蜗轮蜗杆减速器设计书一、二、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)图2.1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。
图2.2三、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《机械设计基础课程设计》 陈立德主编 高等教育出版社 第6-7页表.-3得各级效率如下）其中： 蜗杆传动效率η1=0.70 滚动轴承效率（一对）η2=0.98 联轴器效率η3=0.99 传动滚筒效率η4=0.96 所以：ηw=η1•η23•η32•η4 =0.7×0.983×0.992×0.96 =0.626 r/min电动机所需功率： P r = P w /η =3.0/0.633=4.7KW传动滚筒工作转速： n ＝60×1000×v / ×400＝62.1r/min按推荐的合理传动比范围，取蜗杆传动比i 1 =8-40 根据（《机械设计基础》 陈立德主编 高等教育出版社 第263页表13.5，故电动机可选范围为Nd=i ’•ηw=(8-40)×62.1 r/minNd=497-2484 r/min符合这一范围的同步转速的有；720 r/min ， 970 r/min ， 1440 r/min ， 2900 r/min，根据（《机械设计基础课程设计指导书》陈立德主编 高等教育出版社 第119-120页 附表8.1如图表3-1表3-1方案1-2电动机转速低，外廓尺寸及重量较大，价格较高，导致传动装置尺寸较大。
方案4 电动机转速较高，但传动比大，尺寸相对而言偏小，传动比大，传动装置尺寸较小。
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Y132M2-4其主要性能如下表3-2：表3-24.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩P 0 = P r =7.8kw n 0=1440r/minT 0=9.55 P 0 / n 0=7.8×9.55/1440=51.8N .m 4.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩P 1 = P 0·η01 = 7.8×0.99×0.99×0.7×0.99 =5.29 kw n Ⅰ= 10o i n =231440= 62.1 r/min T 1= 955011n P = 9550×1.6229.5 = 811.75N ·m 4.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P 2 = P 1·η3·η4=5.29×0.99×0.96=5.03kw n 2=121i n =11.62 = 62.1 r/min T 2= 955022n P = 9550×1.6203.5 = 764N ·m运动和动力参数计算结果整理于下表4-1： 表4-1五、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。
1选择蜗杆头数和蜗轮齿数根据《机械设计基础》第二版陈立德主编高等教育出版社第221页表11.1查取蜗杆头数Z1=2蜗轮齿数Z2 =i Z1=23×2=46 合乎要求2确定蜗轮传递的转矩T2估计效率，根据Z1=2 取η=0.82T 2= T1iη=9.55×610×14408.7×23×0.82=9.77×510N.mm3确定许用接触应力具体如表3—1：表5—1蜗轮蜗杆的传动设计表蜗杆、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=7.8kw ，满载转速为1440 r/min ，电动机轴径mm d 38=电机，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）电机d =30.4——38mm2、计算转矩Tc=KT=K ×9550×nP =1.5×9550×7.8/1440=77.6N.M由Tc 、d 根据《机械设计课程设计指导书》 陈立德 编高等教育出版社第127页可查得选用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《机械设计课程设计指导书》 陈立德 编高等教育出版社第108页表5.11可查得普通平键GB1096—90A 型键10×70，蜗杆轴上的键槽宽0036.010-mm ，槽深为2.000.5+mm ，联轴器上槽深mm t 3.31=，键槽长L=70mm 。
6、初步估计d=64mm 。
7、由参考文献《机械设计课程设计指导书》陈立德编高等教育出版社第112页，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不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6.3 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P=1.5×9550×5.29/62.1=1220.28N.M<2000 N.MTc=KT=K×9550×n所以蜗轮轴与传动滚筒之间选用HL5弹性柱销联轴器65×142，d=65m m因此02.由参考文献《机械设计课程设计指导书》陈立德编高等教育出版社第108页表5.11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2.0019.4+=t ，蜗轮轴键槽深度2.0005.7+=t ，宽度为0052.020-=b 由参考文献《机械设计基础》第二版或《机械设计课程设计指导书》 陈立德 主编 高等教育出版社 计算得：如下表：D5 自定D5=72D6 D6>51.7>100mm又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mmD6=676.4轴的校核轴的受力分析图 r F2'R Fa F1"R F1'R Ft F2"R F Q F图7.1 X-Y 平面受力分析Q图7.2 X-Z 平面受力图：水平面弯矩Nmm M Y X /-Z X -图7.5436150.8合成弯矩Nmm M M M Z X Y X /22--+=1184736.3714000 681175.5图7.6 当量弯矩T 与aT T=1111840Nmm aT=655985.6Nmm图7.77.2.2轴的校核计算如表5.1轴材料为45钢，Mpa B 650=σ，Mpa S 360=σ，Mpa b 60][1=-σ表7.1九、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、联轴器、定位销的组合设计，经校核确定以下零件：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2.009+=t ，轮毂上键槽深度为2.0014.5+=t ，轴上键槽宽度为0052.025-=b 轮毂上键槽深度为026.0026.0125+-=b表9-1键单位：mm表9-2圆锥滚动轴承单位：mm表9-3密封圈（GB9877.1-88）单位：mm表9-4弹簧垫圈（GB93-87）定位销为GB117-86 销8×38 材料为45钢减速器附件的选择以下数据均以由参考文献《机械设计课程设计指导书》陈立德编高等教育出版社表10-1视孔盖（Q235）单位mm表10-2吊耳单位mm表10-3起重螺栓单位mm表10-4通气器单位mm表10-5轴承盖（HT150）单位mm表10-6油标尺单位mm表10-7油塞（工业用革）单位mm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。