目录一、选择电机 (2)二、计算传动装置的传动比 (3)三、计算传动装置各轴的运动参数与动力参数 (3)四、传动零件的设计计算 (4)五、热平衡计算 (7)六、机体的结构尺寸 (7)七、蜗轮与蜗轮轴的设计计算 (8)八、蜗杆轴的设计 (15)九、减速器的润滑及密封条件的选择 (16)十、减速器的附件设计 (17)一、选择电机1、选择电机类型按工作要求和工作条件选择YB 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有效功率为: 365.1100065.021001000=⨯==Fv P W 从电动机到工作机输送带间的总效率为; 4321ηηηηη=∑式中：1η---联轴器的传动效率；2η---轴承的传动效率； 3η---蜗轮的传动效率；4η---卷筒的传动效率。

由表9.1可知，10.99η=，98.02=η，30.75η=，96.04=η，则692.0=∑η，所以电动机所需的工作功率为Kw P P wd 974.1692.0365.1===∑η 2、确定电动机的转速工作机卷筒的转速为min /5025014.365.0100060100060r d v n w ≈⨯⨯⨯=⨯=π由于蜗轮的齿数为28—80，故选则蜗杆的头数Z 1=2。

所以电动机转速可选的范围为2000~50050)40~10(=⨯=⨯=∑w d n i n min /r符合这一范围的同步转速为500r/min ，1000r/min 和1500r/min 。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。

根据电动机的类型、容量和转速，由机械设计手册选定电动机的型号为Y112M-6，其主要性能如表1.1所示，电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如表1.2所示。

表1.1 Y112M-6型电动机的主要性能表1.2电动机的主要外形和安装尺寸（单位mm ）二、计算传动装置的传动比总传动比8.1850940====∑w m n n i i 三、计算传动装置各轴的运动参数与动力参数1、各轴的转速Ⅰ轴 min /9401r n n m == Ⅱ轴 min /508.1894012r i n n ===卷筒轴 min /5023r n n ==2、各轴的输入功率Ⅰ轴 Kw P P d 954.199.0974.111=⨯==ηⅡ轴 Kw P P 451.175.099.0954.13212=⨯⨯==ηη 卷筒轴 Kw P P 422.199.099.0451.1212卷=⨯⨯==ηη 3、各轴的输入转矩电动机的输出转矩T d 为mm N n P T m d d ⋅⨯=⨯⨯=⨯=4661001.2940974.11055.91055.9 所以：Ⅰ轴 mm N T T d ⋅⨯=⨯⨯==44111099.199.01001.2ηⅡ轴 mm N i T T ⋅⨯=⨯⨯⨯⨯==5432121078.28.1875.099.01099.1ηη 卷筒轴 mm N T T ⋅⨯=⨯⨯⨯==55212卷1072.299.099.01078.2ηη将上述计算结果汇总于表1.3，以备查用。

表1.3传动装置的运动和动力参数四、传动零件的设计计算1．蜗轮蜗杆的材料选择由于输入功率不太大，转速也不是很高，蜗杆材料选用45钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度220~250HBW 。

对于蜗轮材料，初估蜗杆副的滑动速度v s<6m/s ，故选择蜗轮的材料为铝青铜。

2、按疲劳强度设计模数根据公式22212)][(9HE z Z KT d m σ≥式中：z 2——蜗轮的齿数； T ——蜗轮的转矩； z E ——为弹性系数； d 1——蜗杆分度圆直径；H ][σ——材料金恩许用接触应力；K ——载荷系数。

根据减速器的工作环境及载荷情况，参考文献[1]表7.4查的使用系数K A =1.0；假设蜗轮圆周速度v 2<3m/s,则动载系数K v =1.0；因为工作平稳，故取齿向载荷分布系数K β=1.0，所以K=K A K βK v =1.0×1.0×1.0=1.0由于蜗轮的齿数在28~80之间，且考虑到减速器的尺寸，选取蜗杆头数z 1=2，则蜗轮齿数z2=z1×i=2×18.8=37.6，取为38，故此时1923812===z z i ，)%5~3(%1.1%100|8.188.1819|||<=⨯-=∆i i ，即传动比符合要求。

查表得弹性模量Z E =MPa 160；材料基本许用接触应力MPa H 180][=σ。

带入公式中得35222210.1369)18038160(1078.20.19)][(9mm z Z KT md H E =⨯⨯⨯⨯⨯=≥σ查参考文献[1]表7.1，选取模数m=5mm ，蜗杆分度圆d 1=63mm 。

3、验算蜗轮圆周速度v 2，相对滑动速度vs 及传动效率η s m n d v /497.01000605038514.3100060222=⨯⨯⨯⨯=⨯=π显然v 2<3m/s,与原假设相符，即K 取值合适。

由159.06325tan 11=⨯==d mz γ，得02.9=γ°，所以 s m n d v s /13.3°02.9cos 1000609406314.3cos 10006011=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯=λπ显然v s <6m/s ，与原假设相符，取K v 值合理。

由v s =3.13m/s ，查参考文献[1]表7.7，利用插值法得当量摩擦角'ρ=2°35’，所以758.0~749.0)35.202.9tan(02.9tan )96.0~95.0()'tan(tan )96.0~95.0(=+⨯=+=ρλγη与原来初值取值相符。

4、计算蜗轮蜗杆的主要几何尺寸中心距mm d d a 5.126219063221=+=+=，取mm a 130'=，则变位系数mm m a a x 7.055.126130'=-=-=。

其他尺寸总汇于表1.4表1.4五、热平衡计算所需散热面积)()1(100001t t K P A s --=η 该设计的减速器工作环境是清洁，取油温t=80℃，周围空气温度t 0=20℃，通风条件良好，取散热系数C)/(152⋅=m W K s ，传动效率为η=0.78.则201478.0)2080(15)78.01(954.11000)()1(1000m t t K P A s =-⨯-⨯⨯=--=η 机体外表面的面积21395.0)132.0277.0277.0374.0132.0374.0(2m A =⨯+⨯++⨯= 机体表面凸缘面积21185.022)132.0277.0(84.0048.014.02m A =⨯⨯+⨯+⨯⨯=π与理论散热面积相比A m A A A >=⨯+=-+221488.0185.05.0395.05.0 即箱体与凸缘面积满足散热需求。

六、机体的结构尺寸蜗轮的圆周速度v 2=0.497m/s ，由参考文献[2]可知，选用精度等级为9级，该传动平稳，选用的侧隙种类为c ，即传动9c GB/T 10089—1988。

蜗杆的圆周速度v 1=3.1m/s,查表选用精度等级为8级，该传动平稳，选用的侧隙种类为c ，即传动8c GB/T 10089-1988.根据传动中心距a 可以确定铸铁蜗杆减速器机体的结构尺寸计算表如下：表1.5连接螺栓扳手空间c1，c2值和沉头座直径表七、蜗轮与蜗轮轴的设计计算1.轴的材料选择因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45#钢，调质处理。

2.初算轴径及联轴器的确定2.1、蜗轮轴最小轴颈与联轴器的确定 对于蜗轮轴mm n p C d 8.3350451.111033222min =⨯=≥ 故蜗轮轴最小轴颈dmin =1.03⨯33.8=34.8m 。

蜗轮轴计算转矩为m N mm N KT Tc ⋅≈⋅⨯⨯==4171078.25.152 由计算转矩与电动机轴尺寸，选择联轴器的型号为GY6。

3、蜗轮轴结构设计（1）轴承部件的结构形式：蜗杆减速器的中心距a=130，通过查表选择减速器的机体采用剖分式结构。

因传递功率小，故轴承的固定方式可采用两端固定方式。

因此，所设计的轴承部件的结构形式如图1所示。

然后可按转轴轴上零件的顺序，从d min 处开始设计。

（2）联轴器及轴段1的设计：d min 就是轴段1的直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此，轴段1的设计和联轴器的设计同时进行。

由于联轴器的一端连接工作机一端连接轴，其转速比较低，传递转矩比较大。

采用凸缘刚性联轴器。

联轴器所在轴段比联轴器长度短1~2mm ，故取L 1=80mm ，d 1=38mm 。

（3）密封圈与轴段2的设计：考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，取轴段d 2=48mm ，轴段2的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的厚度、轴承端盖的厚度以及联轴器类型确定:L 2=52mm ，密封圈为毛毡油封密封圈FZ/T92010-1991中直径是内圈直径为47mm,外圈直径为60mm 的。

（4）轴段3与轴段6：考虑到蜗杆减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴承，轴段3上安装轴承，要使轴承便于安装又符合轴承内径系列，暂取轴承型号为30210，由参考文献[2]表12.4知，其内径d=50mm ，外径D=90mm ，宽度B=20mm ，故取d 3=d 6=50 mm ，考虑到安装挡油板时的长度与套筒的长度，L 3=45mm ，轴段6除了安装轴承外还有有加工倒角，故L 6=35mm 。

（5）蜗轮与轴段4：轴段4上安装蜗轮，为了方便安装蜗轮d 4应该略大于d 3，取d 4=56mm ，按照蜗轮的设计，蜗轮的轮毂宽为（1.5~1.9）d 5，取轮毂宽为90mm ，则轴段5的长度略小于蜗轮轮毂宽度，取L 5=88mm（6）轴肩5的设计：轴段6上安装与轴段3成对的甩油环，考虑到轴承受力的对称性轴肩5的长度L 5=7mm（7）键连接：联轴器及蜗轮的轴向连接均采用普通平键连接，分别为键10×70 GB/T 1096-1990及键16×70 GB/T 1096-1990.图一 4、蜗轮轴的受力分析轴向力：N d T Fa 7.631631099.1224112=⨯⨯==向心力：N d T F F r r 1.106520tan 1901078.22tan 252212=⨯⨯⨯=∂==切向力：N d T F t 3.29261901078.2225222=⨯⨯==受力图如图二所示图二在水平面上N d F F R A r H 1.9361542/1907.631791.106576792/792222=⨯+⨯=+⋅+⋅=N R F R H r H 1291.9361.1065221=-=-= 在垂直平面上N F R R t v v 2.14632/3.29262/221==== 故轴承Ⅰ上的总支承反力 N R R F H v R 9.14692.14631292221211=+=+=轴承Ⅱ上的总支承反力 NR R F v H R 0.17372.14631.9362222222=+=+=故在水平面上，A-A 剖面左侧：mm N L R M H AH ⋅=⨯=⨯=1019179129211 A-A 剖面右侧：mm N L R M H AH ⋅=⨯=⨯=6.71143761.936322在竖直平面上：mmN L R M v AV ⋅=⨯=⨯=8.115592792.1463211由于L 2与L 3十分接近，故将竖直面上的M AV1与M AV2相等。