿中心距 取δ=12mm
箱蓋壁厚度δ1 =0.85×12=10mm
取δ1=10mm
機座凸緣厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm
機蓋凸緣厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm
機蓋凸緣厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm
地腳螺釘直徑dØ dØ==20mm dØ=20mm
地腳螺釘直徑d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm
地腳沉頭座直徑D0 D0==48mm D0==48mm
地腳螺釘數目n 取n=4個 取n=4
底腳凸緣尺寸（扳手空間） L1=32mm L1=32mm
L2=30mm L2=30mm
軸承旁連接螺栓直徑d1 d1= 16mm d1=16mm
軸承旁連接螺栓通孔直徑d`1 d`1=17.5 d`1=17.5
軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D0 D0=32mm D0=32mm
剖分面凸緣尺寸（扳手空間） C1=24mm C1=24mm
C2=20mm C2=20mm
上下箱連接螺栓直徑d2 d2 =12mm d2=12mm
上下箱連接螺栓通孔直徑d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm
上下箱連接螺栓沉頭座直徑 D0=26mm D0=26mm
箱緣尺寸（扳手空間） C1=20mm C1=20mm
C2=16mm C2=16mm
軸承蓋螺釘直徑和數目n,d3 n=4, d3=10mm n=4
d3=10mm
檢查孔蓋螺釘直徑d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm
圓錐定位銷直徑d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm
減速器中心高H H=340mm H=340mm
軸承旁凸台半徑R R=C2=16mm R1=16mm
軸承旁凸台高度h 由低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。 取50mm
軸承端蓋外徑D2 D2=軸承孔直徑+(5~5.5) d3 取D2=180mm
箱體外壁至軸承座端面距離K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm
軸承旁連接螺栓的距離S 以Md1螺栓和Md3螺釘互不幹涉為准盡量靠近一般取S=D2 S=180
蝸輪軸承座長度（箱體內壁至軸承座外端面的距離） L1=K+δ=56mm L1=56mm
蝸輪外圓與箱體內壁之間的距離 =15mm
取 =15mm
蝸輪端面與箱體內壁之間的距離 =12mm
取 =12mm
機蓋、機座肋厚m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm m1=8.5mm, m=10mm
以下尺寸以參考文獻《機械設計、機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社 1995年表6-1為依據
蝸桿頂圓與箱座內壁的距離 =40mm
軸承端面至箱體內壁的距離 =4mm
箱底的厚度 20mm
軸承蓋凸緣厚度 e=1.2 d3=12mm 箱蓋高度 220mm 箱蓋長度
（不包括凸台） 440mm
蝸桿中心線與箱底的距離 115mm 箱座的長度
（不包括凸台） 444mm 裝蝸桿軸部分的長度 460mm
箱體寬度
（不包括凸台） 180mm 箱底座寬度 304mm 蝸桿軸承座孔外伸長度 8mm
蝸桿軸承座長度 81mm 蝸桿軸承座內端面與箱體內壁距離 61mm
九、減速器其他零件的選擇
經箱體、蝸桿與蝸輪、蝸輪軸以及標准鍵、軸承、密封圈、擋油盤、聯軸器、定位銷的組合設計，經校核確定以下零件：
表9-1鍵 單位：mm
安裝位置 類型 b（h9） h（h11） L9（h14）
蝸桿軸、聯軸器以及電動機聯接處 GB1096-90
鍵10×70 10 8 70
蝸輪與蝸輪軸聯接處 GB1096-90
鍵25×110 25 14 110
蝸輪軸、聯軸器及傳動滾筒聯接處 GB1096-90
鍵20×110 20 12 110
表9-2圓錐滾動軸承 單位：mm
安裝位置 軸承型號 外 形 尺 寸
d D T B C
蝸 桿 GB297-84
7312（30312） 60 130 33.5 31 26
蝸輪軸 GB/T297-94
30216 80 140 28.25 26 22
表9-3密封圈（GB9877.1-88） 單位：mm
安裝位置 類型 軸徑d 基本外徑D 基本寬度
蝸桿 B55×80×8 55 80 8
蝸輪軸 B75×100×10 75 100 10
表9-4彈簧墊圈（GB93-87）
安裝位置 類型 內徑d 寬度（厚度） 材料為65Mn，表面氧化的標准彈簧墊圈
軸承旁連接螺栓 GB93-87-16 16 4
上下箱聯接螺栓 GB93-87-12 12 3
表9-5擋油盤
參考文獻《機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年第132頁表2.8-7
安裝位置 外徑 厚度 邊緣厚度 材料
蝸桿 129mm 12mm 9mm Q235
定位銷為GB117-86 銷8×38 材料為45鋼
十、減速器附件的選擇
以下數據均以參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的P106-P118
表10-1視孔蓋（Q235） 單位mm
A A1 A。 B1 B B0 d4 h
150 190 170 150 100 125 M 8 1.5
表10-2吊耳 單位mm
箱蓋吊耳 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 單位mm
d D L S d1
C d2 h
M16 35 62 27 16 32 8 4 2 2 22 6
表10-4通氣器 單位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軸承蓋（HT150） 單位mm
安 裝
位 置 d3 D d 0 D0 D2 e e1 m D4 D5 D6 b1 d1
蝸桿 10 130 11 155 180 12 13 35.5 120 125 127 8 80
蝸輪軸 10 140 11 165 190 12 13 20 130 135 137 10 100
表10-6油標尺 單位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（工業用革） 單位mm
d D e L l a s d1 H
M1×1.5 26 19.6 23 12 3 17 17 2
十一、減速器的潤滑
減速器內部的傳動零件和軸承都需要有良好的潤滑，這樣不僅可以減小摩擦損失，提高傳動效率，還可以防止銹蝕、降低雜訊。
本減速器採用蝸桿下置式，所以蝸桿採用浸油潤滑，蝸桿浸油深度h大於等於1個螺牙高，但不高於蝸桿軸軸承最低滾動中心。
蝸輪軸承採用刮板潤滑。
蝸桿軸承採用脂潤滑，為防止箱內的潤滑油進入軸承而使潤滑脂稀釋而流走，常在軸承內側加擋油盤。
1、《機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年
2、《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年
3、《機械設計、機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社 1995年
4、《機械設計課程設計圖冊》（第三版） 龔桂義主編 高等教育出版社 1987年
5、《機械設計課程設計指導書》（第二版） 龔桂義主編 高等教育出版社 1989年
6、簡明機械設計手冊（第二版） 唐金松主編 上海科學技術出版社 2000年
《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社 1993年
《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社1989
《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年
要的就Q我406592117
C. 請問設計蝸輪蝸桿直線運動驅動器的時候，我們需要考慮什麼情況和條件哪些先決條件我們必須知道的呢
工作環境？需要的傳動比？是否需要自鎖功能？材料？
D. 蝸輪蝸桿是依據什麼設計的
蝸輪蝸桿的設計參數為：模數m、壓力角、蝸桿直徑系數q、導程角、蝸桿頭數 、渦輪齒數、齒頂高系數（取1）及頂隙系數（取0.2）。其中，模數m和壓力角是指蝸桿軸面的模數和壓力角，亦即渦輪端面的模數和壓力角，且均為標准值；蝸桿直徑系數q為蝸桿分度圓直徑與其模數m的比值。
蝸輪蝸桿機構常用來傳遞兩交錯軸之間的運動和動力。蝸輪與蝸桿在其中間平面內相當於齒輪與齒條，蝸桿又與螺桿形狀相似。
機構的特點
1.可以得到很大的傳動比，比交錯軸斜齒輪機構緊湊。
2.兩輪嚙合齒面間為線接觸，其承載能力大大高於交錯軸斜齒輪機構。
3.蝸桿傳動相當於螺旋傳動，為多齒嚙合傳動，故傳動平穩、噪音很小。
4.具有自鎖性。當蝸桿的導程角小於嚙合輪齒間的當量摩擦角時，機構具有自鎖性，可實現反向自鎖，即只能由蝸桿帶動蝸輪，而不能由蝸輪帶動蝸桿。如在起重機械中使用的自鎖蝸桿機構，其反向自鎖性可起安全保護作用。
5.傳動效率較低，磨損較嚴重。蝸輪蝸桿嚙合傳動時，嚙合輪齒間的相對滑動速度大，故摩擦損耗大、效率低。另一方面，相對滑動速度大使齒面磨損嚴重、發熱嚴重，為了散熱和減小磨損，常採用價格較為昂貴的減摩性與抗磨性較好的材料及良好的潤滑裝置，因而成本較高。
6.蝸桿軸向力較大。
E. 卷揚機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器
B1】1級蝸輪蝸桿減速機-圖【B2】2級蝸輪蝸桿減速機設計-三維圖【B3】變速器設計-圖【B4】帶機傳動機構裝置中的一級斜齒輪減速機設計(F=2.44,V=1.4,D=350)【B5】帶式輸送機傳動裝置減速器設計【B6】帶式輸送機傳動裝置設計【B7】帶式輸送機傳動裝置設計（F=2.3,V=1.1,D=300）-說明書【B8】帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器設計（F=1.6,V=1.0,D=400)【B9】帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器設計（F=6，D=320，V=0.4）【B10】帶機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器（1.7，1.4，220）-1圖1論文【B11】帶式輸送機傳送裝置減速器設計（F=7,V=0.8,D=400)【B12】圓錐-直齒圓柱減速器設計（F=1.77,V=1.392,D= 235)【B13】帶式輸送機減速器設計（F=2.6,V=1.1,D=300)【B14】帶式輸送機減速器設計（F=6，D=280，V=0.35）【B15】帶式輸送機減速器設計（F=10，D=350，V=0.5）【B16】帶式輸送機設計【B17】帶式輸送機設計減速器設計(T=1300，D=300，V=0.65)【B18】帶式運輸機構傳動裝置設計（1.6 1.5 230）-說明書【B19】帶式運輸機構傳動裝置設計（F=2.4,V=1.4,D=300）【B20】帶式運輸機構減速機設計（F=2.2,V=1.0,D=350)【B21】單級蝸輪蝸桿減速器設計(F=6,V=0.5,D=350)【B22】單級斜齒圓柱齒輪傳動設計+絞車傳動設計-1圖1說明書【B23】單級斜齒圓柱齒輪傳動設計＋鏈傳動設計(F=2.5，V=2.4，D=350）【B24】單級斜齒圓柱齒輪傳動設計+鏈輪傳動設計（F=1.6, V=1.5, D=230)【B25】單級圓柱齒輪減速器設計（F=2.8，V=1.1，D=350）【B26】二級斜齒圓柱齒輪減速器設計（F=3.6 ,V=1.13 ,D=360）【B27】二級圓柱圓錐齒輪減速器設計-說明書【B28】二級圓柱齒輪減速器設計-圖【B29】二級圓柱直齒齒輪減速器(F=4,V=2.0,D=450)【B30】二級圓錐齒輪減速箱設計(F=5,V=1.6,D=500)【B31】二級展開式圓柱圓錐齒輪減速器設計【B32】二級直齒圓柱齒輪減速器設計【B33】二級直齒圓錐齒輪減速器設計-圖【B34】帶機中的兩級展開式圓柱直齒輪減速器設計（F=3.6，V=1.13，D=360）【B35】減速器CAD，CAM設計-圖【B36】減速器設計（F=2.3 v=1.5 d=320）-圖【B37】卷揚機傳動裝置設計（F=5，V=1.1 ，D=350）【B38】礦用固定式帶式輸送機的設計-說明書【B39】兩級斜齒輪減速機設計（D=320,V=0.75,T=900）【B40】兩級斜齒圓柱齒輪減速機設計（F=1.9，V=1.3，D=300）【B41】兩級斜齒圓柱齒輪減速機設計【B42】帶機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器設計(T=850,D=350,V=0.7)【B43】兩級圓柱齒輪減速器設計（F=10，D=320，V=0.5）【B44】兩級直齒斜齒減速機設計-圖【B45】一級錐齒輪減速機設計（F=2.4,V=1.2,D=300)【B46】一級斜齒輪減速機設計-（F=3.5,V=2.05,D=350)【B47】蝸桿減速器的設計（F=2.4，V=1.1，D=420)【B48】蝸輪蝸桿減速機設計-圖【B49】蝸輪蝸桿減速器設計-圖【B50】單級蝸輪蝸桿減速器設計-圖【B51】一級圓錐齒輪減速器設計（F=2.9,V=1.5,D=400)【B52】行星齒輪減速器設計-圖【B53】行星減速器設計-圖（07版CAD）【B54】帶式輸送機傳動裝置設計（F=1.4，V=1.5，D=260)【B55】帶式運輸機構傳動裝置中的一級齒輪減速機設計（F=2.3,V=1.1,D=300)【B56】一級減速器設計(F=2.8,V=1.7,D=300)【B57】一級蝸輪蝸桿減速器設計(F=3,V=1.1,D=275)【B58】一級蝸桿減速機設計(F=2.2,V=0.9,D=350)【B59】一級圓錐齒輪減速器設計（F=2.2,V=0.9,D=300)【B60】一級斜齒輪減速設計（F=2.44,V=1.4,D=300）【B61】帶式輸送機傳動裝置中的一級斜齒輪傳動設計(F=2.05,V=2.05,D=350)【B62】一級斜齒輪減速機設計(F=2.8,V=2.4,D=300)【B63】一級斜齒輪減速機設計(F=2.75,V=2.4,D=300)【B64】一級斜齒輪減速機設計(F=2.75,V=2.4，D=350）【B65】一級斜齒輪減速機設計（F=2.5,V=2.4,D=300)【B66】一級斜齒輪減速機設計（F=2.8,V=2.4，D=350)【B67】一級圓柱齒輪減速器設計（F=2,V=1.6,D=300）【B68】減速器設計-圖【B69】卷揚機行星齒輪減速器的設計-圖【B70】兩級行星齒輪減速器設計-圖【B71】履帶式半煤岩掘進機主減速器及截割部設計【B72】蝸輪減速器設計-圖【B73】自動洗衣機行星齒輪減速器的設計【B74】減速箱的CAD-CAM造型論文【B75】普通帶式輸送機設計-說明書
F. 機械設計課程電動卷揚機傳動裝置設計
這些還是要自己搞定才會有收獲，其實只要按照課程設計指導書上面的方法一步步來什麼都好辦， 說明書格式在書上應該找得到，朋友只能給你這樣說：凡是還是要靠自己，靠別人是靠不住的。
G. 請求：電動卷揚機傳動裝置設計（蝸輪蝸桿減速器設計）
相關網上搜搜，還有相關的論壇。不過具體的答案他們那裡也是沒有的。每組的參數都是不一樣的，所以結果也是不盡相同。加油啊！！！
H. 蝸桿蝸輪傳動設計需要哪些基本參數（可測繪）
蝸輪蝸桿傳動用於傳遞空間交錯的兩軸間的運動和動力，應用廣泛；但在使用過程中難免會損壞,因此，對蝸輪蝸桿的測繪就顯得尤為重要。根據蝸輪蝸桿成對使用的特點，首先對蝸桿進行測繪並確定出其主要參數，然後從蝸桿的參數推斷出蝸輪的各部分尺寸，該方法是生產實際中較為實用的測繪方法。
回轉驅動副其他稱謂：回轉驅動裝置、回轉齒輪裝置、回轉減速機、回轉轉盤裝置、蝸輪蝸桿傳動、渦輪蝸桿副、蝸輪蝸桿副、渦輪蝸桿裝置，主要應用在航天航空、塔吊機、挖掘機、工程機械、衛星接收系統、太陽能跟蹤系統等諸多行業。特別是近幾年發展迅猛的太陽能光伏發電行業的應用十分廣泛
回轉驅動副的規格型號大小不一，其規格型號按照回轉支承的近似滾道直徑分為：WD-080、WD-0130、WD-0170、WD-0223、WD-0343、WD-0419、WD-0478、WD-0625等規格，國內型號的命名標准按照回轉支承的近似滾道直徑分，以英寸為單位（1英寸=25.4mm）,分為：SE3、SE5、SE7、SE9、SE12、SE14、SE17、SE21、SE25等規格。國外型號標注中的「WD」代表意思是： Worm和Drive的英文縮寫；國內型號標注中的「SE」代表：Slewing 和Enclose 的英文縮寫。無論用哪種方式命名，其各型號的對應的安裝尺寸及性能參數都是一樣的。
由於核心部件採用回轉支承，因此可以同時承受軸向力、徑向力、傾翻力矩。回轉驅動副具有安裝簡便、易於維護、更大程度上節省安裝空間。該產品可以廣泛使用於重型平板運輸車、集裝箱起重機、隨車吊、高空作業車、巡日太陽能發電機系統等工程機械及新能源領域。
回轉驅動裝置可基本分為單蝸桿傳動回轉驅動裝置和雙蝸桿傳動回轉驅動裝置。
蝸輪蝸桿機構的特點：
1.可以得到很大的傳動比，比交錯軸斜齒輪機構緊湊
2.兩輪嚙合齒面間為線接觸，其承載能力大大高於交錯軸斜齒輪機構
3.蝸桿傳動相當於螺旋傳動，為多齒嚙合傳動，故傳動平穩、噪音很小
4.具有自鎖性。當蝸桿的導程角小於嚙合輪齒間的當量摩擦角時，機構具有自鎖性，可實現反向自鎖，即只能由蝸桿帶動蝸輪，而不能由蝸輪帶動蝸桿。如在其重機械中使用的自鎖蝸桿機構，其反向自鎖性可起安全保護作用。
5.傳動效率較低，磨損較嚴重。蝸輪蝸桿嚙合傳動時，嚙合輪齒間的相對滑動速度大，故摩擦損耗大、效率低。另一方面，相對滑動速度大使齒面磨損嚴重、發熱嚴重，為了散熱和減小磨損，常採用價格較為昂貴的減摩性與抗磨性較好的材料及良好的潤滑裝置，因而成本較高
6.蝸桿軸向力較大
回轉驅動的三大優勢：
模塊化：由於回轉驅動副的高集成度，使得用戶不必對組成旋轉裝置的每一款配件進行逐一采購和加工，在一定程度上也減少了產品生產之初的准備工序，從而大幅度提高勞動生產率。
安全性：蝸輪蝸桿傳動（回轉驅動副）具有反向自鎖的特點，可實現反向自鎖，即只能由蝸桿帶動蝸輪，而不能由蝸輪帶動蝸桿運動。這一特性使得回轉驅動可被廣泛應用於起重、高空作業等設備當中，在提高主機的科技含量的同時，也大大提升了主機的作業穩定性和作業的安全系數。
簡化主機設計：與傳統的齒輪傳動相比，蝸輪蝸桿傳動可以得到相對較大的減速比，在某些情況下，可以為主機省卻減速機部件，從而為客戶降低采購成本，同時也大大降低了主機故障產生率。
回轉驅動的應用領域
蝸輪及蝸桿機構常被用於兩軸交錯、傳動比大、傳動功率不大或間歇工作的場合。回轉驅動可應用於做圓周運動的主機，如起重機回轉台、旋轉機械、等一些進行圓周工作的機械。該產品一經投產可廣泛應用於高空作業車、汽車起重機為代表的工程機械領域及以太陽能光伏發電、風力發電為代表的新能源領域，以及其它自動化、機床製造、航天通訊等領域，可以說，該產品的市場潛力是巨大的。
回轉驅動副應用列表：工程機械用雙蝸桿回轉驅動、隨車吊回轉驅動、重型平板運輸車回轉驅動、高空作業車回轉驅動、軌道車回轉驅動、吸污車回轉驅動、旋轉爪具回轉驅動、橋梁檢測車回轉驅動裝置、中鐵提梁機回轉驅動裝置、風電偏航回轉驅動裝置、太陽能回轉驅動。
1、運梁車領域傳統的運梁車回轉總成核心部件大多使用傳統的回轉支承產品，與回轉驅動相比，由於回轉支承不具備外包殼體，抗腐蝕能力也不是很理想，而靠液壓油缸來推動輪胎的轉向系統來說，輪胎的旋轉角度范圍也受到了很大的限制。而選用回轉驅動裝置作為回轉部件來說，不但可以使部件的抗腐蝕能力有所提升，還可以加大每組輪胎的轉向角度。
2、高空作業車領域高空作業車是回轉驅動的一個重要使用領域，通常高空作業車都需要主機具備較高的安全系數，回轉驅動的高安全性（蝸輪蝸桿的自鎖性）是廣大用戶選擇其作為高空作業平台配件的一個重要因素；另外一方面，蝸輪蝸桿傳動具有較大的傳動速比，這樣一來再提高主機安全系數的同時，也可為主機省略一組蝸輪蝸桿減速器，從而降低主機的製造成本。
3、光伏發電領域光伏發電是回轉驅動的一個重要應用領域，採用回轉驅動為旋轉部件的太陽能光伏組件，可根據一天中太陽不同的位置來對主機的轉角及仰角進行精確的調整，時刻是太陽能電池板出於最佳的接收角度。
4、風力發電領域與光伏發電相同，回轉驅動可應用於風力發電機的偏航部位，實現機構的水平360°旋轉，從而更好的調整接收角度。
5、工程機械爪具領域工程機械輔助器具是回轉驅動的一個全新的應用領域，採用回轉驅動作為旋轉機構爪具，使得設計結構更加簡潔，更利於使用和維護，同時蝸輪蝸桿傳動具有較大的減速比，使得爪具等工程機械輔具的定位精度也大大提高了。
蝸輪蝸桿減速機常見原因
1．減速機發熱和漏油。為了提高效率，蝸輪減速機一般均採用有色金屬做蝸輪，蝸桿則採用較硬的鋼材。由於是滑動摩擦傳動，運行中會產生較多的熱量，使減速機各零件和密封之間熱膨脹產生差異，從而在各配合面形成間隙，潤滑油液由於溫度的升高變稀，易造成泄漏。造成這種情況的原因主要有四點，一是材質的搭配不合理；二是嚙合摩擦面表面的質量差；三是潤滑油添加量的選擇不正確；四是裝配質量和使用環境差。
2．蝸輪磨損。蝸輪一般採用錫青銅，配對的蝸桿材料用45鋼淬硬至HRC4555，或40Cr淬硬HRC5055後經蝸桿磨床磨削至粗糙度Ra0.8μm。減速機正常運行時磨損很慢，某些減速機可以使用10年以上。如果磨損速度較快，就要考慮選型是否正確，是否超負荷運行，以及蝸輪蝸桿的材質、裝配質量或使用環境等原因。
3．傳動小斜齒輪磨損。一般發生在立式安裝的減速機上，主要與潤滑油的添加量和油品種有關。立式安裝時，很容易造成潤滑油量不足，減速機停止運轉時，電機和減速機間傳動齒輪油流失，齒輪得不到應有的潤滑保護。減速機啟動時，齒輪由於得不到有效潤滑導致機械磨損甚至損壞。
4．蝸桿軸承損壞。發生故障時，即使減速箱密封良好，還是經常發現減速機內的齒輪油被乳化，軸承生銹、腐蝕、損壞。這是因為減速機在運行一段時間後，齒輪油溫度升高又冷卻後產生的凝結水與水混合。當然，也與軸承質量及裝配工藝密切相關。
回轉減速機常見問題的解決方法
1．保證裝配質量。可購買或自製一些專用工具，拆卸和安裝減速機部件時，盡量避免用錘子等其他工具敲擊；更換齒輪、蝸輪蝸桿時，盡量選用原廠配件和成對更換；裝配輸出軸時，要注意公差配合；要使用防粘劑或紅丹油保護空心軸，防止磨損生銹或配合面積垢，維修時難拆卸。
2．潤滑油和添加劑的選用。蝸齒減速機一般選用220#齒輪油，對重負荷、啟動頻繁、使用環境較差的減速機，可選用一些潤滑油添加劑，使減速機在停止運轉時齒輪油依然附著在齒輪表面，形成保護膜，防止重負荷、低速、高轉矩和啟動時金屬間的直接接觸。添加劑中含有密封圈調節劑和抗漏劑，使密封圈保持柔軟和彈性，有效減少潤滑油漏。
3．減速機安裝位置的選擇。位置允許的情況下，盡量不採用立式安裝。立式安裝時，潤滑油的添加量要比水平安裝多很多，易造成減速機發熱和漏油。
4．建立潤滑維護制度。可根據潤滑工作「五定」原則對減速機進行維護，做到每一台減速機都有責任人定期檢查，發現溫升明顯，超過40℃或油溫超過80℃，油的質量下降或油中發現較多的銅粉以及產生不正常的雜訊等現象時，要立即停止使用，及時檢修，排除故障，更換潤滑油。加油時，要注意油量，保證減速機得到正確的潤滑。
世必愛採用二次包絡技術生產的回轉驅動副裝置，以環麵包絡蝸桿技術作為實現最大化負載和提高傳動效率、精度的最重要的手段。環麵包絡蝸桿在與回轉支承嚙合時，能夠實現多齒嚙合，而普通蝸桿嚙合時，只能實現單齒嚙合。由此增加的5到11個齒的齒面嚙合極大的增強了變速器的強度和動力。
洛陽世必愛特種軸承有限公司生產的回轉驅動裝置有多個系列，覆蓋多種型號。性能范圍以及安裝尺寸能滿足不同使用場合的需要。目前我們的產品可劃分為9種基本型號，滾道直徑范圍從75mm到800mm。負荷范圍從6kNm到220kNm，轉矩輸出從200Nm到63kNm，翻轉力矩力從500Nm到271kNm, 變速器減速比從30:1到156600:1。 安裝方式可以為水平，垂直或者多軸結合的方式。
I. 蝸輪蝸桿傳動有哪些優缺點
蝸輪蝸桿傳動和其它形式的齒輪傳動比較，有以下優點和缺點。
1.優點 ：
(1)單級速比大：
圓住齒輪傳動和圓錐齒輪傳動的單級速比一般最大為1/10左右，而速比1/70-1/100的禍輪蝸桿傳動是容易制選的。因而蝸輪蝸桿傳動減速器可以用較小的外形尺寸達到大的速比.圖8-2所示是速比為1/5, 1/25, 1/70, 1/150的蝸輪蝸桿減速器和斜齒輪減速器的比較，一它們的傳遞功率為30馬力，輸人軸轉速為1200轉/分。
(2)運轉口.t噪音低、振動小:
圓往齒輪和圓錐齒輪在心合時，主要是滾動接觸，而蝸輪主要是滑動接觸，因此產生噪音和振動的因素少。為此，驅動電動扶梯、電梯、移動人行道以及近年來防止公害的機器，都喜歡使用蝸輪蝸桿減速器。
用蝸輪蝸桿減速器。
(3)軸可以垂直布置而互不相交:
蝸桿軸和蝸輪軸的布置，有時可做到既能節約原動機和從動機的安裝面積而又方便和合理。
(4)可以防止逆轉：
蝸桿導程角小於摩擦角時，理論上不能山蝸輪驅動蝸桿，一也就是說可以設計自鎖的蝸桿傳動裝置。但是，實際上齒面摩擦系數因振動等原因由靜摩擦系數變成動摩擦系數，因此有時會緩慢地轉動，要達到完全自鎖是困難的。
2.缺點：
(1)效率低：
蝸輪蝸桿傳動和其它形式的N輪傳動比較，在傳遞動力時齒面摩擦損失大，效率低。目前，由於製造方法改善，可以達到接近理論值的效率，有些蝸輪蝸桿傳動在速比為1/5,蝸桿轉速為180。轉/分的情況下，效率達到98%。但中心距相同，·若速比為1/70,蝸桿轉速為200轉/分時，效率約60%.
(2)容易產生齒面粘附：
漸開線齒形圓柱齒輪，若齒面承受載荷，由於各部分的變形，輪齒接觸狀態向好的方面變化，而蝸輪蝸桿傳動的輪齒接觸狀態是向壞的方面變化，也就是說向齒面油膜破裂的方向變形，容易產生齒面粘附。因此，應該估計到變形量調整組裝時的輪齒接觸狀態和軸承間隙。還必須盡量小心謹慎地進行跑合運轉。 (3)成本高以前，蝸輪蝸桿傳動採用銅合金材料，由於一般投有專用切齒機床，切齒加工效率低，而且用手工進行齒面修整很費工時，.