蜗轮蜗杆减速器设计说明书

武汉生物工程学院

毕业论文(设计)

目录

摘要................................................................................................................................. II 1 设计任务书................................................................................................................... 1 1.1设计题目 ............................................................................................................. 1

1.2 设计任务 ............................................................................................................ 1 2 传动方案的拟定及说明 ................................................................................................. 2 3 电动机的选择 ............................................................................................................... 3

3.1 选择电动机的类型 .............................................................................................. 3 3.2 选择电动机的容量 .............................................................................................. 3 3.3 确定电动机的转速 .............................................................................................. 3 4 计算传动装置以及动力参数 .......................................................................................... 5

4.1 传动比的计算与分配 ........................................................................................... 5 4.2 传动和动力参数计算 ........................................................................................... 5

4.2.1 电动机轴的输入功率、转速与转矩 ............................................................ 5 4.2.2 蜗杆轴的输入功率、转速与转矩 ................................................................ 5 4.2.3 蜗轮轴的输入功率、转速与转矩 ................................................................ 5 4.2.4 传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩 ......................................................... 6

5 蜗轮蜗杆设计计算 ........................................................................................................ 7

5.1 蜗轮蜗杆参数设计计算 ....................................................................................... 7 5.2 蜗轮蜗杆弯曲强度校核 ....................................................................................... 8 5.3 蜗轮蜗杆尺寸总结 .............................................................................................. 9 5.4 蜗杆传动的热平衡计算 ......................................................................................10 6 轴的设计计算 .............................................................................................................. 11

6.1 高速轴（蜗杆轴）的设计计算 ............................................................................ 11 6.2 低速轴的设计计算 .............................................................................................13 7 键联接的选择及校核计算.............................................................................................16 8 滚动轴承的选择及计算 ................................................................................................17 8.1 高速轴上轴承的选择及校核 ...............................................................................17 8.2 低速轴上轴承的选择及校核 ...............................................................................17 9联轴器的选择 ...............................................................................................................19

9.1 电动机与高速轴之间的联轴器 ............................................................................19

9.2 低速轴与卷筒之间的联轴器 ...............................................................................19 10 减速器箱体尺寸及结构的确定 ....................................................................................20

10.1 箱体尺寸的设计 ...............................................................................................20 10.2 箱体各部件结构的设计.....................................................................................21 11 减速器的润滑 ............................................................................................................22 12 参考文献 ...................................................................................... 错误！未定义书签。 致谢 ................................................................................................. 错误！未定义书签。

摘要

这篇毕业设计的论文主要阐述的是一套系统的蜗轮蜗杆减速器的设计方法。 蜗轮蜗杆减速器是蜗减速器的一种形式.这个方法是以加工过程和蜗轮减速器的使用条件的数学和物理公式为基础的。 在论文中，首先，对蜗轮蜗杆作了简单的介绍，接着，阐述了蜗轮蜗杆的设计原理和理 论计算。然后按照设计准则和设计理论设计了蜗轮蜗杆减速器。接着对减速器的部件组 成进行了尺寸计算和校核。该设计代表了蜗轮蜗杆设计的一般过程。对其他的蜗轮蜗杆的设计工作也有一定的价值。 目前，在蜗轮蜗杆减速器的设计、制造以及应用上，国内与国外先进水平相比仍有 较大差距。国内在设计制造蜗轮蜗杆减速器过程中存在着很大程度上的缺点，如：轮齿的根切；蜗杆毛坯的正确设计；蜗轮蜗杆的校核。 蜗轮蜗杆减速器;蜗杆;滚动轴承

关键词

Abstract

This graduation thesis on the design of the system is a ring on the surface of the worm reducer design method. Torus worm reducer worm reducer is a form of this method is worm reducer and processing conditions of the use of mathematical and physical basis of the formula. In the paper, first of all, the worm made a brief introduction, then the worm on the design principle and the theoretical calculation. Then in accordance with the design criteria and design theory designed toroidal worm reducer. Then the components of the reducer to the size of the calculation and verification. The design represents the torus worm general design process. On the other worm in the design work will have value. At present, the torus worm reducer for the design, manufacture and application of domestic and foreign advanced level there are still large gaps between the comparison. Central China in the design and manufacture of worm reducer there is a process to a large extent the shortcomings, as revealed by the paper, important issues such as: cutting the root of the tooth; Worm rough the correct design of the worm check. worm reducer；Worm hoist；Rolling

Key words

1 设计任务书

1.1设计题目

时机械自锁，并有力矩限制器和电磁制动器。设备调整、安装方便，结构紧凑，造价低。

(1)数据

(2)工作条件

载荷平稳，间歇工作。 (3)生产批量及加工条件 生产10台，无铸钢设备。

1.2 设计任务

绘制提升装置的方案原理图及结构图，装置包括原动机、传动装置、工作机（卷筒），考虑到安全性，应有保证安全的制动部分。 卷筒直径：D=300mm

使用期限：工作期限为十年，检修期间隔为三年。

2 传动方案的拟定及说明

下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗杆及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆轴采用角接触轴承,蜗轮轴采用圆锥滚子轴承，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。

图 2-2 蜗杆下置式

3 电动机的选择

3.1 选择电动机的类型

根据工作要求选用Y系列全封闭扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压为380V。三相

异步电动机具有结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。

3.2 选择电动机的容量

电动机所需工作功率为：

Pd 取电动机工作功率为：Pd工作机所需功率： 传动装置的总效率为

Pw



2.1kW

Fv1000

P

W



22

12

3

4

2=0.99，联轴器效率1=0.99，滚动轴承效率（一对）闭式蜗轮蜗杆传动效率3=0.75，传动滚筒效率4=0.96为代入得：

0.9920.9920.750.960.6916

工作机所需功率为：Pw

绳速：V



pw1000

F



p

d

1.4253kW

0.18m/s

1.42531000

8000

因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为2.2kW。

3.3 确定电动机的转速

滚筒轴工作转速nw

601000v

11.56r/min

'

D

一般一级蜗轮蜗杆减速器传动比

'

'

i1

为1080，故电动机的转速可选范围为：

nd= i1nw(10~80)11.56r/min115.6~924.8r/min

符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min，现将这量种方案进行比较。有相

关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表3-1。 表3-1 额定功率为2.2KW时电动机选择对总体方案的影响

表1中，方案1电动机的质量轻，价格贵，总传动比大，而方案2和方案1相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，可以看出选用方案2较好，即选定电动机型号为Y132S-8。

4 计算传动装置以及动力参数

4.1 传动比的计算与分配

总传动比：

ia =

nmnw

=错误！未找到引用源。61.42

减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i：

i=错误！未找到引用源。a=61.42

4.2 传动和动力参数计算

4.2.1 电动机轴的输入功率、转速与转矩

P0= Pd =2.1kW

错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。0=710r/min T0=9550错误！未找到引用源。=28.25N·m

错误！未找到引用源。4.2.2 蜗杆轴的输入功率、转速与转矩

P1= P0·1=2.079kw

错误！未找到引用源。1=错误！未找到引用源。0=710r/min T1=9550

p1n1

=27.96N·m

4.2.3 蜗轮轴的输入功率、转速与转矩

P2= P1·23= 1.5437kW

错误！未找到引用源。=11.56r/min T2= 9550

P2n2

=1275.29 N·m

4.2.4 传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩

P3 = P2·η2·η1=1.513kW

错误！未找到引用源。3=n2=11.56 r/min T3= 9550

P3n3

= 1249.93N·m

运动和动力参数计算结果整理于下表4-1： 表4-1各轴运动和动力参数

5 蜗轮蜗杆设计计算

5.1 蜗轮蜗杆参数设计计算

（1）选择材料并确定其许用应力

蜗杆用45钢，表面淬火，硬度为4050HRC;蜗轮用铸铝青铜ZCuAl10Fe3砂模铸造,双 侧工作

许用接触应力，查《机械设计》（第二版）表4-7得[

]=230MPa

H

许用弯曲应力，查《机械设计》（第二版）表4-6得 []=63MPa

F

（2）选择蜗杆头数Z,并估计传动效率 由 i=61.42查表，取Z1=1,则Z2=62;

由Z1=1查表，估计=0.74; （3）确定蜗杆转矩

T9.5510

6

P

n

943713.5Nmm

2

（4）确定使用系数kA，综合弹性系数zE

取k=1.1，取zE=160Mpa（钢配铝青铜）

A

（5）确定接触系数zP 假定d1

a

0.35

,可知zP=2.9

（6）计算中心距a

a

k

A

T(zEz

p

/[



H

])

2

179.28mm

（7）确定模数m,蜗轮齿数

z

2

,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角τ，中心距a等参数可得

d

1

0.68

a

0.875

63.73mm

m

2a

2

1

z

4.76mm

现取m5mm, q18, d190mm,d2mZ2562310mm则

a0.5m(qZ2)200179.28mm,

接触强度足够，满足要求。 导程角 rarctan

z

1

/qarctan1/183.18



5.2 蜗轮蜗杆弯曲强度校核

（1）蜗轮齿形系数 由当量齿数

/(cosr)62/(cos3.18)

3

3

ZV

Z

2

62

查图得，Y

Fa2

=2.3

(2)蜗轮齿根弯曲应力



弯曲强度足够。

F

=1.53KATFa2

dd

1

2

mcosr

35.77

Mpa

F

]=63Mpa

（3）蜗杆刚度计算 蜗杆圆周力Ft1=F

=2T1/d1=2×28.5×103/90=633.33N

a2

蜗杆轴向力F

a1

=Ft2=2T2/d2=8229N

蜗杆径向力F

r1

=F

r2

=F

a1

tanα=2995.12N

5

蜗杆材料弹性模量 E=2.06×10MPa

4

蜗杆危险截面惯性矩 I=

d1

64

=3.22×106mm

4

蜗杆支点跨距L=0.9d2=279mm 许用挠度 [Y]=d1/1000=0.09mm 由切向力Ft1和径向力F

产生的挠度分别为

r1

Y

=Ft1

t1

L=4.3210-4mm

3

48EI

Y

=FLr1

r1

3

48EI



2.0410

3

mm

合成总挠度为Y

2t1

Y

2r1

=2.09×错误！未找到引用源。10-3mm

5.3 蜗轮蜗杆尺寸总结

(1)蜗杆尺寸

分度圆直径 d1mq90mm

齿顶高 ham5mm 齿根高 hf1.2m6mm

齿顶圆直径 da1m(q2)100mm 齿根圆直径 d1m(q2.4)78mm

f(2)蜗轮尺寸

分度圆直径 dmz2310mm

齿顶高ham5mm 齿根高hf1.2m6mm

喉圆直径 da2m(z22)320mm

齿根圆直径 d

f2

m(z22.4)298mm

齿顶圆直径 d

a

da21.5m327.5mm

中心距a=0.5m(q+Z2)=200mm

齿面距 P=15.7mm

径向间隙 c=1

5.4 蜗杆传动的热平衡计算

P12.1kW

,

0.75

,

Kt15W/(mC)

2

表面积:

所以需加冷却水管 。

t1000

p1(1)

A394100mm



2



KtA

88.8C(6070)C

6 轴的设计计算

6.1 高速轴（蜗杆轴）的设计计算

高速轴用45#钢，调质处理。[τ]=3040MPa p=2.1kW C=106117 取τ=35,

Pn

C=112, dC3=16mm

下图中L=317 mm, K=145mm,d=90mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。 蜗杆作用在轴上的力为：

圆周力： Ft=633.33N 径向力： Fr=2995.12N 轴向力： Fa=8229N （1）垂直面的支承反力（图a）

Fr

L2FaL

d1

2838.75N

F1V

F2VFrF1V2995.12838.753833.87N （2）水平面的支承反力（图b）

F1HF2H

Ft2

316.67N

（3）绘垂直面的弯矩图（图a）

MM

F2VF1V

L2L2

607.67Nm

aV

132.94Nm

'aV

（4）绘水平面的弯矩图（图b） M

aH

F1H

a

L2

50.192Nm

（5）求合成弯矩M（图c）

M



MM

2aV'2av

M

a'a

MM

2aH2aH

609.74Nm

142.10Nm

图 6-1蜗杆轴的受力分析

（6）求轴传递的转矩（图d） TFt

d12

28.50Nm

（7）求危险截面的当量弯矩

从图可知a截面最危险，其当量弯矩为： Me

MaT 取1,

2

2

M

e

M

2

a

T

2

609.74

2

128.5610.4Nm

2

（8）计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45#钢，调质处理，查表得B600MPa，许用弯曲应力1b55MPa，则

d

M

3

e

0.11b

48.5mm

经校核得知该轴的设计是合理的。

6.2 低速轴的设计计算

下图中L=195mm,K=175mm,d=80mm,d2310mm ,图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。 蜗轮作用在轴上的力为： 圆周力： Ft=8229N 径向力： Fr=2995.12N 轴向力： Fa=633.33N

作用在轴右端卷筒上外力F=8000N （1）垂直面的支承反力（图a） F1V

Fr

LFaL

d2994.14N

F2VFrF1V2995.12994.142000.98N （2）水平面的支承反力（图b） F1HF2H

Ft2

4114.5N

（3）F力在支点产生的反力(c) F1F

FKL

7179.49N

F2FF1FF15179.49N

(4)绘垂直面的弯矩图（图a）

MM

F2VF1V

L2L2

2000.9896.93Nm

0.1952

195.1Nm

aV

'aV

图6-2 蜗轮轴的受力分析

（5）绘水平面的弯矩图（图b）

M

aH

F1H

L2

4114.5

0.1952

401.16Nm

（6）F力产生的弯矩图(图c)

M2FFK1400Nm a-a截面F力产生的弯矩为: M

aF

F1F

L2

700Nm

（7）求合成弯矩Ma（图d）

M



MM

2

aV'2av

M

a'a

MM

2aH2aH

MM

aF

446.097001146.09Nm

412.77001112.7Nm

aF

（8）求轴传递的转矩（图e） TFt

d22

8229

0.312

1275.495Nm

（9）求危险截面的当量弯矩

从图可知a截面最危险，其当量弯矩为： Me M

e

MaT 取1,

2

2

M

2a

T

2

.09

2

11275.4952

1714.77Nm

（10）计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45#钢，正火处理，查表得B600MPa，许用弯曲应力

1b55MPa

，则

M

d

e

0.11b

67.81mm

考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大5%，故 d=1.05x67.81mm=71.2

键均采用45钢，查得键的许用挤压应力为

P

125

~150MPa

7.1 蜗杆固定联轴器键

选择键的宽度b=12mm，高度h=8mm，长度L=90mm。

已知轴的直径d=42mm，传递的转矩T=28N·m。[σ]=140Mpa 校核： P

4Tdhl



42810

3

421290

2.5MPa140， 安全。

7.2 蜗轮固定联轴器键

选择键的宽度b=18mm，高度h=11mm，长度L=85mm。

已知轴的直径d=60mm，传递的转矩T=1237N·m。[σ]=140Mpa 校核： 

4Tdhl



4123710601185

3

p

88.2MPa140Mpa， 安全。

固定蜗轮键 选择键的宽度b=22mm，高度h=14mm，长度L=80mm。 已知轴的直径d=80mm，传递的转矩T=1263N·m。[σ]=140Mpa 校核： 

4Tdhl



4126310801480

3

P

56.4MPa140， 安全。

8.1 高速轴上轴承的选择及校核

因轴的直径为60mm，故选用角接触球轴承7212AC，其中 C=58.2KN,

r

（1）由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为：

F1V838N,F2V3833.87N,F1HF2H316.67N，则轴承载荷为：

Fr1Fr2

F1VF1HF

2

2V

22

838

2

316.67

2

2

896N

2

F

21H

3833.87316.673846.9N

Fa=8229N

预期寿命Lh4103h，载荷平稳。 因为

FF

ar2



82293846.9

0.68

故当量动载荷为：

P2X2Fr2Y2Fa0.413846.90.8782298736.5N

计算所需的径向基本额定动载荷Cr1

fP60nP26Lh

ft10

1/3



8736.51

607103

410610

1/3

48.35kN

则Cr1=48350N

查表得 7212AC轴承的径向基本额定动载荷Cr58.2kN，因用。

Cr1Cr

，故所选轴承适

8.2 低速轴上轴承的选择及校核

因轴的直径为75mm，故选用圆锥滚子轴承32215，其中

C

r

170KN

, C0r

242KN

（1）由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为：

F1V994N,F2V2000.98N,F1HF2H4114.5N，则轴承载荷为：

Fr1Fr2

F1VF1HF2VF1H

2

2

22

337

2

5336.5

2

2

4243N

2

35485336.54574N

预期寿命Lh4103h，载荷平稳。 （2）计算轴承1、2的轴向力Fa1,Fa2

FF

s1



r1

2Y

r2

3061N

（方向见图示）

3300N

s2

2Y

因为Fs1FAFs2

图8-1 轴力方向示意

所以轴承2为压紧端，Fa13724N,轴承2为放松端，Fa23300N （3）计算轴承1、2的当量动载荷

Fa1Fr1Fa2Fr2

[**************]1

e

e

查表得X10.4,Y10.69;X21,Y20 故当量动载荷为：

P1X1Fr1Y1Fa14266NP2X2Fr2Y2Fa24574N

（4）计算所需的径向基本额定动载荷Cr

因轴结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P1P2， 故应以轴承2的径向当量动载荷P1为计算依据。因载荷平稳，工作温度正常，查表得ft1。所以

3

3

10fPP260n4.5746011.56103

L4106.2kN h66

ft1010

Cr1

查表得圆锥滚子轴承32215的径向基本额定动载荷Cr160kN，因Cr1Cr，故所选轴承适用。

9联轴器的选择

9.1 电动机与高速轴之间的联轴器

已知高速轴的输出功率为P=2.1W，转速n=710r/min, 因工作平稳，选用凸缘联轴器。

高速轴转矩为T=28.25N·m，查表得KA1.1，故计算转矩为： TCKAT1.128.2531.075Nm

根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取弹性柱销联轴器LX3，材料为钢时，许用转速为4750r/min，允许的

轴孔直径为42 mm，合适。

9.2 低速轴与卷筒之间的联轴器

已知低速轴的输出功率为P=1.53kW，转速n=11.56r/min,

因工作平稳，选用凸缘联轴器。低速轴转矩为T=1250N·m，查表得KA1.1，故计算转矩为：

TCKAT1.112501375Nm

根据计算转矩及卷筒轴直径和减速器输出轴的直径查设计手册，选取凸缘联轴器GY8，其公称转矩为3150N·m，材料为钢时，许用转速为4800r/min，允许的轴孔直径为60—70 mm合适。

10 减速器箱体尺寸及结构的确定

10.1 箱体尺寸的设计

减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。

注:表中a为中心距。

10.2 箱体各部件结构的设计

箱体

减速器箱体是支承轴系部件，保证传动零件正确啮合，良好润滑和密封的基础零件，应具有足够的强度和刚度。因无铸造设备，箱体采用锻造。为保证减速器支承刚度，箱体轴承座应有足够厚度，并设置加强肋。轴承旁联接螺栓凸台有利于提高轴承座孔的联接刚度，凸台高度由联接螺栓的扳手空间决定。箱座与箱盖联接凸缘要有一定厚度，以保证箱座与箱盖联接刚度，箱体剖分面要加工平整。箱体内的浸油高度为一个齿高,为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30——50mm,在本次设计中设计其距离为50mm。

轴承盖

轴承盖用来密封、轴向固定轴承、支撑轴向载荷和调整轴承间隙。由设计要求选用凸缘式轴承盖，铸钢铸造。

轴承密封

对有轴穿出的轴承盖轴承盖孔与周之间应有密封件，以防止润滑剂外漏及外界灰尘、水分渗入，保证轴承的正常工作。所选轴承在已知工作条件下均采用油润滑，因转速不高，故选用毡圈油封。

观察孔

减速器安装完毕以后，为检查箱体内传动零件的啮合与润滑情况和向箱体内加润滑油，须在传动件上方设置观察孔。在允许条件下，观察孔应设计的大些。 通气器

通气器安装在观察孔盖上。采用带有过滤网的通气器，以避免箱体外灰尘、杂物吸入箱内影响润滑。在本次设计中选用的是M181.5的通气器。 油标（油面指示器）

选用B型杆式油标，螺纹公称直径是M20。 起吊装置

为方便拆卸，箱体一定要有起吊装置。本设计选用在箱盖上加装起盖螺钉，规格为M12。 螺塞和封油圈的设计

箱座壁厚为10mm,故选择外六角螺塞M27×1.5；油圈选用纸封油圈。

11 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。

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。

12 参考文献

[1] 杨可桢等.机械设计基础.第五版.北京：高等教育出版社，2006

[2] 王之栎等．机械设计综合课程设计．北京：机械工业出版社，2007 [3] 杨裕根等．现代工程工程制图 ．北京：北京邮电大学出版社，2008 [4] 李忠生．机械零件设计手册．北京：高等教育出版社，1988 [5] 吴宗泽.机械设计实用手册.北京：化学化工出版社，2005

[6] 龚桂义.机械设计课程设指导书.北京：高等教育出版社，2006

[7] 唐增宝等.机械设计课程设计.第三版.武汉：华中科技大学出版社，2006 [8] 钟毅芳等.机械设计.第二版.武汉：华中科技大学出版社，2001 [9] 秦荣荣等.机械原理.北京：高等教育出版社,2006

[10] 李军.互换性与测量技术基础.武汉：华中科技大学出版社，2007 [11] 彭文生等.机械设计基础.湖南：湖南科学技术出版社，1992 [12] 廖林清.机械设计方法学.重庆：重庆大学出版社，1996 [13] 董仲元等.设计方法学.北京：高等教育出版社，1990

[14] 章日晋等.机械零件的结构设计.北京：机械工业出版社，1987 [15] 胡建钢.机械系统设计.北京：水利电力出版社，1991

致谢

历时将近三个月的时间终于将这篇论文写完，在论文的写作过程中遇到了无数的困难和障碍，都在同学和老师的帮助下度过了。尤其要强烈感谢我的论文指导老师—蔡金萍老师，她对我进行了无私的指导和帮助，不厌其烦的帮助进行论文的修改和改进。另外，在校图书馆查找资料的时候，图书馆的老师也给我提供了很多方面的支持与帮助。 在此向帮助和指导过我的各位老师表示最衷心的感谢！感谢这篇论文所涉及到的各位学者。本文引用了数位学者的研究文献，如果没有各位学者的研究成果的帮助和启发，我将很难完成本篇论文的写作。 感谢我的同学和朋友，在我写论文的过程中给予我了很多素材，还在论文的撰写和排版灯过程中提供热情的帮助。 由于我的学术水平有限，所写论文难免有不足之处，恳请各位老师和学友批评和指正！

武汉生物工程学院

毕业论文(设计)

目录

摘要................................................................................................................................. II 1 设计任务书................................................................................................................... 1 1.1设计题目 ............................................................................................................. 1

1.2 设计任务 ............................................................................................................ 1 2 传动方案的拟定及说明 ................................................................................................. 2 3 电动机的选择 ............................................................................................................... 3

3.1 选择电动机的类型 .............................................................................................. 3 3.2 选择电动机的容量 .............................................................................................. 3 3.3 确定电动机的转速 .............................................................................................. 3 4 计算传动装置以及动力参数 .......................................................................................... 5

4.1 传动比的计算与分配 ........................................................................................... 5 4.2 传动和动力参数计算 ........................................................................................... 5

4.2.1 电动机轴的输入功率、转速与转矩 ............................................................ 5 4.2.2 蜗杆轴的输入功率、转速与转矩 ................................................................ 5 4.2.3 蜗轮轴的输入功率、转速与转矩 ................................................................ 5 4.2.4 传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩 ......................................................... 6

5 蜗轮蜗杆设计计算 ........................................................................................................ 7

5.1 蜗轮蜗杆参数设计计算 ....................................................................................... 7 5.2 蜗轮蜗杆弯曲强度校核 ....................................................................................... 8 5.3 蜗轮蜗杆尺寸总结 .............................................................................................. 9 5.4 蜗杆传动的热平衡计算 ......................................................................................10 6 轴的设计计算 .............................................................................................................. 11

6.1 高速轴（蜗杆轴）的设计计算 ............................................................................ 11 6.2 低速轴的设计计算 .............................................................................................13 7 键联接的选择及校核计算.............................................................................................16 8 滚动轴承的选择及计算 ................................................................................................17 8.1 高速轴上轴承的选择及校核 ...............................................................................17 8.2 低速轴上轴承的选择及校核 ...............................................................................17 9联轴器的选择 ...............................................................................................................19

9.1 电动机与高速轴之间的联轴器 ............................................................................19

9.2 低速轴与卷筒之间的联轴器 ...............................................................................19 10 减速器箱体尺寸及结构的确定 ....................................................................................20

10.1 箱体尺寸的设计 ...............................................................................................20 10.2 箱体各部件结构的设计.....................................................................................21 11 减速器的润滑 ............................................................................................................22 12 参考文献 ...................................................................................... 错误！未定义书签。 致谢 ................................................................................................. 错误！未定义书签。

摘要

这篇毕业设计的论文主要阐述的是一套系统的蜗轮蜗杆减速器的设计方法。 蜗轮蜗杆减速器是蜗减速器的一种形式.这个方法是以加工过程和蜗轮减速器的使用条件的数学和物理公式为基础的。 在论文中，首先，对蜗轮蜗杆作了简单的介绍，接着，阐述了蜗轮蜗杆的设计原理和理 论计算。然后按照设计准则和设计理论设计了蜗轮蜗杆减速器。接着对减速器的部件组 成进行了尺寸计算和校核。该设计代表了蜗轮蜗杆设计的一般过程。对其他的蜗轮蜗杆的设计工作也有一定的价值。 目前，在蜗轮蜗杆减速器的设计、制造以及应用上，国内与国外先进水平相比仍有 较大差距。国内在设计制造蜗轮蜗杆减速器过程中存在着很大程度上的缺点，如：轮齿的根切；蜗杆毛坯的正确设计；蜗轮蜗杆的校核。 蜗轮蜗杆减速器;蜗杆;滚动轴承

关键词

Abstract

This graduation thesis on the design of the system is a ring on the surface of the worm reducer design method. Torus worm reducer worm reducer is a form of this method is worm reducer and processing conditions of the use of mathematical and physical basis of the formula. In the paper, first of all, the worm made a brief introduction, then the worm on the design principle and the theoretical calculation. Then in accordance with the design criteria and design theory designed toroidal worm reducer. Then the components of the reducer to the size of the calculation and verification. The design represents the torus worm general design process. On the other worm in the design work will have value. At present, the torus worm reducer for the design, manufacture and application of domestic and foreign advanced level there are still large gaps between the comparison. Central China in the design and manufacture of worm reducer there is a process to a large extent the shortcomings, as revealed by the paper, important issues such as: cutting the root of the tooth; Worm rough the correct design of the worm check. worm reducer；Worm hoist；Rolling

Key words

1 设计任务书

1.1设计题目

时机械自锁，并有力矩限制器和电磁制动器。设备调整、安装方便，结构紧凑，造价低。

(1)数据

(2)工作条件

载荷平稳，间歇工作。 (3)生产批量及加工条件 生产10台，无铸钢设备。

1.2 设计任务

绘制提升装置的方案原理图及结构图，装置包括原动机、传动装置、工作机（卷筒），考虑到安全性，应有保证安全的制动部分。 卷筒直径：D=300mm

使用期限：工作期限为十年，检修期间隔为三年。

2 传动方案的拟定及说明

下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗杆及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆轴采用角接触轴承,蜗轮轴采用圆锥滚子轴承，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。

图 2-2 蜗杆下置式

3 电动机的选择

3.1 选择电动机的类型

根据工作要求选用Y系列全封闭扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压为380V。三相

异步电动机具有结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。

3.2 选择电动机的容量

电动机所需工作功率为：

Pd 取电动机工作功率为：Pd工作机所需功率： 传动装置的总效率为

Pw



2.1kW

Fv1000

P

W



22

12

3

4

2=0.99，联轴器效率1=0.99，滚动轴承效率（一对）闭式蜗轮蜗杆传动效率3=0.75，传动滚筒效率4=0.96为代入得：

0.9920.9920.750.960.6916

工作机所需功率为：Pw

绳速：V



pw1000

F



p

d

1.4253kW

0.18m/s

1.42531000

8000

因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为2.2kW。

3.3 确定电动机的转速

滚筒轴工作转速nw

601000v

11.56r/min

'

D

一般一级蜗轮蜗杆减速器传动比

'

'

i1

为1080，故电动机的转速可选范围为：

nd= i1nw(10~80)11.56r/min115.6~924.8r/min

符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min，现将这量种方案进行比较。有相

关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表3-1。 表3-1 额定功率为2.2KW时电动机选择对总体方案的影响

表1中，方案1电动机的质量轻，价格贵，总传动比大，而方案2和方案1相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，可以看出选用方案2较好，即选定电动机型号为Y132S-8。

4 计算传动装置以及动力参数

4.1 传动比的计算与分配

总传动比：

ia =

nmnw

=错误！未找到引用源。61.42

减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i：

i=错误！未找到引用源。a=61.42

4.2 传动和动力参数计算

4.2.1 电动机轴的输入功率、转速与转矩

P0= Pd =2.1kW

错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。0=710r/min T0=9550错误！未找到引用源。=28.25N·m

错误！未找到引用源。4.2.2 蜗杆轴的输入功率、转速与转矩

P1= P0·1=2.079kw

错误！未找到引用源。1=错误！未找到引用源。0=710r/min T1=9550

p1n1

=27.96N·m

4.2.3 蜗轮轴的输入功率、转速与转矩

P2= P1·23= 1.5437kW

错误！未找到引用源。=11.56r/min T2= 9550

P2n2

=1275.29 N·m

4.2.4 传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩

P3 = P2·η2·η1=1.513kW

错误！未找到引用源。3=n2=11.56 r/min T3= 9550

P3n3

= 1249.93N·m

运动和动力参数计算结果整理于下表4-1： 表4-1各轴运动和动力参数

5 蜗轮蜗杆设计计算

5.1 蜗轮蜗杆参数设计计算

（1）选择材料并确定其许用应力

蜗杆用45钢，表面淬火，硬度为4050HRC;蜗轮用铸铝青铜ZCuAl10Fe3砂模铸造,双 侧工作

许用接触应力，查《机械设计》（第二版）表4-7得[

]=230MPa

H

许用弯曲应力，查《机械设计》（第二版）表4-6得 []=63MPa

F

（2）选择蜗杆头数Z,并估计传动效率 由 i=61.42查表，取Z1=1,则Z2=62;

由Z1=1查表，估计=0.74; （3）确定蜗杆转矩

T9.5510

6

P

n

943713.5Nmm

2

（4）确定使用系数kA，综合弹性系数zE

取k=1.1，取zE=160Mpa（钢配铝青铜）

A

（5）确定接触系数zP 假定d1

a

0.35

,可知zP=2.9

（6）计算中心距a

a

k

A

T(zEz

p

/[



H

])

2

179.28mm

（7）确定模数m,蜗轮齿数

z

2

,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角τ，中心距a等参数可得

d

1

0.68

a

0.875

63.73mm

m

2a

2

1

z

4.76mm

现取m5mm, q18, d190mm,d2mZ2562310mm则

a0.5m(qZ2)200179.28mm,

接触强度足够，满足要求。 导程角 rarctan

z

1

/qarctan1/183.18



5.2 蜗轮蜗杆弯曲强度校核

（1）蜗轮齿形系数 由当量齿数

/(cosr)62/(cos3.18)

3

3

ZV

Z

2

62

查图得，Y

Fa2

=2.3

(2)蜗轮齿根弯曲应力



弯曲强度足够。

F

=1.53KATFa2

dd

1

2

mcosr

35.77

Mpa

F

]=63Mpa

（3）蜗杆刚度计算 蜗杆圆周力Ft1=F

=2T1/d1=2×28.5×103/90=633.33N

a2

蜗杆轴向力F

a1

=Ft2=2T2/d2=8229N

蜗杆径向力F

r1

=F

r2

=F

a1

tanα=2995.12N

5

蜗杆材料弹性模量 E=2.06×10MPa

4

蜗杆危险截面惯性矩 I=

d1

64

=3.22×106mm

4

蜗杆支点跨距L=0.9d2=279mm 许用挠度 [Y]=d1/1000=0.09mm 由切向力Ft1和径向力F

产生的挠度分别为

r1

Y

=Ft1

t1

L=4.3210-4mm

3

48EI

Y

=FLr1

r1

3

48EI



2.0410

3

mm

合成总挠度为Y

2t1

Y

2r1

=2.09×错误！未找到引用源。10-3mm

5.3 蜗轮蜗杆尺寸总结

(1)蜗杆尺寸

分度圆直径 d1mq90mm

齿顶高 ham5mm 齿根高 hf1.2m6mm

齿顶圆直径 da1m(q2)100mm 齿根圆直径 d1m(q2.4)78mm

f(2)蜗轮尺寸

分度圆直径 dmz2310mm

齿顶高ham5mm 齿根高hf1.2m6mm

喉圆直径 da2m(z22)320mm

齿根圆直径 d

f2

m(z22.4)298mm

齿顶圆直径 d

a

da21.5m327.5mm

中心距a=0.5m(q+Z2)=200mm

齿面距 P=15.7mm

径向间隙 c=1

5.4 蜗杆传动的热平衡计算

P12.1kW

,

0.75

,

Kt15W/(mC)

2

表面积:

所以需加冷却水管 。

t1000

p1(1)

A394100mm



2



KtA

88.8C(6070)C

6 轴的设计计算

6.1 高速轴（蜗杆轴）的设计计算

高速轴用45#钢，调质处理。[τ]=3040MPa p=2.1kW C=106117 取τ=35,

Pn

C=112, dC3=16mm

下图中L=317 mm, K=145mm,d=90mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。 蜗杆作用在轴上的力为：

圆周力： Ft=633.33N 径向力： Fr=2995.12N 轴向力： Fa=8229N （1）垂直面的支承反力（图a）

Fr

L2FaL

d1

2838.75N

F1V

F2VFrF1V2995.12838.753833.87N （2）水平面的支承反力（图b）

F1HF2H

Ft2

316.67N

（3）绘垂直面的弯矩图（图a）

MM

F2VF1V

L2L2

607.67Nm

aV

132.94Nm

'aV

（4）绘水平面的弯矩图（图b） M

aH

F1H

a

L2

50.192Nm

（5）求合成弯矩M（图c）

M



MM

2aV'2av

M

a'a

MM

2aH2aH

609.74Nm

142.10Nm

图 6-1蜗杆轴的受力分析

（6）求轴传递的转矩（图d） TFt

d12

28.50Nm

（7）求危险截面的当量弯矩

从图可知a截面最危险，其当量弯矩为： Me

MaT 取1,

2

2

M

e

M

2

a

T

2

609.74

2

128.5610.4Nm

2

（8）计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45#钢，调质处理，查表得B600MPa，许用弯曲应力1b55MPa，则

d

M

3

e

0.11b

48.5mm

经校核得知该轴的设计是合理的。

6.2 低速轴的设计计算

下图中L=195mm,K=175mm,d=80mm,d2310mm ,图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。 蜗轮作用在轴上的力为： 圆周力： Ft=8229N 径向力： Fr=2995.12N 轴向力： Fa=633.33N

作用在轴右端卷筒上外力F=8000N （1）垂直面的支承反力（图a） F1V

Fr

LFaL

d2994.14N

F2VFrF1V2995.12994.142000.98N （2）水平面的支承反力（图b） F1HF2H

Ft2

4114.5N

（3）F力在支点产生的反力(c) F1F

FKL

7179.49N

F2FF1FF15179.49N

(4)绘垂直面的弯矩图（图a）

MM

F2VF1V

L2L2

2000.9896.93Nm

0.1952

195.1Nm

aV

'aV

图6-2 蜗轮轴的受力分析

（5）绘水平面的弯矩图（图b）

M

aH

F1H

L2

4114.5

0.1952

401.16Nm

（6）F力产生的弯矩图(图c)

M2FFK1400Nm a-a截面F力产生的弯矩为: M

aF

F1F

L2

700Nm

（7）求合成弯矩Ma（图d）

M



MM

2

aV'2av

M

a'a

MM

2aH2aH

MM

aF

446.097001146.09Nm

412.77001112.7Nm

aF

（8）求轴传递的转矩（图e） TFt

d22

8229

0.312

1275.495Nm

（9）求危险截面的当量弯矩

从图可知a截面最危险，其当量弯矩为： Me M

e

MaT 取1,

2

2

M

2a

T

2

.09

2

11275.4952

1714.77Nm

（10）计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45#钢，正火处理，查表得B600MPa，许用弯曲应力

1b55MPa

，则

M

d

e

0.11b

67.81mm

考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大5%，故 d=1.05x67.81mm=71.2

键均采用45钢，查得键的许用挤压应力为

P

125

~150MPa

7.1 蜗杆固定联轴器键

选择键的宽度b=12mm，高度h=8mm，长度L=90mm。

已知轴的直径d=42mm，传递的转矩T=28N·m。[σ]=140Mpa 校核： P

4Tdhl



42810

3

421290

2.5MPa140， 安全。

7.2 蜗轮固定联轴器键

选择键的宽度b=18mm，高度h=11mm，长度L=85mm。

已知轴的直径d=60mm，传递的转矩T=1237N·m。[σ]=140Mpa 校核： 

4Tdhl



4123710601185

3

p

88.2MPa140Mpa， 安全。

固定蜗轮键 选择键的宽度b=22mm，高度h=14mm，长度L=80mm。 已知轴的直径d=80mm，传递的转矩T=1263N·m。[σ]=140Mpa 校核： 

4Tdhl



4126310801480

3

P

56.4MPa140， 安全。

8.1 高速轴上轴承的选择及校核

因轴的直径为60mm，故选用角接触球轴承7212AC，其中 C=58.2KN,

r

（1）由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为：

F1V838N,F2V3833.87N,F1HF2H316.67N，则轴承载荷为：

Fr1Fr2

F1VF1HF

2

2V

22

838

2

316.67

2

2

896N

2

F

21H

3833.87316.673846.9N

Fa=8229N

预期寿命Lh4103h，载荷平稳。 因为

FF

ar2



82293846.9

0.68

故当量动载荷为：

P2X2Fr2Y2Fa0.413846.90.8782298736.5N

计算所需的径向基本额定动载荷Cr1

fP60nP26Lh

ft10

1/3



8736.51

607103

410610

1/3

48.35kN

则Cr1=48350N

查表得 7212AC轴承的径向基本额定动载荷Cr58.2kN，因用。

Cr1Cr

，故所选轴承适

8.2 低速轴上轴承的选择及校核

因轴的直径为75mm，故选用圆锥滚子轴承32215，其中

C

r

170KN

, C0r

242KN

（1）由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为：

F1V994N,F2V2000.98N,F1HF2H4114.5N，则轴承载荷为：

Fr1Fr2

F1VF1HF2VF1H

2

2

22

337

2

5336.5

2

2

4243N

2

35485336.54574N

预期寿命Lh4103h，载荷平稳。 （2）计算轴承1、2的轴向力Fa1,Fa2

FF

s1



r1

2Y

r2

3061N

（方向见图示）

3300N

s2

2Y

因为Fs1FAFs2

图8-1 轴力方向示意

所以轴承2为压紧端，Fa13724N,轴承2为放松端，Fa23300N （3）计算轴承1、2的当量动载荷

Fa1Fr1Fa2Fr2

[**************]1

e

e

查表得X10.4,Y10.69;X21,Y20 故当量动载荷为：

P1X1Fr1Y1Fa14266NP2X2Fr2Y2Fa24574N

（4）计算所需的径向基本额定动载荷Cr

因轴结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P1P2， 故应以轴承2的径向当量动载荷P1为计算依据。因载荷平稳，工作温度正常，查表得ft1。所以

3

3

10fPP260n4.5746011.56103

L4106.2kN h66

ft1010

Cr1

查表得圆锥滚子轴承32215的径向基本额定动载荷Cr160kN，因Cr1Cr，故所选轴承适用。

9联轴器的选择

9.1 电动机与高速轴之间的联轴器

已知高速轴的输出功率为P=2.1W，转速n=710r/min, 因工作平稳，选用凸缘联轴器。

高速轴转矩为T=28.25N·m，查表得KA1.1，故计算转矩为： TCKAT1.128.2531.075Nm

根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取弹性柱销联轴器LX3，材料为钢时，许用转速为4750r/min，允许的

轴孔直径为42 mm，合适。

9.2 低速轴与卷筒之间的联轴器

已知低速轴的输出功率为P=1.53kW，转速n=11.56r/min,

因工作平稳，选用凸缘联轴器。低速轴转矩为T=1250N·m，查表得KA1.1，故计算转矩为：

TCKAT1.112501375Nm

根据计算转矩及卷筒轴直径和减速器输出轴的直径查设计手册，选取凸缘联轴器GY8，其公称转矩为3150N·m，材料为钢时，许用转速为4800r/min，允许的轴孔直径为60—70 mm合适。

10 减速器箱体尺寸及结构的确定

10.1 箱体尺寸的设计

减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。

注:表中a为中心距。

10.2 箱体各部件结构的设计

箱体

减速器箱体是支承轴系部件，保证传动零件正确啮合，良好润滑和密封的基础零件，应具有足够的强度和刚度。因无铸造设备，箱体采用锻造。为保证减速器支承刚度，箱体轴承座应有足够厚度，并设置加强肋。轴承旁联接螺栓凸台有利于提高轴承座孔的联接刚度，凸台高度由联接螺栓的扳手空间决定。箱座与箱盖联接凸缘要有一定厚度，以保证箱座与箱盖联接刚度，箱体剖分面要加工平整。箱体内的浸油高度为一个齿高,为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30——50mm,在本次设计中设计其距离为50mm。

轴承盖

轴承盖用来密封、轴向固定轴承、支撑轴向载荷和调整轴承间隙。由设计要求选用凸缘式轴承盖，铸钢铸造。

轴承密封

对有轴穿出的轴承盖轴承盖孔与周之间应有密封件，以防止润滑剂外漏及外界灰尘、水分渗入，保证轴承的正常工作。所选轴承在已知工作条件下均采用油润滑，因转速不高，故选用毡圈油封。

观察孔

减速器安装完毕以后，为检查箱体内传动零件的啮合与润滑情况和向箱体内加润滑油，须在传动件上方设置观察孔。在允许条件下，观察孔应设计的大些。 通气器

通气器安装在观察孔盖上。采用带有过滤网的通气器，以避免箱体外灰尘、杂物吸入箱内影响润滑。在本次设计中选用的是M181.5的通气器。 油标（油面指示器）

选用B型杆式油标，螺纹公称直径是M20。 起吊装置

为方便拆卸，箱体一定要有起吊装置。本设计选用在箱盖上加装起盖螺钉，规格为M12。 螺塞和封油圈的设计

箱座壁厚为10mm,故选择外六角螺塞M27×1.5；油圈选用纸封油圈。

11 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。

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。

12 参考文献

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[2] 王之栎等．机械设计综合课程设计．北京：机械工业出版社，2007 [3] 杨裕根等．现代工程工程制图 ．北京：北京邮电大学出版社，2008 [4] 李忠生．机械零件设计手册．北京：高等教育出版社，1988 [5] 吴宗泽.机械设计实用手册.北京：化学化工出版社，2005

[6] 龚桂义.机械设计课程设指导书.北京：高等教育出版社，2006

[7] 唐增宝等.机械设计课程设计.第三版.武汉：华中科技大学出版社，2006 [8] 钟毅芳等.机械设计.第二版.武汉：华中科技大学出版社，2001 [9] 秦荣荣等.机械原理.北京：高等教育出版社,2006

[10] 李军.互换性与测量技术基础.武汉：华中科技大学出版社，2007 [11] 彭文生等.机械设计基础.湖南：湖南科学技术出版社，1992 [12] 廖林清.机械设计方法学.重庆：重庆大学出版社，1996 [13] 董仲元等.设计方法学.北京：高等教育出版社，1990

[14] 章日晋等.机械零件的结构设计.北京：机械工业出版社，1987 [15] 胡建钢.机械系统设计.北京：水利电力出版社，1991

致谢

历时将近三个月的时间终于将这篇论文写完，在论文的写作过程中遇到了无数的困难和障碍，都在同学和老师的帮助下度过了。尤其要强烈感谢我的论文指导老师—蔡金萍老师，她对我进行了无私的指导和帮助，不厌其烦的帮助进行论文的修改和改进。另外，在校图书馆查找资料的时候，图书馆的老师也给我提供了很多方面的支持与帮助。 在此向帮助和指导过我的各位老师表示最衷心的感谢！感谢这篇论文所涉及到的各位学者。本文引用了数位学者的研究文献，如果没有各位学者的研究成果的帮助和启发，我将很难完成本篇论文的写作。 感谢我的同学和朋友，在我写论文的过程中给予我了很多素材，还在论文的撰写和排版灯过程中提供热情的帮助。 由于我的学术水平有限，所写论文难免有不足之处，恳请各位老师和学友批评和指正！