机械设计课程设计说明书
设计题目：学生姓名：学 号：学 院：专 业：班 级：指导教师：
1.1 摘要
一级蜗轮蜗杆减速器 机械设计制造 2012年5月 5 日
目录
1.2 设计目的
1.3 传动装置的总体设计 1.4 传动件的设计计算 1.5 轴的设计计算 1.6 减速器箱体的结构 1.7 润滑油的选择与计算 1.8 装配图和零件图
1.1摘要
课程设计是机械设计课程重要的综合性与实践性相结合的教学环节，基本目的在于综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和加深所学的知识，同时通过实践，增强创新意思和竞争意识，培养分析问题和解决问题的能力。通过课程设计，绘图以及运用技术标准，规范，设计手册等相关资料，进行全面的机械设计基本技能训练。
减速器是在当代社会有这举足轻重的地位，应用范围极其广泛，因此，减速器的高质量设计，可以体现出当代大学生对社会环境的适应及挑战，从整体设计到装配图和零件图的绘制，都可以让参与设计的同学深深领悟到机器在如今社会的重要作用
1.2 设计目的
1、通过本次设计，综合运用《机械设计基础》及其它有关先修课程的理论和实际知识，使所学的知识进一步巩固、深化、发展。
2、本次设计是高等工科学校学生第一次进行比较完整的机械产品设计，通过此次设计培养学生正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力，掌握机械设计的基本方法和步骤。 3、使学生能熟练的应用有关参考资料、图册和手册，并熟悉有关国家标准和其它标准，以完成一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本训练。
1.3 传动装置的总体设计 1.3.1 传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要
结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，传动方案采用单级蜗杆传动。蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构。具有传动比的、零件数目少、结构紧凑、传动平稳、噪音小等特点。
1.3.2 传动方案的拟定
(1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度使用期8年，检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。小批量生产，运输带速度允许误差为±5％。设工作机效率ηw=0.96。 (2)原始数据 :
输送带工作拉力F=4kN 传动装置简图 输送带工作速度V=1.6m/s 滚筒直径D=400mm
1.3.3电动机的选择
1.选择电机类型
按工作要求和工作条件选择Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭式自扇冷式结构，电压为380V。 2.选择电机的容量 工作机的所需功率为
PW=
Fv1000w
=
4000⨯1.61000⨯0.96
=6.667KW
从电动机到工作机间的总效率为 式中：
ηa=η1*η2*η3
2
3
η1,η2,η3分别是联轴器、轴承、
蜗杆传动的效率
2
3
查机械设计手册可取η1=0.99，η2=0.98，η3=0.8所以ηa=η1*η2*η3=0.738
所以电动机所需的工作功率为
pW
6.6670.738
Pd=
ηa
==9.034KW
3.确定电动机的转速
由于蜗杆的头数越大，效率越低，先选择蜗杆的头数Z1=1，所算出的传动比不在推荐范围内。故选则蜗杆的头数Z1=2
按表9.1推荐的传动比合理范围
，一级蜗杆减速器传动60⨯1000⨯1.6
比i∑=10~40,工作机卷筒的转速为
'
nW=
60⨯1000v
πD
=
π⨯400
=76.39rmin
所以电动机转速可选的范围为
nd=i∑*nW=(10~40)⨯76.39=763.9~3055.6rmin
'
符合这一范围的同步转速为1000r/min、1500r/min和3000r∕min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格、减速器的传动比等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-4
表1.1 Y160M-4
型电动机的主要性能
1.3.4传动比的确定
总传动比
nmnW
146076.39
=19.11
i==
1.3.5 运动参数及动力参数的计算
1.各轴的转速
1轴：n1=nm=1460r/min 2轴:n2=nW=76.39rmin
2.轴的输入功率
1轴:P1=Pdη1=8.944KW 2轴：P2=P1η3η2=7.012KW 卷筒轴：P卷=P2η1η2=6.803KW
3．各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td为
Td=955d=
nmP
9.03495⨯5=
1460
59N.⋅0m9
故1轴
T1=9550
P1n1
=9550⨯
8.9441460
N⋅m=58.50N⋅m
2轴
P2n2
7.01276.39
T2=9550
=9550⨯N⋅m=876.61N⋅m
卷筒轴
P卷nW
6.80376.39
T卷=9550
=9550N⋅m=850.49N⋅m
将以上算得的运动和动力参数列于表2-2
表2-2
1.4 传动件的设计计算 1.4.1 减速器传动设计计算
（一）选择蜗杆传动类型、精度等级、材料
（1）根据GB/T 10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。 （2）选择材料
蜗杆：根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用
45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45~55HRC。 因而蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用45号钢制造。
(3)运输机为一般的机器，速度不高，故选择7级精度（GB 10095——88） (4) 按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由手册知传动中心距
a
①确定作用在涡轮上的转距 由前面可知T2=876.61N.m ②确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kβ=1 由机械设计手册取使用系数
KA
=1
KV
由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数K=
KβKAKV
=1.05;
=1.05
ZE
③确定弹性影响系数
1
因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa2 ④确定接触系数
Zρ
Zρ
假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a =0.35,从而可查得⑤确定许用接触应力
=2.9
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从手册中查得蜗轮的基本许用应力[σ
H
]'=268MPa
寿命 Lh=8⨯300⨯应力循环次数 N=60j
1=228h8 00
8
n2Lh=60×1×76.39×28800=1.320×10
寿命系数 则
K
HN
=
[σH
]=
KHN[σH
]=0.724×268MPa
'
=194.12MPa
⑥计算中心距
a
m=173.90mm
取中心距a=180mm,因i=19.11 ,所以从表11-2中取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=63mm。这时d1/a=0.35。因为⑷ 蜗杆与蜗轮主要几何参数 ⑸ ①蜗杆
轴向齿距 pa=πm=25.13mm 直径系数 q=d1/m=7.875
*
齿顶高 ha1=hm=8mm
'
Zρ≤Zρ
，因此以上计算结果可用。
=9.6m m齿根高 hf1=(h+c)m
**
齿顶圆直径 da1=d+12m=6+3⨯2⨯1
9.=6
8m=m4m3m.8
7 9
-2⨯齿根圆直径 df1=d1-2hf1=63
tanγ=
mz1d1
导程角
γ=1415"
蜗杆齿宽 b1≥(11+0.06z2)m=(11+0.06⨯38)⨯8=106.24mm 取
b1=110mm
蜗杆轴向齿厚 Sa=0.5πm=0.5×3.14×8mm=12.566mm
蜗杆法向齿厚 ②蜗轮
sn=
12
sacosγ=
6.0m9m0
蜗轮齿数 Z2=38
验证传动比 i=Z2/x2=38/2=19
19-19.11
=-0.00576=-0.576%
这时传动比误差为
变位系数 分度圆直径
x2d2
19.11
，是允许的
= -0.4375 =m
Z2
*
=8×38mm=304mm
0.⨯2)=8mm9.6
蜗轮齿顶高
ha2=ham=1⨯8=8mm
蜗轮齿根高
hf2=(ha+c)m=(+1
d2
**
蜗轮顶圆直径 da2=蜗轮齿根圆直径
+2ha2=（304+2×8）mm=320mm
2
df2=d2-2hf
=304-⨯29=.628m4m.8
蜗轮咽喉母圆半径 Yg2=a-0.5da2=(180-0.5⨯320)mm=20.0mm 齿宽
b2=2m(0.1=)
7=9
2⨯8(59m.m2 5
5.6775=1)mm5
da1=0.7⨯5蜗轮宽度 B≤0.75
取B=58mm
2
=齿宽角 θ=2arcsb
d1
124 .17632
齿顶圆弧面半径 rg=齿根圆弧面半径 rg=外圆直径 ⑸校核齿根弯曲疲劳强度
d12d12
-m=-8=23.5mm 632
+1.2⨯8=41.1mm
+1.2m=
de2=da2+1.5m=320+1.5⨯8=332mm
σF=
1.53KT2d1d2m
YFa2Yβ≤[σF]
当量齿数
z2cosγ
3
zv2=
x2
=
38(cos14.25)
zv2
︒3
=41.74
由= -0.4375， =41.74，查机械设计手册可得齿形系数
YFa2
=2.86
螺旋角系数
γ
140
Yβ=1-
=1-
14.25140
=0.8982
σF
许用弯曲应力
[σ]=F
'
从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 [σF]=56MPa 寿命系数
10
6
8
'
KFN=
1.606⨯10
'
=0.569
[σF]=
σF=
KFN[σF]
=0.569×56MPa=31.85MPa
1.53⨯1.05⨯885334.4
63⨯304⨯8
⨯2.86⨯0.8982=23.61MPa
1.53KT2d1d2m
YFa2Yβ=
弯曲强度是满足的。 2、验算效率η
η=(0.95~0.96)
tanγtan(γ+ϕV)
已知γ=14.25，ϕV=arctanfV；fv与相对滑动速度vs有关
vs=
πd1n1
60⨯1000cosγ
=
π⨯63⨯1460
60⨯1000cos14.25
=4.969ms
查表可得 fv=0.0221，ϕV=1.2660
代入式中可得η=87.4% 大于原估计值，因此不用重算。 3、精度等级工查核表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8经济精度，侧隙种类为f，标注为8f,GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。 4、 热平衡的计算
蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。 摩擦损耗的功率 ⑴由前面计算可得
蜗杆传动效率η蜗=87.4%, 蜗杆传动功率P=8.765kw 摩擦损耗功率转化成的热量
φ1=1000P(1-η)=1000⨯8.765⨯(1-0.874)=1104.39W
散发到空气中的热量
φ2=αdS(t0-t1) 由热平衡得： 所需散热面积S
1000P(1-η)
S=
αd(t0-ta)
20
由机械设计手册知αd=(8.15~17.45)W(m⋅C)
20
取αd=13W(m⋅C)
⑶计算散热面积
周围空气最高温度ta=35oC 可取t0=70oC
热平衡时 ,则要求的散热面积为 S=2.43m2
1.5轴的设计
1.5.1 蜗杆副上的作用力
圆周力 Ft1=Fa2=
2T1d12T2d2
=
2⨯58500
63
=1857.14N
轴向力 Fa1=Ft2=
=
2⨯876610
304
=5767.17N
α=5767.1⨯7径向力 Fr1=Fr2=Ft2tan
tan=20
20N9 9.08
1.5.2 蜗杆轴的设计与计算
1 轴及材料与热处理：
因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用材料45钢，考虑到蜗杆、蜗轮有相对滑动，因此蜗杆采用表面淬火 2 初算轴径
初步确定蜗杆轴外伸段直径：
因蜗杆轴外安联轴器，故轴径按下式可求，其中
查设计手册可取
C=120
d≥C
=120⨯
m=21.96mm
轴与联轴器通过键连接，应增大轴径3%~5%，则
d>21.9m6m+
(0.03~0⨯.05)=21.96
~22.6m2m
圆整，暂定外伸直径dmin=24mm 3 结构设计
（1） 轴承部件结构设计：
蜗杆的速度 vs=
πd1n1
60⨯1000
=
π⨯63⨯1460
60⨯1000
ms=4.82ms
减速器采用蜗杆在下涡轮在上结构。为了方便安装调整，采用沿蜗轮轴线水平面剖分的箱体结构。蜗杆轴采取两端固定
（2）轴段①的设计
轴段①上安装联轴器，故与联轴器设计同时进行。考虑到联轴器与轴的安装误差及减缓振动，选用弹性柱销联轴器。查机械设计手册，可取KA=1.5。电动机轴径为42mm
d=(0.8~1.0)⨯42=33.6~42mm
计算扭矩
Tc=KAT1=1.5⨯58500N⋅mm=87750N⋅mm
查机械设计查得GBT5014-2003中的LX3型联轴器公称转矩Tn /(N·m): 1250 许用转速[n] /(r/min): 4750 。轴孔范围为30~48mm。由上面的计算可以选择联轴器轂孔直径为38mm。轴孔长度60mm.J型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX2 38⨯60 GB5014-2003，相应的轴段①的直径
d1=38mm，其长度可取L1=58mm
（3） 轴段②的直径
考虑到联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为：
h=(0.07~0.1)d1=(0.07~0.1)⨯38=2.66~3.8mm
（4）轴段②直径
d2=d1+2⨯(2.66~3.8)=43.32~45.6mm
其尺寸还由密封圈确定，该处轴速度较小，可选用毡圈油封，查机械手册选取毡圈 45 JBZQ4606-1997，则d2=45mm
（5） 轴段③及轴段⑦的设计
轴段③和⑦上安装轴承，由于有较大的轴向力故选择圆锥滚子轴承。其直径应使其便于安装。暂选轴承代号30000型: 33110。轴承内径d: 50mm，外径D:85mm
宽度B: 26mm，T: 26mm，内圈定位轴肩内径da: 57mm，外圈定位轴肩直径Da=74~78mm, a≈20.4mm,故d3=50mm。虽然本蜗杆的圆周速度为4.82m/s,同时考虑本传动装置寿命较长，滑移速度较大，故采用油润滑。取轴承靠近箱体内壁端到箱体内壁的距离∆3=5mm。通常一根轴上两个轴承取同一型号.故，d7=50mm。为了蜗杆轴上轴承有很好的润滑，通常右面高度应到达最低滚动中心，由此油面高度高出轴承底
座
孔
底
边
11mm
。
而
蜗
杆
浸
油
深
度
为
(0.75~1)h1=(0.75~1)⨯17.6=13.2~17.6mm，蜗杆齿顶圆到轴承孔座底边的距离
为(D-da1)2=(85-79)2=3mm，油面浸入蜗杆约0.8个齿高。因此不用甩油环。则L7=L3=26mm。 （6）取轴段②的长度
轴段②的长度L2与轴承座及轴承端盖等零件有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离
∆=30mm，可以确定轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。由中心距尺寸
180mm可知，箱座壁厚度δ=12mm，地脚螺栓直径M20，轴承旁连接螺栓直径M16，轴承端盖连接螺栓直径M10，取螺栓GB/T 5781 M10⨯24。轴承端盖厚度
e=1.2d端螺=1.⨯2
10=1m2m。端盖与轴承座之间的调整垫片厚度∆t=2mm。为方便
不拆卸联轴器的情况下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，并使轮毂外径与轴承端盖连接螺栓的拆装不干涉，故取联轴器轮毂端面与外端面的距离为K1=18mm。轴承座外伸凸台高∆t'=2mm，则有
L2=80mm
（7）轴段④和轴段⑥的设计
该轴段直径取轴承定位轴肩的直径，则d4=d6=57mm，轴段的长度由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与内壁距离∆1=14.5mm和蜗杆宽b1=110mm，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定，即
L4=L6=
=de22
+∆1+δ+∆t-L+∆3-
'
'
b12
332
+14.5+2
1+2-2
110
+56-2
=88.5mm
圆整，取L4=L6=89mm
（8）蜗杆轴段⑤的设计
轴段⑤即为蜗杆段长L5=b1=110mm，分度圆直径为63mm，齿顶圆直径
df1=79mm。
（9）轴上力作用点间距
轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a=20.4mm，则可得轴的支点及受力
点间的距离为 l1=
602
+L2+L3-T+a=(30+57+26-26+20.4)mm=107.4mm
l2=l3=T-a+L4+
画出轴的结构及相应尺寸
4 键连接的设计
L52
=(26-20.4+89+
1102
)mm=149.6mm
联轴器与轴段①间采用A型普通平键连接，查机械设计手册可选取键的型号为键 12⨯50 GB/T1096-2003 5 轴的受力分析
（1）轴的受力简图 轴的受力简图如下 (2) 支承反力 在水平平面上位
RAH=RBH=
Ft1l3l2+l3
=
1857.14⨯149.6149.6+149.6
N=928.57N
在垂直平面上为 RAV=
Fr1l3+Fad1
l2+l3
AV
1
2
=
2099.08⨯149.6+5767.17⨯632
149.6+149.61656.=71
44N 2.37
N=1656.71N
RBV=F1r-R
=2099.08-
轴承A的总支承反力为
RA=
.7=1
18N9 9.20
轴承B的总支承反力为
RB=
3=7
102N 8.56
（3）画弯矩图 弯矩图如图所示
在水平平面上，蜗杆受力点截面为
M1H=RAHl2=928.57⨯149.6=138914.07N⋅mm 在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为
M1V=RAVl2=1656.71⨯149.6=247843.82N⋅mm 蜗杆受力点截面右侧为
M1'V=RBVl3=442.37⨯149.6=66178.55N⋅mm 合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为
M1=
==3.82
28N4⋅mm119 .13
蜗杆受力点截面右侧为
M1右=
=
=153872.41N⋅mm
2
（4）画转矩图 转矩图如图所示，T1=58500N⋅mm
6 校核轴的强度
由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面 其抗弯截面系数为
W=
πdf1
32
3
=
π⨯43.8
32
3
=8249.4m0m
3
抗扭截面系数为
WT=
πdf1
16
3
=2W=16498.m80
3
最大弯曲应力为 σ1= 扭剪应力为 τ=
T1WT
5850016498.80
=3.55MPa
M1W
=
284119.13
=34.4M4Pa
8249.40
=
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取
折合系数α=0.6，故当量应力为
σe=
.5=5)MP3a4 .70
通过查询机械设计手册可得45钢调质处理抗拉强度极限σB=650MPa，故可以
用插值法查的轴的许可弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe
7 蜗杆轴的挠度校核 蜗杆当量轴径 dV=
∑dili
l
其中di,li分别为两轴承力作用点间各轴段直径和长度，l为两轴承力作用点间跨距，
即
dV= 转动惯量
2⨯50⨯(26-20.4)+2⨯57⨯89+43.8⨯110
149.6+149.6
=51.89mm
I=
πdV64
4
=
π⨯51.89
64
2
=3.56⨯10mm
54
对于淬火钢许用最大挠度[γ]=0.004m=0.004⨯8=0.032mm，取弹性模量
E=2.1⨯10MPa，则蜗杆中点挠度
48EI
5
γ==
48⨯2.1⨯10⨯3.56⨯10
=0.0209
8校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为 σP=
4T1d1hl
4⨯5850038⨯8⨯(50-
=20.2M6Pa
12)
=
键、轴及联轴器的材料都为钢，查阅《机械设计》可知，[σ]P=125~150MPa，
σP
9 校核轴承寿命
（1） 计算当量动载荷 查机械设计手册查
33110
轴承得
C=89200N,C0=125000N,e=0.41,Y=1.5;则轴承1、2的内部轴向力分别
为
S1= S2=
RA2YRB2Y
==
1899.20
=633.0N7
2⨯1.5
1028.56
=342.8N5
2⨯1.5
外部轴向力A=5767.17N
S2+A=342.85+5767.17=6110.02N>S1 则两轴承的轴向力分别为
Fa1=S2+A=6110.02N Fa2=S2=342.85N 因为
Fa1RA
=
6110.021899.20
=3.22>e=0.41，则轴承1的当量动载荷为
Pr1=0.4RA+YFa1=0.4⨯1899.20+1.5⨯6110.02=9924.71N
因为
Fa2RB
=
342.851028.56
=0.33
Pr2=RB=1028.5N6
（2）轴承的寿命 因Pr1>Pr2，故只需校核轴承1，P=Pr1。轴承在1000C以下工作，查机械设计手册得fT=1，对于减速器，载荷系数fP=1.0。则轴承1的寿命为 Lh=
10
6
60n1
(
fTCfpP
10
)3=
10
6
60⨯1460
⨯(
1⨯892001.0⨯9924.71
10
)3=1723.35h
减速器预期寿命为
Lh=28800h
轴承寿命不够，故减速器到达一定时间需要更换，建议四年更换一次
1.5.3低速轴的设计与计算
1 已知条件 低速轴传递功率P2=7.012KW，转速n2=76.39rmin，传递转矩
876.61N⋅m，蜗轮分度圆直径d2=304mm，蜗轮宽度B=58mm
2 选择轴的材料和热处理 因传递功率不大，并对重量和结构没有特殊要求，故选择常
用材料45钢，调质处理。
3 粗算轴径 初步确定低速轴外伸段直径，外伸段上安装联轴器，取C=110，则
d≥=110⨯
=49.62mm
考虑到轴上有键，应增大轴径3%~5%，则 d>49.62⨯4 结构设计
低速轴的结构构想图如图
(1.03~1m.m05=)
51.1 1 圆整，取dmin=52mm
（1） 轴段①设计 轴段①上安装联轴器，此段设应与联轴器同步进行。为了补偿
安装误差、减缓振动，选用弹性柱销联轴器。取KA=1.5，则计算转矩 Tc=KAT2=1.5⨯8766=10
131N4⋅9m1m5
由机械设计手册查得GB 5015—2003中的LX4型联轴器符合要求：公称转
矩Tn:2500 N·m，许用转速[n]:3870 r/min，轴孔范围为40~63mm，结合外伸段直径，取联轴器毂孔直径为55mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX3 55⨯84GB 5014-2003，相应的轴段①的直径d1=55mm，其长度略小于毂孔宽度，取L1=82mm
(2) 轴段②直径 确定轴段②的轴径须考虑联轴器的轴向固定及密封环的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为
.11=) h=(0.07~0d
(0.07⨯~0.=1)
55
3m.m8 5~5.5
轴段②的轴径d2=d1+2h=62.7~66mm，其最终由密封圈确定。转速较小，可选用毡圈油封，查设计手册，选择毡圈 65JB/ZQ4606-1997，则d2=65mm （3） 轴段③和轴段⑥的轴径设计 轴段③和轴段⑥安装轴承，考虑到轴向力的作用选择圆锥滚子轴承。现选择轴承为33214，轴承内径d=70mm，外径D=125mm，宽度B=41mm，T=41mm，内圈定位轴肩da=79mm，外圈定位内径
Da=107~116mm，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a=30.7mm，故d3=70mm。由于蜗轮的圆周速度较小故选择采用脂润滑，需要挡油环，取轴承靠近
箱体内壁的端面距箱体内壁距离取∆3=10mm。通常一根轴上的轴承型号相同，故
d6=d3=70mm
（4）轴段④的设计 轴段④上安装蜗轮，为了便于安装d4应略大于d3，可初定
d4=75mm，蜗轮轮毂的宽度范围为(1,2~1.8)d4=90~135mm，取其轮毂的宽度H=90mm，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到蜗轮
端面，轴段④的长度应略短轮毂，故取L4=88mm
（5）轴段③的长度设计 取蜗轮轮毂到内壁距离∆2=15mm，则 L3=B+∆3+∆2
+H
-L4(4=1
1+0
1+5
+90-8m8m)
=m6 8m
（6）轴段②的长度设计 轴段②的长度与轴上零件、轴承座宽度及轴承端盖有关。 端盖连接螺栓同高速轴，为GB/T 5781 M10⨯24为使轮毂外径不与端盖螺栓发生 干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K1=18mm。下箱壁厚同前 δ=12mm，轴承旁连接螺栓同前M16，部分面凸缘尺寸（扳手空间）：
c1=24mm c2=20mm轴承座的厚度为
'
L=δ+c1+c2+(5~8)=12+24+20+(5~8)=61~64mm
'
取L=62mm，轴承端盖凸缘厚同前e=12mm；端盖与轴承座间的调整垫片厚度同
前∆t=2mm，则
L2=K1+e+∆t+L-∆3-B=18+12+2+62-10-41=43mm
'
（7）轴段⑤的设计 该段为蜗轮提供定位，定位轴肩的高度为
.41=) h=(0.07~0d
5.25m~m7 .5
取h=5.5mm，则d5=86mm，取轴段⑤的长度L5=15mm
（8轴段⑥的长度设计 为保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称，则
1m L6=L3-L5-2=68-15-2=5m
（9）轴上作用点间距
l1=
842
+L2+L3+L-H-∆-∆-3(T-a)=115.7mm 42
+∆3
H
2
80=.3m m
l2=l3=T-a+∆2
5键连接设计 轴器与轴段①及蜗轮与轴段④间采用A型普通平键连接，选其型号分别 为键16⨯70 GB/T1096-2003和键20⨯80 GB/T1096-200 6 轴的受力分析
（1）画轴的受力图
（2）支承反力 在水平平面上为 RAH=RBH=-
Ft22=-
5767.17
=-2883.5N9 2
负号表示方向与原定方向相反 在垂直平面上为
-Fr2l3-Fad2
l2+l3
AV
RAV=
2
=
-2099.08⨯80.3-1857.14⨯30480.3+80.3
7N0 8.15
=-2807.23N
RBV=-F2r-R
=2-099.08+2807.2=3
轴承A的总支承反力为
RA=
.2=3
40N2 4.38
轴承B的总支承反力为
RB=
.1=5
296N 9.27
（2） 画弯矩图
在水平平面上，蜗轮受力点截面
M2H=RAHl2=--2883.59⨯80.3N⋅mm=-231552.28N⋅mm
在垂直平面上，蜗轮受力点截面左侧为
M2V=RAVl2=-2807.23⨯80.3N⋅mm=-225420.57N⋅mm
蜗轮受力点截面右侧为
M2'V=RBVl3=708.15⨯80.3=56864.45N⋅mm
合成弯矩，蜗轮所在轴剖面左侧为
M2=
=
=226606.40N⋅mm
蜗轮所在轴剖面右侧为
M2=
'
==4.45
2
23N8⋅4mm32 .43
T2=876.6N1⋅
m
由弯矩图可知，蜗轮处轴剖面弯矩最大，且作用有转矩，故此剖面为危险剖面 其抗弯截面系数为
πd4
32
3
W=-
bt(d4-t)2d4
=
π⨯75
32
3
-
20⨯7.5⨯(75-7.5)
2⨯75
=41349.98mm
3
抗扭截面系数为
πd4
16
3
WT=
-
bt(d4-t)2d4
=
π⨯75
16
3
-
20⨯7.5⨯(75-7.5)
2⨯75
=82767.46mm
3
最大弯曲应力为
σb=
MW
=
226606.4041349.98
MPa=5.48MPa
扭剪应力为
T2WT
τ==10.59MPa
当量应力为
σe==
Pa=13.84MPa
强度满足要求 8 校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为 σP1=
4T2d1hl
=
4⨯87661055⨯10⨯(7-0
MPa=118.06MP a
16)
蜗轮2处键连接的挤压应力为 σP2=
4T2d4hl
=
4⨯87661075⨯12⨯(8-0
=64.9M3Pa
20)
键、轴及联轴器的材料都为钢，查阅《机械设计》可知，[σ]P=125~150MPa，
σP
（1） 轴承的轴向力 查机械设计手册查轴承33214得C=208000N，
C0=298000N，e=0.41，Y=1.5。则轴承1、2的内部轴向力分别为
S1=
RA2YRB2Y
==
S2=
4024.38
=1341.4N6
2⨯1.5
2969.27
=989.7N6
2⨯1.5
外部轴向力A= 1857.14N
S2+A=989.76+1857.14=2846.90N>S1 则两轴承的轴向力分别为
Fa1=S2+A=2846.90N Fa2=S2=989.76N
（2）当量动载荷 因为
Fa1RA
=
2846.904024.38
=0.71>e=0.41，则轴承1的当量动载荷为
Pr1=0.4RA+YFa1=0.4⨯4024.38+1.5⨯2846.90=5880.10N 因为
Fa2RB
=
989.762969.27
=0.33
N7 Pr2=RB=2969.2
（3）校核轴承寿命 因Pr1>Pr2，故只需校核轴承1，P=Pr1。轴承在100C以下
工作，查机械设计手册得fT=1，对于减速器，载荷系数fP=1.0。则轴承1的寿命为
10
6
Lh=
60n1
(
fTCfpP
10
)3=
10
6
60⨯76.39
⨯(
1⨯2080001⨯5880.10
10
)3=31701098h
'
Lh>Lh，故轴承寿命足够
1.6 减速器箱体的结构
箱座壁厚度δ：
δ=0.04a+3=0.04⨯180+3=10.2mm≥10mm
取δ=12mm
箱盖壁厚度δ1： δ1=0.8⨯51=2 取δ1=12mm 机座凸缘厚度b： δ=1.5⨯ b=1.5
1=2
m1m8
1m0m.2
机盖凸缘厚度b1： b1=1.5δ1=18mm 地脚螺栓底脚厚度p： p=2.5δ=2.5⨯1=2地脚螺栓直径
dϕ=0.036a+12=0.036⨯180+12=18.48mm
m3m0
取dϕ=20mm
地脚螺栓通孔直径dφ=25mm 地脚螺栓沉头座直径D0=48mm 机盖肋厚m1：
m1≥0.85δ1=10.2mm
机座肋厚M：
5= M≥0.8δ
10m.2m
'
地脚螺栓数目 n=4 定位销直径的d：
d=(0.7~0.d8ϕ
)=(0.7~⨯0.8=) 取d=14mm
底脚凸缘尺寸（扳手空间）： L1=32mm L2=30mm 轴承旁连接螺栓直径d1：
d1=0.75
dφ=1m5m
取d1=16mm
轴承旁连接螺栓通孔直径d'1：
d'1=17.5
mm 轴承旁连接螺栓沉头座直径D0=32mm 部分面凸缘尺寸（扳手空间）： c1=24mm c2=20mm 上下箱连接螺栓直径d2：
d2=(0.5~0.d6φ
)=(0.5~⨯0.6=)
取d2=12mm
上下箱连接螺栓通孔直径d'
2：
d'
2=13.5
mm 上下箱连接螺栓沉头座直径D0： D0=26mm 箱缘尺寸（扳手空间）： c3=20mm c4=16mm 轴承端盖连接螺栓直径d3和数目n
20m1m4
20m1m0
~12
5)= d3=(0.4~0.dφ(0.4~⨯0.5=)20mm81=04 ~ n
取d3=10mm
检查孔盖连接螺栓直径d4：
d=(0.3~0.d4)=φ
取d4=6mm0.6~m0m.8
轴承外径D：
D=85mm
轴承端盖外径D2：
D2=D+(5~5.5)d3=85+(5~5.5)⨯10=135~140mm
取D2=140mm
轴承螺栓台高度：
D25=) h=(0.35~0.4(0.35~⨯0.4=5)140mm 49~63
取h=63mm
箱体外壁至轴承座端面距离K：
K=c3+c4+(8~10)=20+16+(8~10)=44~46mm
取K=46mm
蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离：
∆1≥1.2δ=1.2⨯12=14.4mm
取∆1=30mm
蜗轮端面与箱体内壁之间的距离：
∆2≥δ=12mm
外机壁至轴承座端面距离：
L3=c3+c4+(8~10=)
取L3=44mm44~mm46
内机壁至轴承座端面距离：
L=δ+c+c+（5~8）=12+20+（165+8）53~56mm=~
取L4=56mm
轴承端盖凸缘厚度：
e=(1~1.2)d3=10~12mm
取e=12mm
1.7 润滑油的选择与计算
低速轴选择ZN-3钠基润滑油。轴承副及高速轴轴承选择全损耗系统油L-AN100润滑油，深度为8.0cm，箱体尺寸为，箱体内所装润滑油油量为
V=8.5⨯41.4⨯12.25=3411cm 3
该减速器所传递的功率P0=9.034KW。对于单极减速器，每传递1KW的功率，需油
3量为V0=350~700cm，则该减速器所需油量为
V1=P0V0=9.034⨯(350~700)cm=3161.9~6323.8cm 23
润滑油满足要求
1.8 装配图和零件图
10.8.1 附件设计
1 检查孔及检查孔盖
mm⨯70mm，位置在传动件粘合区上方；检查孔盖尺寸为 检查孔尺寸为120
140mm⨯90mm。
2 油面指示装置
选用游标尺M16
3 通气器
选用提手式通气孔
4 放油孔及螺塞
设置一个放油孔。螺塞选用M16⨯1.5JB/T1700-2008，螺塞垫24⨯J1B6T/-171
5 起吊装置
上箱盖采用吊环，箱座上采用吊钩 6起箱螺钉
取螺钉M12⨯40
7 定位销
采用16⨯35
机械设计课程设计说明书
设计题目：学生姓名：学 号：学 院：专 业：班 级：指导教师：
1.1 摘要
一级蜗轮蜗杆减速器 机械设计制造 2012年5月 5 日
目录
1.2 设计目的
1.3 传动装置的总体设计 1.4 传动件的设计计算 1.5 轴的设计计算 1.6 减速器箱体的结构 1.7 润滑油的选择与计算 1.8 装配图和零件图
1.1摘要
课程设计是机械设计课程重要的综合性与实践性相结合的教学环节，基本目的在于综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和加深所学的知识，同时通过实践，增强创新意思和竞争意识，培养分析问题和解决问题的能力。通过课程设计，绘图以及运用技术标准，规范，设计手册等相关资料，进行全面的机械设计基本技能训练。
减速器是在当代社会有这举足轻重的地位，应用范围极其广泛，因此，减速器的高质量设计，可以体现出当代大学生对社会环境的适应及挑战，从整体设计到装配图和零件图的绘制，都可以让参与设计的同学深深领悟到机器在如今社会的重要作用
1.2 设计目的
1、通过本次设计，综合运用《机械设计基础》及其它有关先修课程的理论和实际知识，使所学的知识进一步巩固、深化、发展。
2、本次设计是高等工科学校学生第一次进行比较完整的机械产品设计，通过此次设计培养学生正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力，掌握机械设计的基本方法和步骤。 3、使学生能熟练的应用有关参考资料、图册和手册，并熟悉有关国家标准和其它标准，以完成一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本训练。
1.3 传动装置的总体设计 1.3.1 传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要
结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，传动方案采用单级蜗杆传动。蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构。具有传动比的、零件数目少、结构紧凑、传动平稳、噪音小等特点。
1.3.2 传动方案的拟定
(1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度使用期8年，检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。小批量生产，运输带速度允许误差为±5％。设工作机效率ηw=0.96。 (2)原始数据 :
输送带工作拉力F=4kN 传动装置简图 输送带工作速度V=1.6m/s 滚筒直径D=400mm
1.3.3电动机的选择
1.选择电机类型
按工作要求和工作条件选择Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭式自扇冷式结构，电压为380V。 2.选择电机的容量 工作机的所需功率为
PW=
Fv1000w
=
4000⨯1.61000⨯0.96
=6.667KW
从电动机到工作机间的总效率为 式中：
ηa=η1*η2*η3
2
3
η1,η2,η3分别是联轴器、轴承、
蜗杆传动的效率
2
3
查机械设计手册可取η1=0.99，η2=0.98，η3=0.8所以ηa=η1*η2*η3=0.738
所以电动机所需的工作功率为
pW
6.6670.738
Pd=
ηa
==9.034KW
3.确定电动机的转速
由于蜗杆的头数越大，效率越低，先选择蜗杆的头数Z1=1，所算出的传动比不在推荐范围内。故选则蜗杆的头数Z1=2
按表9.1推荐的传动比合理范围
，一级蜗杆减速器传动60⨯1000⨯1.6
比i∑=10~40,工作机卷筒的转速为
'
nW=
60⨯1000v
πD
=
π⨯400
=76.39rmin
所以电动机转速可选的范围为
nd=i∑*nW=(10~40)⨯76.39=763.9~3055.6rmin
'
符合这一范围的同步转速为1000r/min、1500r/min和3000r∕min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格、减速器的传动比等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-4
表1.1 Y160M-4
型电动机的主要性能
1.3.4传动比的确定
总传动比
nmnW
146076.39
=19.11
i==
1.3.5 运动参数及动力参数的计算
1.各轴的转速
1轴：n1=nm=1460r/min 2轴:n2=nW=76.39rmin
2.轴的输入功率
1轴:P1=Pdη1=8.944KW 2轴：P2=P1η3η2=7.012KW 卷筒轴：P卷=P2η1η2=6.803KW
3．各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td为
Td=955d=
nmP
9.03495⨯5=
1460
59N.⋅0m9
故1轴
T1=9550
P1n1
=9550⨯
8.9441460
N⋅m=58.50N⋅m
2轴
P2n2
7.01276.39
T2=9550
=9550⨯N⋅m=876.61N⋅m
卷筒轴
P卷nW
6.80376.39
T卷=9550
=9550N⋅m=850.49N⋅m
将以上算得的运动和动力参数列于表2-2
表2-2
1.4 传动件的设计计算 1.4.1 减速器传动设计计算
（一）选择蜗杆传动类型、精度等级、材料
（1）根据GB/T 10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。 （2）选择材料
蜗杆：根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用
45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45~55HRC。 因而蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用45号钢制造。
(3)运输机为一般的机器，速度不高，故选择7级精度（GB 10095——88） (4) 按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由手册知传动中心距
a
①确定作用在涡轮上的转距 由前面可知T2=876.61N.m ②确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kβ=1 由机械设计手册取使用系数
KA
=1
KV
由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数K=
KβKAKV
=1.05;
=1.05
ZE
③确定弹性影响系数
1
因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa2 ④确定接触系数
Zρ
Zρ
假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a =0.35,从而可查得⑤确定许用接触应力
=2.9
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从手册中查得蜗轮的基本许用应力[σ
H
]'=268MPa
寿命 Lh=8⨯300⨯应力循环次数 N=60j
1=228h8 00
8
n2Lh=60×1×76.39×28800=1.320×10
寿命系数 则
K
HN
=
[σH
]=
KHN[σH
]=0.724×268MPa
'
=194.12MPa
⑥计算中心距
a
m=173.90mm
取中心距a=180mm,因i=19.11 ,所以从表11-2中取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=63mm。这时d1/a=0.35。因为⑷ 蜗杆与蜗轮主要几何参数 ⑸ ①蜗杆
轴向齿距 pa=πm=25.13mm 直径系数 q=d1/m=7.875
*
齿顶高 ha1=hm=8mm
'
Zρ≤Zρ
，因此以上计算结果可用。
=9.6m m齿根高 hf1=(h+c)m
**
齿顶圆直径 da1=d+12m=6+3⨯2⨯1
9.=6
8m=m4m3m.8
7 9
-2⨯齿根圆直径 df1=d1-2hf1=63
tanγ=
mz1d1
导程角
γ=1415"
蜗杆齿宽 b1≥(11+0.06z2)m=(11+0.06⨯38)⨯8=106.24mm 取
b1=110mm
蜗杆轴向齿厚 Sa=0.5πm=0.5×3.14×8mm=12.566mm
蜗杆法向齿厚 ②蜗轮
sn=
12
sacosγ=
6.0m9m0
蜗轮齿数 Z2=38
验证传动比 i=Z2/x2=38/2=19
19-19.11
=-0.00576=-0.576%
这时传动比误差为
变位系数 分度圆直径
x2d2
19.11
，是允许的
= -0.4375 =m
Z2
*
=8×38mm=304mm
0.⨯2)=8mm9.6
蜗轮齿顶高
ha2=ham=1⨯8=8mm
蜗轮齿根高
hf2=(ha+c)m=(+1
d2
**
蜗轮顶圆直径 da2=蜗轮齿根圆直径
+2ha2=（304+2×8）mm=320mm
2
df2=d2-2hf
=304-⨯29=.628m4m.8
蜗轮咽喉母圆半径 Yg2=a-0.5da2=(180-0.5⨯320)mm=20.0mm 齿宽
b2=2m(0.1=)
7=9
2⨯8(59m.m2 5
5.6775=1)mm5
da1=0.7⨯5蜗轮宽度 B≤0.75
取B=58mm
2
=齿宽角 θ=2arcsb
d1
124 .17632
齿顶圆弧面半径 rg=齿根圆弧面半径 rg=外圆直径 ⑸校核齿根弯曲疲劳强度
d12d12
-m=-8=23.5mm 632
+1.2⨯8=41.1mm
+1.2m=
de2=da2+1.5m=320+1.5⨯8=332mm
σF=
1.53KT2d1d2m
YFa2Yβ≤[σF]
当量齿数
z2cosγ
3
zv2=
x2
=
38(cos14.25)
zv2
︒3
=41.74
由= -0.4375， =41.74，查机械设计手册可得齿形系数
YFa2
=2.86
螺旋角系数
γ
140
Yβ=1-
=1-
14.25140
=0.8982
σF
许用弯曲应力
[σ]=F
'
从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 [σF]=56MPa 寿命系数
10
6
8
'
KFN=
1.606⨯10
'
=0.569
[σF]=
σF=
KFN[σF]
=0.569×56MPa=31.85MPa
1.53⨯1.05⨯885334.4
63⨯304⨯8
⨯2.86⨯0.8982=23.61MPa
1.53KT2d1d2m
YFa2Yβ=
弯曲强度是满足的。 2、验算效率η
η=(0.95~0.96)
tanγtan(γ+ϕV)
已知γ=14.25，ϕV=arctanfV；fv与相对滑动速度vs有关
vs=
πd1n1
60⨯1000cosγ
=
π⨯63⨯1460
60⨯1000cos14.25
=4.969ms
查表可得 fv=0.0221，ϕV=1.2660
代入式中可得η=87.4% 大于原估计值，因此不用重算。 3、精度等级工查核表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8经济精度，侧隙种类为f，标注为8f,GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。 4、 热平衡的计算
蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。 摩擦损耗的功率 ⑴由前面计算可得
蜗杆传动效率η蜗=87.4%, 蜗杆传动功率P=8.765kw 摩擦损耗功率转化成的热量
φ1=1000P(1-η)=1000⨯8.765⨯(1-0.874)=1104.39W
散发到空气中的热量
φ2=αdS(t0-t1) 由热平衡得： 所需散热面积S
1000P(1-η)
S=
αd(t0-ta)
20
由机械设计手册知αd=(8.15~17.45)W(m⋅C)
20
取αd=13W(m⋅C)
⑶计算散热面积
周围空气最高温度ta=35oC 可取t0=70oC
热平衡时 ,则要求的散热面积为 S=2.43m2
1.5轴的设计
1.5.1 蜗杆副上的作用力
圆周力 Ft1=Fa2=
2T1d12T2d2
=
2⨯58500
63
=1857.14N
轴向力 Fa1=Ft2=
=
2⨯876610
304
=5767.17N
α=5767.1⨯7径向力 Fr1=Fr2=Ft2tan
tan=20
20N9 9.08
1.5.2 蜗杆轴的设计与计算
1 轴及材料与热处理：
因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用材料45钢，考虑到蜗杆、蜗轮有相对滑动，因此蜗杆采用表面淬火 2 初算轴径
初步确定蜗杆轴外伸段直径：
因蜗杆轴外安联轴器，故轴径按下式可求，其中
查设计手册可取
C=120
d≥C
=120⨯
m=21.96mm
轴与联轴器通过键连接，应增大轴径3%~5%，则
d>21.9m6m+
(0.03~0⨯.05)=21.96
~22.6m2m
圆整，暂定外伸直径dmin=24mm 3 结构设计
（1） 轴承部件结构设计：
蜗杆的速度 vs=
πd1n1
60⨯1000
=
π⨯63⨯1460
60⨯1000
ms=4.82ms
减速器采用蜗杆在下涡轮在上结构。为了方便安装调整，采用沿蜗轮轴线水平面剖分的箱体结构。蜗杆轴采取两端固定
（2）轴段①的设计
轴段①上安装联轴器，故与联轴器设计同时进行。考虑到联轴器与轴的安装误差及减缓振动，选用弹性柱销联轴器。查机械设计手册，可取KA=1.5。电动机轴径为42mm
d=(0.8~1.0)⨯42=33.6~42mm
计算扭矩
Tc=KAT1=1.5⨯58500N⋅mm=87750N⋅mm
查机械设计查得GBT5014-2003中的LX3型联轴器公称转矩Tn /(N·m): 1250 许用转速[n] /(r/min): 4750 。轴孔范围为30~48mm。由上面的计算可以选择联轴器轂孔直径为38mm。轴孔长度60mm.J型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX2 38⨯60 GB5014-2003，相应的轴段①的直径
d1=38mm，其长度可取L1=58mm
（3） 轴段②的直径
考虑到联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为：
h=(0.07~0.1)d1=(0.07~0.1)⨯38=2.66~3.8mm
（4）轴段②直径
d2=d1+2⨯(2.66~3.8)=43.32~45.6mm
其尺寸还由密封圈确定，该处轴速度较小，可选用毡圈油封，查机械手册选取毡圈 45 JBZQ4606-1997，则d2=45mm
（5） 轴段③及轴段⑦的设计
轴段③和⑦上安装轴承，由于有较大的轴向力故选择圆锥滚子轴承。其直径应使其便于安装。暂选轴承代号30000型: 33110。轴承内径d: 50mm，外径D:85mm
宽度B: 26mm，T: 26mm，内圈定位轴肩内径da: 57mm，外圈定位轴肩直径Da=74~78mm, a≈20.4mm,故d3=50mm。虽然本蜗杆的圆周速度为4.82m/s,同时考虑本传动装置寿命较长，滑移速度较大，故采用油润滑。取轴承靠近箱体内壁端到箱体内壁的距离∆3=5mm。通常一根轴上两个轴承取同一型号.故，d7=50mm。为了蜗杆轴上轴承有很好的润滑，通常右面高度应到达最低滚动中心，由此油面高度高出轴承底
座
孔
底
边
11mm
。
而
蜗
杆
浸
油
深
度
为
(0.75~1)h1=(0.75~1)⨯17.6=13.2~17.6mm，蜗杆齿顶圆到轴承孔座底边的距离
为(D-da1)2=(85-79)2=3mm，油面浸入蜗杆约0.8个齿高。因此不用甩油环。则L7=L3=26mm。 （6）取轴段②的长度
轴段②的长度L2与轴承座及轴承端盖等零件有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离
∆=30mm，可以确定轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。由中心距尺寸
180mm可知，箱座壁厚度δ=12mm，地脚螺栓直径M20，轴承旁连接螺栓直径M16，轴承端盖连接螺栓直径M10，取螺栓GB/T 5781 M10⨯24。轴承端盖厚度
e=1.2d端螺=1.⨯2
10=1m2m。端盖与轴承座之间的调整垫片厚度∆t=2mm。为方便
不拆卸联轴器的情况下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，并使轮毂外径与轴承端盖连接螺栓的拆装不干涉，故取联轴器轮毂端面与外端面的距离为K1=18mm。轴承座外伸凸台高∆t'=2mm，则有
L2=80mm
（7）轴段④和轴段⑥的设计
该轴段直径取轴承定位轴肩的直径，则d4=d6=57mm，轴段的长度由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与内壁距离∆1=14.5mm和蜗杆宽b1=110mm，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定，即
L4=L6=
=de22
+∆1+δ+∆t-L+∆3-
'
'
b12
332
+14.5+2
1+2-2
110
+56-2
=88.5mm
圆整，取L4=L6=89mm
（8）蜗杆轴段⑤的设计
轴段⑤即为蜗杆段长L5=b1=110mm，分度圆直径为63mm，齿顶圆直径
df1=79mm。
（9）轴上力作用点间距
轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a=20.4mm，则可得轴的支点及受力
点间的距离为 l1=
602
+L2+L3-T+a=(30+57+26-26+20.4)mm=107.4mm
l2=l3=T-a+L4+
画出轴的结构及相应尺寸
4 键连接的设计
L52
=(26-20.4+89+
1102
)mm=149.6mm
联轴器与轴段①间采用A型普通平键连接，查机械设计手册可选取键的型号为键 12⨯50 GB/T1096-2003 5 轴的受力分析
（1）轴的受力简图 轴的受力简图如下 (2) 支承反力 在水平平面上位
RAH=RBH=
Ft1l3l2+l3
=
1857.14⨯149.6149.6+149.6
N=928.57N
在垂直平面上为 RAV=
Fr1l3+Fad1
l2+l3
AV
1
2
=
2099.08⨯149.6+5767.17⨯632
149.6+149.61656.=71
44N 2.37
N=1656.71N
RBV=F1r-R
=2099.08-
轴承A的总支承反力为
RA=
.7=1
18N9 9.20
轴承B的总支承反力为
RB=
3=7
102N 8.56
（3）画弯矩图 弯矩图如图所示
在水平平面上，蜗杆受力点截面为
M1H=RAHl2=928.57⨯149.6=138914.07N⋅mm 在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为
M1V=RAVl2=1656.71⨯149.6=247843.82N⋅mm 蜗杆受力点截面右侧为
M1'V=RBVl3=442.37⨯149.6=66178.55N⋅mm 合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为
M1=
==3.82
28N4⋅mm119 .13
蜗杆受力点截面右侧为
M1右=
=
=153872.41N⋅mm
2
（4）画转矩图 转矩图如图所示，T1=58500N⋅mm
6 校核轴的强度
由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面 其抗弯截面系数为
W=
πdf1
32
3
=
π⨯43.8
32
3
=8249.4m0m
3
抗扭截面系数为
WT=
πdf1
16
3
=2W=16498.m80
3
最大弯曲应力为 σ1= 扭剪应力为 τ=
T1WT
5850016498.80
=3.55MPa
M1W
=
284119.13
=34.4M4Pa
8249.40
=
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取
折合系数α=0.6，故当量应力为
σe=
.5=5)MP3a4 .70
通过查询机械设计手册可得45钢调质处理抗拉强度极限σB=650MPa，故可以
用插值法查的轴的许可弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe
7 蜗杆轴的挠度校核 蜗杆当量轴径 dV=
∑dili
l
其中di,li分别为两轴承力作用点间各轴段直径和长度，l为两轴承力作用点间跨距，
即
dV= 转动惯量
2⨯50⨯(26-20.4)+2⨯57⨯89+43.8⨯110
149.6+149.6
=51.89mm
I=
πdV64
4
=
π⨯51.89
64
2
=3.56⨯10mm
54
对于淬火钢许用最大挠度[γ]=0.004m=0.004⨯8=0.032mm，取弹性模量
E=2.1⨯10MPa，则蜗杆中点挠度
48EI
5
γ==
48⨯2.1⨯10⨯3.56⨯10
=0.0209
8校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为 σP=
4T1d1hl
4⨯5850038⨯8⨯(50-
=20.2M6Pa
12)
=
键、轴及联轴器的材料都为钢，查阅《机械设计》可知，[σ]P=125~150MPa，
σP
9 校核轴承寿命
（1） 计算当量动载荷 查机械设计手册查
33110
轴承得
C=89200N,C0=125000N,e=0.41,Y=1.5;则轴承1、2的内部轴向力分别
为
S1= S2=
RA2YRB2Y
==
1899.20
=633.0N7
2⨯1.5
1028.56
=342.8N5
2⨯1.5
外部轴向力A=5767.17N
S2+A=342.85+5767.17=6110.02N>S1 则两轴承的轴向力分别为
Fa1=S2+A=6110.02N Fa2=S2=342.85N 因为
Fa1RA
=
6110.021899.20
=3.22>e=0.41，则轴承1的当量动载荷为
Pr1=0.4RA+YFa1=0.4⨯1899.20+1.5⨯6110.02=9924.71N
因为
Fa2RB
=
342.851028.56
=0.33
Pr2=RB=1028.5N6
（2）轴承的寿命 因Pr1>Pr2，故只需校核轴承1，P=Pr1。轴承在1000C以下工作，查机械设计手册得fT=1，对于减速器，载荷系数fP=1.0。则轴承1的寿命为 Lh=
10
6
60n1
(
fTCfpP
10
)3=
10
6
60⨯1460
⨯(
1⨯892001.0⨯9924.71
10
)3=1723.35h
减速器预期寿命为
Lh=28800h
轴承寿命不够，故减速器到达一定时间需要更换，建议四年更换一次
1.5.3低速轴的设计与计算
1 已知条件 低速轴传递功率P2=7.012KW，转速n2=76.39rmin，传递转矩
876.61N⋅m，蜗轮分度圆直径d2=304mm，蜗轮宽度B=58mm
2 选择轴的材料和热处理 因传递功率不大，并对重量和结构没有特殊要求，故选择常
用材料45钢，调质处理。
3 粗算轴径 初步确定低速轴外伸段直径，外伸段上安装联轴器，取C=110，则
d≥=110⨯
=49.62mm
考虑到轴上有键，应增大轴径3%~5%，则 d>49.62⨯4 结构设计
低速轴的结构构想图如图
(1.03~1m.m05=)
51.1 1 圆整，取dmin=52mm
（1） 轴段①设计 轴段①上安装联轴器，此段设应与联轴器同步进行。为了补偿
安装误差、减缓振动，选用弹性柱销联轴器。取KA=1.5，则计算转矩 Tc=KAT2=1.5⨯8766=10
131N4⋅9m1m5
由机械设计手册查得GB 5015—2003中的LX4型联轴器符合要求：公称转
矩Tn:2500 N·m，许用转速[n]:3870 r/min，轴孔范围为40~63mm，结合外伸段直径，取联轴器毂孔直径为55mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX3 55⨯84GB 5014-2003，相应的轴段①的直径d1=55mm，其长度略小于毂孔宽度，取L1=82mm
(2) 轴段②直径 确定轴段②的轴径须考虑联轴器的轴向固定及密封环的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为
.11=) h=(0.07~0d
(0.07⨯~0.=1)
55
3m.m8 5~5.5
轴段②的轴径d2=d1+2h=62.7~66mm，其最终由密封圈确定。转速较小，可选用毡圈油封，查设计手册，选择毡圈 65JB/ZQ4606-1997，则d2=65mm （3） 轴段③和轴段⑥的轴径设计 轴段③和轴段⑥安装轴承，考虑到轴向力的作用选择圆锥滚子轴承。现选择轴承为33214，轴承内径d=70mm，外径D=125mm，宽度B=41mm，T=41mm，内圈定位轴肩da=79mm，外圈定位内径
Da=107~116mm，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a=30.7mm，故d3=70mm。由于蜗轮的圆周速度较小故选择采用脂润滑，需要挡油环，取轴承靠近
箱体内壁的端面距箱体内壁距离取∆3=10mm。通常一根轴上的轴承型号相同，故
d6=d3=70mm
（4）轴段④的设计 轴段④上安装蜗轮，为了便于安装d4应略大于d3，可初定
d4=75mm，蜗轮轮毂的宽度范围为(1,2~1.8)d4=90~135mm，取其轮毂的宽度H=90mm，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到蜗轮
端面，轴段④的长度应略短轮毂，故取L4=88mm
（5）轴段③的长度设计 取蜗轮轮毂到内壁距离∆2=15mm，则 L3=B+∆3+∆2
+H
-L4(4=1
1+0
1+5
+90-8m8m)
=m6 8m
（6）轴段②的长度设计 轴段②的长度与轴上零件、轴承座宽度及轴承端盖有关。 端盖连接螺栓同高速轴，为GB/T 5781 M10⨯24为使轮毂外径不与端盖螺栓发生 干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K1=18mm。下箱壁厚同前 δ=12mm，轴承旁连接螺栓同前M16，部分面凸缘尺寸（扳手空间）：
c1=24mm c2=20mm轴承座的厚度为
'
L=δ+c1+c2+(5~8)=12+24+20+(5~8)=61~64mm
'
取L=62mm，轴承端盖凸缘厚同前e=12mm；端盖与轴承座间的调整垫片厚度同
前∆t=2mm，则
L2=K1+e+∆t+L-∆3-B=18+12+2+62-10-41=43mm
'
（7）轴段⑤的设计 该段为蜗轮提供定位，定位轴肩的高度为
.41=) h=(0.07~0d
5.25m~m7 .5
取h=5.5mm，则d5=86mm，取轴段⑤的长度L5=15mm
（8轴段⑥的长度设计 为保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称，则
1m L6=L3-L5-2=68-15-2=5m
（9）轴上作用点间距
l1=
842
+L2+L3+L-H-∆-∆-3(T-a)=115.7mm 42
+∆3
H
2
80=.3m m
l2=l3=T-a+∆2
5键连接设计 轴器与轴段①及蜗轮与轴段④间采用A型普通平键连接，选其型号分别 为键16⨯70 GB/T1096-2003和键20⨯80 GB/T1096-200 6 轴的受力分析
（1）画轴的受力图
（2）支承反力 在水平平面上为 RAH=RBH=-
Ft22=-
5767.17
=-2883.5N9 2
负号表示方向与原定方向相反 在垂直平面上为
-Fr2l3-Fad2
l2+l3
AV
RAV=
2
=
-2099.08⨯80.3-1857.14⨯30480.3+80.3
7N0 8.15
=-2807.23N
RBV=-F2r-R
=2-099.08+2807.2=3
轴承A的总支承反力为
RA=
.2=3
40N2 4.38
轴承B的总支承反力为
RB=
.1=5
296N 9.27
（2） 画弯矩图
在水平平面上，蜗轮受力点截面
M2H=RAHl2=--2883.59⨯80.3N⋅mm=-231552.28N⋅mm
在垂直平面上，蜗轮受力点截面左侧为
M2V=RAVl2=-2807.23⨯80.3N⋅mm=-225420.57N⋅mm
蜗轮受力点截面右侧为
M2'V=RBVl3=708.15⨯80.3=56864.45N⋅mm
合成弯矩，蜗轮所在轴剖面左侧为
M2=
=
=226606.40N⋅mm
蜗轮所在轴剖面右侧为
M2=
'
==4.45
2
23N8⋅4mm32 .43
T2=876.6N1⋅
m
由弯矩图可知，蜗轮处轴剖面弯矩最大，且作用有转矩，故此剖面为危险剖面 其抗弯截面系数为
πd4
32
3
W=-
bt(d4-t)2d4
=
π⨯75
32
3
-
20⨯7.5⨯(75-7.5)
2⨯75
=41349.98mm
3
抗扭截面系数为
πd4
16
3
WT=
-
bt(d4-t)2d4
=
π⨯75
16
3
-
20⨯7.5⨯(75-7.5)
2⨯75
=82767.46mm
3
最大弯曲应力为
σb=
MW
=
226606.4041349.98
MPa=5.48MPa
扭剪应力为
T2WT
τ==10.59MPa
当量应力为
σe==
Pa=13.84MPa
强度满足要求 8 校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为 σP1=
4T2d1hl
=
4⨯87661055⨯10⨯(7-0
MPa=118.06MP a
16)
蜗轮2处键连接的挤压应力为 σP2=
4T2d4hl
=
4⨯87661075⨯12⨯(8-0
=64.9M3Pa
20)
键、轴及联轴器的材料都为钢，查阅《机械设计》可知，[σ]P=125~150MPa，
σP
（1） 轴承的轴向力 查机械设计手册查轴承33214得C=208000N，
C0=298000N，e=0.41，Y=1.5。则轴承1、2的内部轴向力分别为
S1=
RA2YRB2Y
==
S2=
4024.38
=1341.4N6
2⨯1.5
2969.27
=989.7N6
2⨯1.5
外部轴向力A= 1857.14N
S2+A=989.76+1857.14=2846.90N>S1 则两轴承的轴向力分别为
Fa1=S2+A=2846.90N Fa2=S2=989.76N
（2）当量动载荷 因为
Fa1RA
=
2846.904024.38
=0.71>e=0.41，则轴承1的当量动载荷为
Pr1=0.4RA+YFa1=0.4⨯4024.38+1.5⨯2846.90=5880.10N 因为
Fa2RB
=
989.762969.27
=0.33
N7 Pr2=RB=2969.2
（3）校核轴承寿命 因Pr1>Pr2，故只需校核轴承1，P=Pr1。轴承在100C以下
工作，查机械设计手册得fT=1，对于减速器，载荷系数fP=1.0。则轴承1的寿命为
10
6
Lh=
60n1
(
fTCfpP
10
)3=
10
6
60⨯76.39
⨯(
1⨯2080001⨯5880.10
10
)3=31701098h
'
Lh>Lh，故轴承寿命足够
1.6 减速器箱体的结构
箱座壁厚度δ：
δ=0.04a+3=0.04⨯180+3=10.2mm≥10mm
取δ=12mm
箱盖壁厚度δ1： δ1=0.8⨯51=2 取δ1=12mm 机座凸缘厚度b： δ=1.5⨯ b=1.5
1=2
m1m8
1m0m.2
机盖凸缘厚度b1： b1=1.5δ1=18mm 地脚螺栓底脚厚度p： p=2.5δ=2.5⨯1=2地脚螺栓直径
dϕ=0.036a+12=0.036⨯180+12=18.48mm
m3m0
取dϕ=20mm
地脚螺栓通孔直径dφ=25mm 地脚螺栓沉头座直径D0=48mm 机盖肋厚m1：
m1≥0.85δ1=10.2mm
机座肋厚M：
5= M≥0.8δ
10m.2m
'
地脚螺栓数目 n=4 定位销直径的d：
d=(0.7~0.d8ϕ
)=(0.7~⨯0.8=) 取d=14mm
底脚凸缘尺寸（扳手空间）： L1=32mm L2=30mm 轴承旁连接螺栓直径d1：
d1=0.75
dφ=1m5m
取d1=16mm
轴承旁连接螺栓通孔直径d'1：
d'1=17.5
mm 轴承旁连接螺栓沉头座直径D0=32mm 部分面凸缘尺寸（扳手空间）： c1=24mm c2=20mm 上下箱连接螺栓直径d2：
d2=(0.5~0.d6φ
)=(0.5~⨯0.6=)
取d2=12mm
上下箱连接螺栓通孔直径d'
2：
d'
2=13.5
mm 上下箱连接螺栓沉头座直径D0： D0=26mm 箱缘尺寸（扳手空间）： c3=20mm c4=16mm 轴承端盖连接螺栓直径d3和数目n
20m1m4
20m1m0
~12
5)= d3=(0.4~0.dφ(0.4~⨯0.5=)20mm81=04 ~ n
取d3=10mm
检查孔盖连接螺栓直径d4：
d=(0.3~0.d4)=φ
取d4=6mm0.6~m0m.8
轴承外径D：
D=85mm
轴承端盖外径D2：
D2=D+(5~5.5)d3=85+(5~5.5)⨯10=135~140mm
取D2=140mm
轴承螺栓台高度：
D25=) h=(0.35~0.4(0.35~⨯0.4=5)140mm 49~63
取h=63mm
箱体外壁至轴承座端面距离K：
K=c3+c4+(8~10)=20+16+(8~10)=44~46mm
取K=46mm
蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离：
∆1≥1.2δ=1.2⨯12=14.4mm
取∆1=30mm
蜗轮端面与箱体内壁之间的距离：
∆2≥δ=12mm
外机壁至轴承座端面距离：
L3=c3+c4+(8~10=)
取L3=44mm44~mm46
内机壁至轴承座端面距离：
L=δ+c+c+（5~8）=12+20+（165+8）53~56mm=~
取L4=56mm
轴承端盖凸缘厚度：
e=(1~1.2)d3=10~12mm
取e=12mm
1.7 润滑油的选择与计算
低速轴选择ZN-3钠基润滑油。轴承副及高速轴轴承选择全损耗系统油L-AN100润滑油，深度为8.0cm，箱体尺寸为，箱体内所装润滑油油量为
V=8.5⨯41.4⨯12.25=3411cm 3
该减速器所传递的功率P0=9.034KW。对于单极减速器，每传递1KW的功率，需油
3量为V0=350~700cm，则该减速器所需油量为
V1=P0V0=9.034⨯(350~700)cm=3161.9~6323.8cm 23
润滑油满足要求
1.8 装配图和零件图
10.8.1 附件设计
1 检查孔及检查孔盖
mm⨯70mm，位置在传动件粘合区上方；检查孔盖尺寸为 检查孔尺寸为120
140mm⨯90mm。
2 油面指示装置
选用游标尺M16
3 通气器
选用提手式通气孔
4 放油孔及螺塞
设置一个放油孔。螺塞选用M16⨯1.5JB/T1700-2008，螺塞垫24⨯J1B6T/-171
5 起吊装置
上箱盖采用吊环，箱座上采用吊钩 6起箱螺钉
取螺钉M12⨯40
7 定位销
采用16⨯35