哈工大机械设计课程设计
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5、 啮合件及轴承的润滑方法、润滑剂牌号及装油 量
蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt（100°C），润滑 油118cSt。
蜗轮轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2。
6、 密封方式的选择
蜗杆轴承采用油润滑，用内包骨架旋转轴唇形密封圈密封，型号唇
形圈B28 52 7GB/T 1387.1-1992。蜗轮轴采用脂润滑，用毡圈密封，毡 圈38FZ/T 92010-1991。
计算公式及结果
符号
蜗杆
蜗轮
齿根高
齿根高
全齿高
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
蜗杆分度圆 上导程角
蜗轮分度圆 上螺旋角
节圆直径
传动中心距
蜗杆轴向齿 距
蜗杆螺旋线 导程
蜗杆螺旋部
x
z
分长度
0.5
蜗轮外圆直 径
蜗轮齿宽
齿根圆弧面 半径
齿顶圆弧面 半径
齿宽角
2 按照结构，取80mm 取226mm 取45mm
45.9
4、 轴的校核计算
已知输出轴功率P=1.20kW，转矩T=234000N.mm，转速 n=45.9r/min。蜗轮分度圆直径d=205mm，齿宽b=45mm，圆周力，径向 力，轴向力。 （1） 材料选择
考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗 轮的转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常 用的45钢，正火回火处理，毛坯用锻件。
选择六角螺塞M18（JB/ZQ 4450-1986）油圈25X18 ZB 71-62。 （3） 油面指示器
选择压配式圆形油标A20GB/T 1160.1-1989。 （4） 通气器
因为工作环境为粉尘，所以选择带过滤网的通气器M18
（5） 吊耳 为了方便减速器机体的安装拆卸，设置吊耳，同时充当筋板的作
电动机所需的工作功率为
工作机主动轴转速为
式中d——卷筒直径mm。 总的传动比即是蜗轮蜗杆的传动比，查表知i=8~80，所以电动机转 速的可选范围为
由电动机工作功率及可选转速查表，选择Y系列三相鼠笼型异步电动 机Y112M-6。并且查得该电动机的额定功率为2.2kW，满载转速为 940r/min，轴径28mm，轴座中心高112mm。
通过草图绘制，确定采用两端固定方式，并且使用圆锥滚子轴承， 由于轴承距油面较高，采用脂润滑。最终确定轴承型号为30208 GB/T 297-1994。并依次确定轴承各部分的轴径及长度如图所示。根据轴径选 择A型普通平键，分别为键10x40 GB/T 1096-2003和键12x56 GB/T 10962003。蜗杆根据轴径选择A型普通平键，为键8x28 GB/T 1096-2003
（4） 轴的受力分析
轴的受力分析、转矩图、弯矩图如图所示。。 轴承的支反力计算。在水平面上 在垂直平面上 轴承Ⅰ的总支反力： 轴承Ⅱ的总支反力： 在水平面上，a-a剖面左侧： a-a剖面右侧： 垂直面： 合成弯矩： （5） 校核轴的强度 图a—a剖面左侧受转矩弯矩，还有键槽引起的应力集中，为危险剖 面，抗弯截面模量为 式中： d-a—a截面的直径，42mm； b-键槽宽度，12mm； t-键槽深度，8mm。 同理可得抗扭截面模量为
T—传递的转矩，N.mm； h—键的高度，mm； l—键连接的计算长度，mm，l=L-b。 求蜗轮处键连接的挤压应力 取键、轴及联轴器的材料都为钢，查得 。显然， ，故强度足够。 联轴器处键连接的挤压应力 取键、轴及齿轮的材料都为钢，已查得 。显然，，故强度足够。 联轴器处键连接的挤压应力 取键、轴及齿轮的材料都为钢，已查得 。显然，，故强度足够。
蜗轮轴功率：
卷筒轴功率：
电动机轴的输出转矩：
蜗杆轴转矩：
蜗轮轴转矩： 卷筒轴转矩：
带式传动装置的运动和动力参数
轴名 功率P/kW 转矩
转速
传动比i
T/(N.mm) n/(r/min)
效率η
电机轴
1.59
940
1
0.99
转轴Ⅰ
1.57
940
20.5ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
0.76
转轴Ⅱ
1.20
45.9
1
0.94
卷筒轴
1.12
7、 箱体机构设计
剖分式箱体，材料HT200。
名称
减速器型式及尺寸关系
机座壁厚δ
δ=10mm
机盖壁厚δ1
δ1=8mm
机座凸缘厚度b 机盖凸缘厚度 b1 机座底凸缘厚 度p
b=14mm b1=12mm p=25
地脚螺钉直径 及数目
df=20mm
n=4
轴承旁联接螺 栓直径
d1=16mm
机盖，机座联 接螺栓
电动机型 额定功率 满载转速/ 起动转矩/额定转最大转矩/额定
号
kW
（r/min） 矩
转矩
Y112M-6 2.2
940
2.0
2.0
确定传动比为 蜗轮齿数 所以最终确定传动比i=20.5。
2、 蜗轮、蜗杆的设计计算
蜗杆输入功率，转速，传动比i=20.5。 （1） 材料选择及热处理方式
减速器传递功率不大，速度不高，蜗杆选用材料45钢调制处理，齿 面硬度 220~250HBW,蜗轮缘选用材料铸造铝青铜（ZCuAl0Fe3）,金属 模铸造。 （2） 蜗杆头数及蜗轮齿数
1、 电动机的选择
工作机的有效功率为
式中F——输送带的有效拉力N； v——输送带的线速度m/s； ——工作机的有效功率kW。
从电动机到工作机输送带间的总效率为
式中——电动机与蜗杆之间的联轴器的传动效率，暂选0.99； ——蜗轮轴与卷筒轴之间的联轴器的传动效率，暂选0.98； ——滚动轴承的传动效率，暂选0.98； ——双头蜗杆的传动效率，查表取0.78； ——卷筒的传动效率，查表取0.96。
（7） 热平衡计算 环境温度取，工作温度取，传热系数取。 需要的散热面积
（8） 精度等级及侧隙种类 ，取9级精度，侧隙种类代号为c，即传动9c GB/T 10089-1998。
（9） 蜗轮蜗杆的结构设计及工作图绘制（见图纸）
3、 传动装置的运动、动力参数计算
蜗杆轴转速：
蜗轮轴转速：
蜗杆轴功率：
啮合效率：
[2]王连明，宋宝玉.机械设计课程设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版 社，2010.
[3]宋宝玉.简明机械设计课程设计图册.哈尔滨：高等教育出版社， 20011.
直径
d2=12mm
轴承端盖螺钉 直径
d3=10mm
窥视孔盖螺钉 直径
d4=6mm
Df，d1，d2至 外壁
距离 df，d2至凸缘
C1=26,22,18 C2=24,16
边缘距离 轴承端盖外径
D1=122mm D2=130mm
轴承旁凸台半 径
轴承旁凸台高 度
机盖，机座筋 厚
蜗轮外圆与箱 内壁间距离
蜗轮轮毂端面 与箱内壁距离
R1=20mm 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构 确定
m1=10mm m2=10mm
12mm 12mm
8、 附件及其说明
（1） 窥视孔和窥视孔盖 在机盖顶部中心位置铸造90mmX60mm的方孔，并且铸造出6mm凸
台，对凸台进行加工。孔盖采用铸造板，并在中间开螺纹孔安装通气 器，孔盖120mmX90mm。 （2） 放油孔及油螺塞
蜗杆头数，蜗轮齿数为。 （3） 按齿面接触疲劳强度确定模数和蜗杆分度圆直径
蜗轮轴转矩
载荷系数：
由表9.4查得使用系数；预估蜗轮圆周速度，则动载系数；因为轻微
振动，故齿向载荷分布系数。所以。
查表9.6得蜗轮材料的许用接触应力。
材料弹性系数：
对于青铜或者铸铁蜗轮与钢制蜗杆配对时，取。
模数及蜗杆分度圆直径由表9.1取标准值，分别为：
模数m= 5mm，蜗杆分度圆直径。 （4） 计算传动中心距
蜗轮分度圆直径： 。
中心距 。
取，得。
（5） 验算蜗轮圆周速度、相对滑动速度、传动效率 蜗轮圆周速度，与假设相符。
蜗杆导程角，
相对滑动速度
，与预测吻合较好。
当量摩擦角由表9.7得 验算啮合效率
与初取值相近。
（6） 计算蜗轮蜗杆的主要几何尺寸
名称
对于连接减速器蜗杆和电动机的联轴器，为了减小起动转矩，选择 具有较小转动惯量和良好减震性能的有弹性元件的挠性联轴器，选择弹 性套柱销联轴器。对于减速器与卷筒轴的联轴器，转速低，传递转矩较 大，选用凸缘联轴器。
刚性联轴器，电动机驱动，所以由表13.1可以查得载荷系数为K=2， 则计算转矩。由表13.4可以查得GB/T 5843-2003中的GY5型号凸缘联轴 器符合要求，其参数为：公称转矩为500N.m，许用转速为8000r/min， 轴孔直径为35mm，轴孔长度为60mm，J1型轴孔。轴段1的直径，取。
弯曲应力： 扭剪应力： 查数据得45号钢正火回火处理硬度170~217HBW，抗拉强度极限， 屈服极限，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限。对于单向转动的转轴，通常 转矩按脉动循环处理，取折合系数，则当量应力为，，显然满足，故aa截面左侧强度满足要求。 （6） 校核键连接的强度 键连接的挤压应力为 式中：d—键连接处直径，mm；
（7） 校核轴承寿命 查手册知道30208轴承的。 轴承的轴向力： 所以 所以只需校核轴承Ⅱ。 ，查得e=0.37； ，，查得X=0.4，Y=1.6。 当量载荷 轴承在100℃以下工作，查表得。同时，。 轴承Ⅰ的寿命为 预期寿命，比预期寿命长，所以合格。 对于蜗杆，结构设计如图
受力分析
蜗杆分度圆直径d=50mm，圆周力，径向力，轴向力。转速 n=940r/min。
用，加固箱体，结构见装配图，孔径20mm。 （6） 定位销
为保证涡轮轴轴承座孔的加工及安装精度，设置两个非对称的定位 销，为销GB/T 117 6X32。 （7） 启盖螺钉
防止机体与机盖粘连而难以分开，设置起盖螺钉，为方便，使用与 连接螺钉相同规格的螺栓，切除头部螺纹。
9、 参考资料
[1]王黎钦，陈铁鸣.机械设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 2010.
主要机械性能：硬度170~217HBW，抗拉强度极限，屈服极限，弯曲疲 劳极限，扭转疲劳极限。 （2） 初算轴径
对于转轴,按照扭转强度初算轴颈,由表10.2知C值在106~118间。考虑 轴端弯矩小于转矩，故取C=106，已知轴的输入功率为1.20kW，转速为 45.9 r/min。
所以蜗杆轴的最小直径： 计入键槽的影响： 。 （3） 结构设计
轴承的支反力计算。在水平面上 在垂直平面上 轴承Ⅰ的总支反力： 轴承Ⅱ的总支反力： 查手册知道30207轴承的。 轴承的轴向力： 所以 所以只需校核轴承Ⅰ。 ，查得e=0.37； ，，查得X=0.4，Y=1.6。 当量载荷 轴承在100℃以下工作，查表得。同时，。 轴承Ⅰ的寿命为 预期寿命，比预期寿命长，所以合格。
蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt（100°C），润滑 油118cSt。
蜗轮轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2。
6、 密封方式的选择
蜗杆轴承采用油润滑，用内包骨架旋转轴唇形密封圈密封，型号唇
形圈B28 52 7GB/T 1387.1-1992。蜗轮轴采用脂润滑，用毡圈密封，毡 圈38FZ/T 92010-1991。
计算公式及结果
符号
蜗杆
蜗轮
齿根高
齿根高
全齿高
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
蜗杆分度圆 上导程角
蜗轮分度圆 上螺旋角
节圆直径
传动中心距
蜗杆轴向齿 距
蜗杆螺旋线 导程
蜗杆螺旋部
x
z
分长度
0.5
蜗轮外圆直 径
蜗轮齿宽
齿根圆弧面 半径
齿顶圆弧面 半径
齿宽角
2 按照结构，取80mm 取226mm 取45mm
45.9
4、 轴的校核计算
已知输出轴功率P=1.20kW，转矩T=234000N.mm，转速 n=45.9r/min。蜗轮分度圆直径d=205mm，齿宽b=45mm，圆周力，径向 力，轴向力。 （1） 材料选择
考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗 轮的转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常 用的45钢，正火回火处理，毛坯用锻件。
选择六角螺塞M18（JB/ZQ 4450-1986）油圈25X18 ZB 71-62。 （3） 油面指示器
选择压配式圆形油标A20GB/T 1160.1-1989。 （4） 通气器
因为工作环境为粉尘，所以选择带过滤网的通气器M18
（5） 吊耳 为了方便减速器机体的安装拆卸，设置吊耳，同时充当筋板的作
电动机所需的工作功率为
工作机主动轴转速为
式中d——卷筒直径mm。 总的传动比即是蜗轮蜗杆的传动比，查表知i=8~80，所以电动机转 速的可选范围为
由电动机工作功率及可选转速查表，选择Y系列三相鼠笼型异步电动 机Y112M-6。并且查得该电动机的额定功率为2.2kW，满载转速为 940r/min，轴径28mm，轴座中心高112mm。
通过草图绘制，确定采用两端固定方式，并且使用圆锥滚子轴承， 由于轴承距油面较高，采用脂润滑。最终确定轴承型号为30208 GB/T 297-1994。并依次确定轴承各部分的轴径及长度如图所示。根据轴径选 择A型普通平键，分别为键10x40 GB/T 1096-2003和键12x56 GB/T 10962003。蜗杆根据轴径选择A型普通平键，为键8x28 GB/T 1096-2003
（4） 轴的受力分析
轴的受力分析、转矩图、弯矩图如图所示。。 轴承的支反力计算。在水平面上 在垂直平面上 轴承Ⅰ的总支反力： 轴承Ⅱ的总支反力： 在水平面上，a-a剖面左侧： a-a剖面右侧： 垂直面： 合成弯矩： （5） 校核轴的强度 图a—a剖面左侧受转矩弯矩，还有键槽引起的应力集中，为危险剖 面，抗弯截面模量为 式中： d-a—a截面的直径，42mm； b-键槽宽度，12mm； t-键槽深度，8mm。 同理可得抗扭截面模量为
T—传递的转矩，N.mm； h—键的高度，mm； l—键连接的计算长度，mm，l=L-b。 求蜗轮处键连接的挤压应力 取键、轴及联轴器的材料都为钢，查得 。显然， ，故强度足够。 联轴器处键连接的挤压应力 取键、轴及齿轮的材料都为钢，已查得 。显然，，故强度足够。 联轴器处键连接的挤压应力 取键、轴及齿轮的材料都为钢，已查得 。显然，，故强度足够。
蜗轮轴功率：
卷筒轴功率：
电动机轴的输出转矩：
蜗杆轴转矩：
蜗轮轴转矩： 卷筒轴转矩：
带式传动装置的运动和动力参数
轴名 功率P/kW 转矩
转速
传动比i
T/(N.mm) n/(r/min)
效率η
电机轴
1.59
940
1
0.99
转轴Ⅰ
1.57
940
20.5ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
0.76
转轴Ⅱ
1.20
45.9
1
0.94
卷筒轴
1.12
7、 箱体机构设计
剖分式箱体，材料HT200。
名称
减速器型式及尺寸关系
机座壁厚δ
δ=10mm
机盖壁厚δ1
δ1=8mm
机座凸缘厚度b 机盖凸缘厚度 b1 机座底凸缘厚 度p
b=14mm b1=12mm p=25
地脚螺钉直径 及数目
df=20mm
n=4
轴承旁联接螺 栓直径
d1=16mm
机盖，机座联 接螺栓
电动机型 额定功率 满载转速/ 起动转矩/额定转最大转矩/额定
号
kW
（r/min） 矩
转矩
Y112M-6 2.2
940
2.0
2.0
确定传动比为 蜗轮齿数 所以最终确定传动比i=20.5。
2、 蜗轮、蜗杆的设计计算
蜗杆输入功率，转速，传动比i=20.5。 （1） 材料选择及热处理方式
减速器传递功率不大，速度不高，蜗杆选用材料45钢调制处理，齿 面硬度 220~250HBW,蜗轮缘选用材料铸造铝青铜（ZCuAl0Fe3）,金属 模铸造。 （2） 蜗杆头数及蜗轮齿数
1、 电动机的选择
工作机的有效功率为
式中F——输送带的有效拉力N； v——输送带的线速度m/s； ——工作机的有效功率kW。
从电动机到工作机输送带间的总效率为
式中——电动机与蜗杆之间的联轴器的传动效率，暂选0.99； ——蜗轮轴与卷筒轴之间的联轴器的传动效率，暂选0.98； ——滚动轴承的传动效率，暂选0.98； ——双头蜗杆的传动效率，查表取0.78； ——卷筒的传动效率，查表取0.96。
（7） 热平衡计算 环境温度取，工作温度取，传热系数取。 需要的散热面积
（8） 精度等级及侧隙种类 ，取9级精度，侧隙种类代号为c，即传动9c GB/T 10089-1998。
（9） 蜗轮蜗杆的结构设计及工作图绘制（见图纸）
3、 传动装置的运动、动力参数计算
蜗杆轴转速：
蜗轮轴转速：
蜗杆轴功率：
啮合效率：
[2]王连明，宋宝玉.机械设计课程设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版 社，2010.
[3]宋宝玉.简明机械设计课程设计图册.哈尔滨：高等教育出版社， 20011.
直径
d2=12mm
轴承端盖螺钉 直径
d3=10mm
窥视孔盖螺钉 直径
d4=6mm
Df，d1，d2至 外壁
距离 df，d2至凸缘
C1=26,22,18 C2=24,16
边缘距离 轴承端盖外径
D1=122mm D2=130mm
轴承旁凸台半 径
轴承旁凸台高 度
机盖，机座筋 厚
蜗轮外圆与箱 内壁间距离
蜗轮轮毂端面 与箱内壁距离
R1=20mm 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构 确定
m1=10mm m2=10mm
12mm 12mm
8、 附件及其说明
（1） 窥视孔和窥视孔盖 在机盖顶部中心位置铸造90mmX60mm的方孔，并且铸造出6mm凸
台，对凸台进行加工。孔盖采用铸造板，并在中间开螺纹孔安装通气 器，孔盖120mmX90mm。 （2） 放油孔及油螺塞
蜗杆头数，蜗轮齿数为。 （3） 按齿面接触疲劳强度确定模数和蜗杆分度圆直径
蜗轮轴转矩
载荷系数：
由表9.4查得使用系数；预估蜗轮圆周速度，则动载系数；因为轻微
振动，故齿向载荷分布系数。所以。
查表9.6得蜗轮材料的许用接触应力。
材料弹性系数：
对于青铜或者铸铁蜗轮与钢制蜗杆配对时，取。
模数及蜗杆分度圆直径由表9.1取标准值，分别为：
模数m= 5mm，蜗杆分度圆直径。 （4） 计算传动中心距
蜗轮分度圆直径： 。
中心距 。
取，得。
（5） 验算蜗轮圆周速度、相对滑动速度、传动效率 蜗轮圆周速度，与假设相符。
蜗杆导程角，
相对滑动速度
，与预测吻合较好。
当量摩擦角由表9.7得 验算啮合效率
与初取值相近。
（6） 计算蜗轮蜗杆的主要几何尺寸
名称
对于连接减速器蜗杆和电动机的联轴器，为了减小起动转矩，选择 具有较小转动惯量和良好减震性能的有弹性元件的挠性联轴器，选择弹 性套柱销联轴器。对于减速器与卷筒轴的联轴器，转速低，传递转矩较 大，选用凸缘联轴器。
刚性联轴器，电动机驱动，所以由表13.1可以查得载荷系数为K=2， 则计算转矩。由表13.4可以查得GB/T 5843-2003中的GY5型号凸缘联轴 器符合要求，其参数为：公称转矩为500N.m，许用转速为8000r/min， 轴孔直径为35mm，轴孔长度为60mm，J1型轴孔。轴段1的直径，取。
弯曲应力： 扭剪应力： 查数据得45号钢正火回火处理硬度170~217HBW，抗拉强度极限， 屈服极限，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限。对于单向转动的转轴，通常 转矩按脉动循环处理，取折合系数，则当量应力为，，显然满足，故aa截面左侧强度满足要求。 （6） 校核键连接的强度 键连接的挤压应力为 式中：d—键连接处直径，mm；
（7） 校核轴承寿命 查手册知道30208轴承的。 轴承的轴向力： 所以 所以只需校核轴承Ⅱ。 ，查得e=0.37； ，，查得X=0.4，Y=1.6。 当量载荷 轴承在100℃以下工作，查表得。同时，。 轴承Ⅰ的寿命为 预期寿命，比预期寿命长，所以合格。 对于蜗杆，结构设计如图
受力分析
蜗杆分度圆直径d=50mm，圆周力，径向力，轴向力。转速 n=940r/min。
用，加固箱体，结构见装配图，孔径20mm。 （6） 定位销
为保证涡轮轴轴承座孔的加工及安装精度，设置两个非对称的定位 销，为销GB/T 117 6X32。 （7） 启盖螺钉
防止机体与机盖粘连而难以分开，设置起盖螺钉，为方便，使用与 连接螺钉相同规格的螺栓，切除头部螺纹。
9、 参考资料
[1]王黎钦，陈铁鸣.机械设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 2010.
主要机械性能：硬度170~217HBW，抗拉强度极限，屈服极限，弯曲疲 劳极限，扭转疲劳极限。 （2） 初算轴径
对于转轴,按照扭转强度初算轴颈,由表10.2知C值在106~118间。考虑 轴端弯矩小于转矩，故取C=106，已知轴的输入功率为1.20kW，转速为 45.9 r/min。
所以蜗杆轴的最小直径： 计入键槽的影响： 。 （3） 结构设计
轴承的支反力计算。在水平面上 在垂直平面上 轴承Ⅰ的总支反力： 轴承Ⅱ的总支反力： 查手册知道30207轴承的。 轴承的轴向力： 所以 所以只需校核轴承Ⅰ。 ，查得e=0.37； ，，查得X=0.4，Y=1.6。 当量载荷 轴承在100℃以下工作，查表得。同时，。 轴承Ⅰ的寿命为 预期寿命，比预期寿命长，所以合格。