单级蜗杆减速器
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导程角γ= 18’31’’
蜗杆轴向齿厚Sa=0.5 m=0.5×3.14×8mm=12.56mm
②蜗轮
蜗轮齿数 =52
变位系数 =+0.25
验证传动比i= / =52/2=26(允许)
分度圆直径 =m =8×52mm=416mm
齿顶圆直径da2= +2ha2=416+2×8×1.25mm=436mm
0p湖 南 科 技 大 学
课程设计报告
课程设计名称：单级蜗杆减速器
学生姓名：涂皓
学院：机电工程学院
专业及班级：07级机械设计及其自动化1班
学号：0703010109
指导教师：胡忠举
2010年6月17日
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。
电动机型号表一
方案
电动机型号
额定功率
Pedkw
电动机转速r/min
额定转矩
同步转速
满载转速
1
7.5
3000
2900
2.0
2
7.5
1500
1440
2.2
3
7.5
1000
960
2.0
4
Y160L-8
7.5
750
720
2.0
（3）确定电动机转速
有前面可知电机的满载转速为1440r/min
从而可以选取Y132S2-4以下是其详细参数
2、滚动轴承的润滑
七、蜗杆传动的热平衡计算
1、热平衡的验算
八、设计体会
参考文献
一、传动装置总体设计
1、传动机构整体设计
根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机。(如图右图所示) 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（如图下图所示），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。
蜗杆轴
7.23
1440
47.94
0.68
蜗轮轴
5.44
55.38
938.1
27
传动滚筒轴
5.28
55.38
910.2
三、传动零件的设计
1、减速器传动设计计算
（1）选择蜗杆传动类型
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。
T3=910.2N·m
2、蜗杆轴（1轴）的设计
（1）选择轴的材料及热处理
选用45钢调质
（2）初定跨距
轴的布置如图4-1
图4.2
初取轴承宽度分别为n1=n2=30mm。
为提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按L1=(0.9~1.1)da2公式计算
L1=(0.9~1.1)416=（392.4~479.6）mm
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)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
≥
①确定作用在涡轮上的转距
由前面可知 =938.1Nm
从而可得：
由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处理，查表可得:
=60Mpa
因此有：
式中： ——轴的计算应力，MPa;
M——轴所受的弯矩，N·mm;
而i=27，并且 = ，
所以有 =i =27×50.28=1357.6r/min选择同步转速为1500r，满载转速为1440r/min的电动机。
= = =53.33r/min
由 =60×1000v/( D)可得D≈345mm
2、选择电动机
（1）选择电动机类型
按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机.
卷筒轴n3=n2=53.33r/min
（2）各轴的输入功率
蜗杆轴p1= =7.23kw
齿轮轴p2=p1 =5.44kw
卷筒轴p3=p2 =5.28kw
(3)各轴的转矩
电机输出转矩 =9550 =9550×7.45/1440Nm=49.4Nm
蜗杆输入转矩 = =49.4×0.99×0.98Nm=47.94Nm
X-Y平面受力分析
图4.13
X-Z平面受力图：
图4.14
其中Ma=
水平面弯矩
图4.15
垂直面弯矩
图4.16
合成弯矩 =231153N·mm
图4.17
当量弯矩T/N·mm
图4.18
(4)轴的初步设计
第三强度理论为 为了考虑不同环境的影响，引入折合系数α，则计算应力为：
对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:
扭转切应力：
⑤确定许用接触应力
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 =268
应力循环次数N=60j =60×1× ×50000=1.66×
寿命系数 = =0.704
则 = =0.704×268 =188.6
⑥计算中心距
≥ mm=207.7mm
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。
总传动比：i=27Z1=2 Z2=54
为了确定传动方案先初选卷筒直径：D=380mm运输带速度：V=1m/s
卷筒转速 =60×1000v/( D)= 60×1000×1/( ×380)r/min=50.28 r/min
蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 ,轴通过联轴器是与电动机轴相连的。按经验公式，减速器输入轴的轴端直径de
de=(0.8~1.2)dm
式中：
dm——电动机轴直径，mm;
由于前面已经确定了电动机为Y132S2-4，直径dm=38k5,从而可得de=30.4~45.6mm，参考联轴器标准轴孔直径，联减速器蜗杆轴的轴端直径de=38mm
取中心距a=250mm,i=27,完全满足要求，取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=80mm。这时d1/a=0.32，因此以上计算结果可用。
⑷蜗杆与蜗轮主要几何参数
①蜗杆
轴向齿距pa=zm=25.12mm
直径系数q=d1/m=10
齿顶圆直径da1=d1+2 m=80+2×1×5mm=96mm
齿根圆直径df1=d1- =d1-2m ( + )=80-2×8×(1+0.2)mm=60.8mm
齿根圆直径df2= - =416-2×8×1mm=400mm
蜗轮咽喉母圆半径Yg2=a-0.5da2=250-218mm=32mm
⑸校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数 =55.15
由 =+0.25， =55.15，查机械设计手册可得齿形系数 =2.2
螺旋角系数 =1- =1- =0.9192
许用弯曲应力 =
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 =1;
由机械设计手册取使用系数 =1.15
由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数 =1.2;
K= =1.38
③确定弹性影响系数
因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 =160
④确定接触系数
假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a =0.32,从而可查得 =3.1
=60Mpa
因此有：
式中： ——轴的计算应力，MPa;
M——轴所受的弯矩，N·mm;
T——轴所受的扭矩，N·mm;
W——轴的抗弯曲截面系数，
——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa
查表得圆轴W的计算式为：
联立以上两式可得：
代入数值可得d≧33.3mm,取轴的直径为60mm。
（5）轴的结构设计
先初步估算轴的最小直径。由于轴的材料为45号钢，调制处理，查表初取 =112,于是有：
三、传动零件的设计
1、减速器传动设计计算
2、验算效率
3、精度等级公差和表面粗糙度的确定
四、轴及轴承装置设计
1、输出轴上的功率、转速和转矩
2、蜗杆轴的设计
3、涡轮轴的设计
4、滚动轴承的选择
5、键连接及联轴器的选择
五、机座箱体结构尺寸及附件
1、箱体的结构尺寸
2、减速器的附件
六、蜗杆减速器的润滑
1、蜗杆的润滑
根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查相关资料，初定各轴段的直径及长度。其中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。
减速器蜗杆轴的结构见图4.10
图4.10
3、ห้องสมุดไป่ตู้轮轴（2轴）的设计
（1）选择轴的材料及热处理
选用45钢调质
（2）初定跨距
轴的布置如图4-11
图4.11
初取轴承宽度分别为n3=n4=15mm。
蜗轮输入转矩 = i =47.94×26×0.98×0.8×0.96Nm=938.1Nm
卷筒输入转矩 = =938.1×0.99×0.98Nm=910.2Nm
将以上算得的运动和动力参数列于表2-2
表2-2
类型
功率P（kw）
转速n（r/min）
转矩T（N·m）
传动比i
效率η
电动机轴
7.45
1440
49.4
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。
四、轴及轴承装置的设计
图4-1
1、求输出轴上的功率P,转速和转矩
取L1=400mm
蜗杆两端滚动轴承对称布置，取s1=k1=200mm
（3）轴的受力分析
=(11+0.08 )m=(11+0.08×52)×8mm=121.28mm
取 =124mm
=80mm
轴的受力分析图
图4.3
X-Y平面受力分析
图4.4
X-Z平面受力图：
图4.5
其中Ma=
水平面弯矩
图4.6
垂直面弯矩
从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 =56
寿命系数 =0.590
= =0.590×56 =33.0
弯曲强度是满足的。
2、验算效率
已知γ= 18’31’’= ， ； 与相对滑动速度 有关
= =6.15m/s
查表可得 =0.025，
代入式中可得 90.1%大于原估计值，因此不用重算。
（2）选择电动机容量
工作机要求的电动机输出功率为：
其中
则
由电动机至运输带的传动总效率为：
式中，查机械设计手册可得
联轴器效率 =0.99
滚动轴承效率 =0.98
双头蜗杆效率 =0.8
转油润滑效率 =0.96
卷筒效率 =0.96
则
68.0%
初选运输带有效拉力：F=5280N
从而可得： =7.45kw＜7.5kw
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
一、摘要
二、传动装置总体设计
1、传动机构整体设计
2、电动机的选择
3、传动比的确定
4、计算传动装置的运动参数
图4.7
合成弯矩 =231153N·mm
图4.8
当量弯矩T/N·mm
图4.9
(4)轴的初步设计
第三强度理论为 为了考虑不同环境的影响，引入折合系数α，则计算应力为：
对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:
扭转切应力：
从而可得：
由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处理，查表可得:
由前面可知：
（1）蜗杆轴的输入功率、转速与转矩
P1= Pr=7.28kw
n1=1440r/min
T1=47.94N .m
（2）蜗轮轴的输入功率、转速与转矩
P2=5.4kw
n2=55.38r/min
T2=938.1N·m
（3）传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩
P3=5.28kw
n3=55.38r/min
为提高蜗轮轴的刚度，应尽量缩小支承跨距,蜗轮轴（2轴）跨距:
S2=k2=da1+（25~35）=96+（25~35）mm=（121~131）mm
式中da1是蜗杆的齿顶圆。
取L2=252mm
蜗杆两端滚动轴承对称布置，从而有s1=k1=126mm
（3）轴的受力分析
轴的受力简图如图4-12所示。图中
图4.12
Y132S2-4的主要性能参数
额定功率
/kw
同步转速
n/(r )
满载转速
n/(r )
电动机总重/N
启动转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
7.5
1500
1440
2.2
2.3
3、 传动比的确定
由前面可知总传动比i总=i=27
4、计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速
蜗杆轴n1=1440r/min
齿轮轴n2=1440/26=53.33r/min
蜗杆轴向齿厚Sa=0.5 m=0.5×3.14×8mm=12.56mm
②蜗轮
蜗轮齿数 =52
变位系数 =+0.25
验证传动比i= / =52/2=26(允许)
分度圆直径 =m =8×52mm=416mm
齿顶圆直径da2= +2ha2=416+2×8×1.25mm=436mm
0p湖 南 科 技 大 学
课程设计报告
课程设计名称：单级蜗杆减速器
学生姓名：涂皓
学院：机电工程学院
专业及班级：07级机械设计及其自动化1班
学号：0703010109
指导教师：胡忠举
2010年6月17日
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。
电动机型号表一
方案
电动机型号
额定功率
Pedkw
电动机转速r/min
额定转矩
同步转速
满载转速
1
7.5
3000
2900
2.0
2
7.5
1500
1440
2.2
3
7.5
1000
960
2.0
4
Y160L-8
7.5
750
720
2.0
（3）确定电动机转速
有前面可知电机的满载转速为1440r/min
从而可以选取Y132S2-4以下是其详细参数
2、滚动轴承的润滑
七、蜗杆传动的热平衡计算
1、热平衡的验算
八、设计体会
参考文献
一、传动装置总体设计
1、传动机构整体设计
根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机。(如图右图所示) 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（如图下图所示），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。
蜗杆轴
7.23
1440
47.94
0.68
蜗轮轴
5.44
55.38
938.1
27
传动滚筒轴
5.28
55.38
910.2
三、传动零件的设计
1、减速器传动设计计算
（1）选择蜗杆传动类型
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。
T3=910.2N·m
2、蜗杆轴（1轴）的设计
（1）选择轴的材料及热处理
选用45钢调质
（2）初定跨距
轴的布置如图4-1
图4.2
初取轴承宽度分别为n1=n2=30mm。
为提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按L1=(0.9~1.1)da2公式计算
L1=(0.9~1.1)416=（392.4~479.6）mm
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)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
≥
①确定作用在涡轮上的转距
由前面可知 =938.1Nm
从而可得：
由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处理，查表可得:
=60Mpa
因此有：
式中： ——轴的计算应力，MPa;
M——轴所受的弯矩，N·mm;
而i=27，并且 = ，
所以有 =i =27×50.28=1357.6r/min选择同步转速为1500r，满载转速为1440r/min的电动机。
= = =53.33r/min
由 =60×1000v/( D)可得D≈345mm
2、选择电动机
（1）选择电动机类型
按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机.
卷筒轴n3=n2=53.33r/min
（2）各轴的输入功率
蜗杆轴p1= =7.23kw
齿轮轴p2=p1 =5.44kw
卷筒轴p3=p2 =5.28kw
(3)各轴的转矩
电机输出转矩 =9550 =9550×7.45/1440Nm=49.4Nm
蜗杆输入转矩 = =49.4×0.99×0.98Nm=47.94Nm
X-Y平面受力分析
图4.13
X-Z平面受力图：
图4.14
其中Ma=
水平面弯矩
图4.15
垂直面弯矩
图4.16
合成弯矩 =231153N·mm
图4.17
当量弯矩T/N·mm
图4.18
(4)轴的初步设计
第三强度理论为 为了考虑不同环境的影响，引入折合系数α，则计算应力为：
对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:
扭转切应力：
⑤确定许用接触应力
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 =268
应力循环次数N=60j =60×1× ×50000=1.66×
寿命系数 = =0.704
则 = =0.704×268 =188.6
⑥计算中心距
≥ mm=207.7mm
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。
总传动比：i=27Z1=2 Z2=54
为了确定传动方案先初选卷筒直径：D=380mm运输带速度：V=1m/s
卷筒转速 =60×1000v/( D)= 60×1000×1/( ×380)r/min=50.28 r/min
蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 ,轴通过联轴器是与电动机轴相连的。按经验公式，减速器输入轴的轴端直径de
de=(0.8~1.2)dm
式中：
dm——电动机轴直径，mm;
由于前面已经确定了电动机为Y132S2-4，直径dm=38k5,从而可得de=30.4~45.6mm，参考联轴器标准轴孔直径，联减速器蜗杆轴的轴端直径de=38mm
取中心距a=250mm,i=27,完全满足要求，取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=80mm。这时d1/a=0.32，因此以上计算结果可用。
⑷蜗杆与蜗轮主要几何参数
①蜗杆
轴向齿距pa=zm=25.12mm
直径系数q=d1/m=10
齿顶圆直径da1=d1+2 m=80+2×1×5mm=96mm
齿根圆直径df1=d1- =d1-2m ( + )=80-2×8×(1+0.2)mm=60.8mm
齿根圆直径df2= - =416-2×8×1mm=400mm
蜗轮咽喉母圆半径Yg2=a-0.5da2=250-218mm=32mm
⑸校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数 =55.15
由 =+0.25， =55.15，查机械设计手册可得齿形系数 =2.2
螺旋角系数 =1- =1- =0.9192
许用弯曲应力 =
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 =1;
由机械设计手册取使用系数 =1.15
由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数 =1.2;
K= =1.38
③确定弹性影响系数
因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 =160
④确定接触系数
假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a =0.32,从而可查得 =3.1
=60Mpa
因此有：
式中： ——轴的计算应力，MPa;
M——轴所受的弯矩，N·mm;
T——轴所受的扭矩，N·mm;
W——轴的抗弯曲截面系数，
——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa
查表得圆轴W的计算式为：
联立以上两式可得：
代入数值可得d≧33.3mm,取轴的直径为60mm。
（5）轴的结构设计
先初步估算轴的最小直径。由于轴的材料为45号钢，调制处理，查表初取 =112,于是有：
三、传动零件的设计
1、减速器传动设计计算
2、验算效率
3、精度等级公差和表面粗糙度的确定
四、轴及轴承装置设计
1、输出轴上的功率、转速和转矩
2、蜗杆轴的设计
3、涡轮轴的设计
4、滚动轴承的选择
5、键连接及联轴器的选择
五、机座箱体结构尺寸及附件
1、箱体的结构尺寸
2、减速器的附件
六、蜗杆减速器的润滑
1、蜗杆的润滑
根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查相关资料，初定各轴段的直径及长度。其中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。
减速器蜗杆轴的结构见图4.10
图4.10
3、ห้องสมุดไป่ตู้轮轴（2轴）的设计
（1）选择轴的材料及热处理
选用45钢调质
（2）初定跨距
轴的布置如图4-11
图4.11
初取轴承宽度分别为n3=n4=15mm。
蜗轮输入转矩 = i =47.94×26×0.98×0.8×0.96Nm=938.1Nm
卷筒输入转矩 = =938.1×0.99×0.98Nm=910.2Nm
将以上算得的运动和动力参数列于表2-2
表2-2
类型
功率P（kw）
转速n（r/min）
转矩T（N·m）
传动比i
效率η
电动机轴
7.45
1440
49.4
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。
四、轴及轴承装置的设计
图4-1
1、求输出轴上的功率P,转速和转矩
取L1=400mm
蜗杆两端滚动轴承对称布置，取s1=k1=200mm
（3）轴的受力分析
=(11+0.08 )m=(11+0.08×52)×8mm=121.28mm
取 =124mm
=80mm
轴的受力分析图
图4.3
X-Y平面受力分析
图4.4
X-Z平面受力图：
图4.5
其中Ma=
水平面弯矩
图4.6
垂直面弯矩
从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 =56
寿命系数 =0.590
= =0.590×56 =33.0
弯曲强度是满足的。
2、验算效率
已知γ= 18’31’’= ， ； 与相对滑动速度 有关
= =6.15m/s
查表可得 =0.025，
代入式中可得 90.1%大于原估计值，因此不用重算。
（2）选择电动机容量
工作机要求的电动机输出功率为：
其中
则
由电动机至运输带的传动总效率为：
式中，查机械设计手册可得
联轴器效率 =0.99
滚动轴承效率 =0.98
双头蜗杆效率 =0.8
转油润滑效率 =0.96
卷筒效率 =0.96
则
68.0%
初选运输带有效拉力：F=5280N
从而可得： =7.45kw＜7.5kw
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
一、摘要
二、传动装置总体设计
1、传动机构整体设计
2、电动机的选择
3、传动比的确定
4、计算传动装置的运动参数
图4.7
合成弯矩 =231153N·mm
图4.8
当量弯矩T/N·mm
图4.9
(4)轴的初步设计
第三强度理论为 为了考虑不同环境的影响，引入折合系数α，则计算应力为：
对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:
扭转切应力：
从而可得：
由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处理，查表可得:
由前面可知：
（1）蜗杆轴的输入功率、转速与转矩
P1= Pr=7.28kw
n1=1440r/min
T1=47.94N .m
（2）蜗轮轴的输入功率、转速与转矩
P2=5.4kw
n2=55.38r/min
T2=938.1N·m
（3）传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩
P3=5.28kw
n3=55.38r/min
为提高蜗轮轴的刚度，应尽量缩小支承跨距,蜗轮轴（2轴）跨距:
S2=k2=da1+（25~35）=96+（25~35）mm=（121~131）mm
式中da1是蜗杆的齿顶圆。
取L2=252mm
蜗杆两端滚动轴承对称布置，从而有s1=k1=126mm
（3）轴的受力分析
轴的受力简图如图4-12所示。图中
图4.12
Y132S2-4的主要性能参数
额定功率
/kw
同步转速
n/(r )
满载转速
n/(r )
电动机总重/N
启动转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
7.5
1500
1440
2.2
2.3
3、 传动比的确定
由前面可知总传动比i总=i=27
4、计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速
蜗杆轴n1=1440r/min
齿轮轴n2=1440/26=53.33r/min