涡轮蜗杆设计说明书
减速器设计说明书郭燕芳机自0413班20042206目录1 设计任务书 (2)2 电动机的选择计算 (2)3 传动装置的运动和动力参数的选择和计算 (3)4 传动零件的设计计算 (4)4.1蜗轮蜗杆的设计计算 (4)4.2滚子链传动 (8)4.3选择联轴器 (10)5 轴的设计计算 (10)6 滚动轴承的选择和寿命验算 (17)7 键联接的选择和验算 (19)8 减速器的润滑方式及密封形式的选择润滑油牌的选择及装油量的计算 (20)9 参考资料 (20)1 设计任务书1.1 题目：胶带输送机的传动装置滚筒圆周力F=19000N；带速V=0.45m/s；滚筒直径D=300mm；滚筒长度L=400mm。
1.2工作条件：A工作年限8年；工作班制2班；工作环境清洁；载荷性质平稳；生产批量小批。
图1 胶带运输机的传动方案2 电动机的选择计算2.1 选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。
2.2 选择电动机功率卷筒所需有效功率P W=F×V/1000=1900×0.45/1000=0.855kW P W=0.855kW 传动装置总效率：η=η1×η2×η23×η4×η5×η6按参考资料[2]（以下所有的“参考资料[1]”和“参考资料[2]”都统一简称为“[1]”和“[2]”）表4.2-9取弹性联轴器效率η1=0.99蜗杆传动效率η2=0.75（暂定蜗杆为双头）一对滚动轴承效率η3=0.99开式滚子链传动效率η4=0.9运输滚筒效率η5=0.96滑动轴承效率η6=0.97则传动总效率η=0.99×0.75×0.992×0.9×0.96×0.97=0.635 η=0.635所需电动机功率P r =P W /η=0.855/0.635=1.35kw P r =1.35kW查[2]表4.12-1,可选Y 系列三项异步电动机Y100L-6型，额定功率 P 0=1.5kW 。
2.3 确定电动机转速滚筒转速m i n/6.283.045.06060w r D v n =⨯⨯==ππ n w =28.6r/min 由[2]表4.12-1查得电动机数据，计算出的总传动比于下表1。
表1 电动机数据及总传动比2.4 分配传动比滚筒轴转速min /6.283.045.06060w r D v n =⨯⨯==ππ传动装置总传动比87.326.289400===w n n i i=32.87 据表[2]4.2-9,取i 链=2.1,则i 蜗= i/ i 链=32.87/2=15.652 i 蜗 =15.652 3 传动装置的运动和动力参数的选择和计算 0轴(电机轴)P 0=Pr=1.35kW P 0=1.35kwn 0= 940r/min n 0=940 r/min T 0=9550×P 0/n 0=9550×1.35/940=13.7N·m ； T 0=13.7N·m I 轴(减速器蜗杆轴)P1= P0×η1=1.35×0.99=1.337kW P1=1.337kWn1= n0/ i01=940/1=940r/min, n1=940r/minT1=9550×P1/n1=9550×1.337/940=13.6N·m；T1=13.6N·mII轴(减速器蜗轮轴)P2= P1×η2×η3= 1.337×0.75×0.99=0.993kW P2=0.993kwn2= n1/i12=940/15.652=60.06r/min n2=60.06r/minT2=9550×P2/n2=9550×0.993/60.06=157.89N·m T2=157.89N·m;III轴(滚筒轴)P3= P2×η3×η4= 0.993×0.99×0.9=0.885kW P3=0.885kwn3= n2/i23=60.06/2.1=28.6r/min n3=28.6r/minT3=9550×P3/n3=9550×0.885/28.6=295.52N·m T3=295.52N·m力参数4 传动零件的设计计算4.1 蜗轮蜗杆的设计计算4.1.1 选择材料蜗杆用45钢，硬度为小于45HRC。
蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10Pb1，砂模铸造，为节约贵金属，仅齿圈用贵金属制成，轮芯用铸铁HT200制造。
4.1.2 确定蜗杆头数Z2及蜗轮齿数Z1由[1]表6-3，按i=15.652，选择蜗杆头数Z 1=2，所以： Z 1=2 Z 2=2× i 蜗＝2×15.652=31.304 Z 2=31则取Z 2=31，则i 蜗= Z 2 /Z 21=31/2=15.5。
i 蜗=15.5 4.1.3 验算传动比理论计算传动比i 理=32.87，实际传动比i 实=i 链×i 蜗=2.1×15.5=32.55， i 实=32.55 则传动比误差为： 0000000597.010087.3255.3287.32100≤=⨯-=⨯-=∆理实理i i i i Δi=0.97%故传动比满足设计要求。
4.1.4 按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算 a) 确定作用在蜗轮上的转矩由前面的计算可知，作用在蜗轮上的转矩T 2=157.89 N·m=157890N.mm 。
T 2=157890 N·mm b) 确定载荷系数K由[1]表6-6中选取使用系数K A =1.0，因为载荷平稳所 K A =1.0 以取载荷分布系数K β=1.0由于蜗轮转速为60.06r/min ，估计蜗轮 K β=1.0 的圆周速度可能较小（v 1〈3m/s ），故选动载荷系数K v =1.0，于是 K v =1.0K=K A ×K β×K v =1.0×1.0×1.0=1. 0 K=1.0 c) 确定许用接触应力[σH ]由表6-7中查得[σH ]’=150N/mm 2；应力循环次数 [σH ]’=150N/mm 2N=60×j ×n 2×L h =60×1×60.06×16×365×8=1.68×108 N= 1.68×108则 [][]288787/45.1051068.11015010'mmN N H H =⨯⨯==σσ [σH ]=105.45N/ mm 2 d) 确定模数m 及蜗杆分度圆直径d 2青铜蜗轮与钢蜗杆配对时，由[1]式 (6-14)有[]2222204.363745.105314961578900.149621mm Z KT d m H =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥σ由[1]表6-2，取模数m=8，d 1=63mm 。
（m 2d 1=4032mm 3） m=8，d 1=63mm e) 验算蜗轮的圆周速度v 2s m n mz n d v /780.010006006.6031810006021000602211=⨯⨯⨯⨯=⨯=⨯=πππ v2=0.780m/s故取K v =1.0是合适的。
4.1.5 分度圆直径d 1、d 2及中心矩a蜗杆分度圆直径d 1=63mm d 1=63mm 蜗轮分度圆直径d 2=m ×Z 1=248mm d 2=248mm 中心矩a=（d 1+d 2）/2=155.5mm取实际中心矩a ’=160mm ，则蜗轮需进行变位。
a ’=160mm 4.1.6 蜗轮的变位系数因为实际中心距与运算中心距有差别，所以蜗轮须变位。
由 [1]式(6-5)得变位系数 5625.085.155160'2=-=-=±m a a x x 2=0.5625 4.1.7 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度由[1]表6-8，按Z 2=31，插值求得YF a =2.162，由[1]表6-9查得 [σF ]’=40N/mm 2，则许用弯曲应力为[][]298696/6.221068.1104010'mm N N F F =⨯⨯==σσ [σF ]= 22.6N/mm 2 由[1]式(6-2)得蜗杆分度圆柱导程角γ，tan γ=Z 1×m/d 1=2×8/63=0.254故γ=14.25°, γ=14.25°由[1]式(6-12)得82486325.14cos 1578900.153.1cos 53.102211⨯⨯⨯⨯⨯==Fa F Y m d d KT γσ =4.05N/mm2<[σF ]=22.6N/mm 2 σF =4.05N/mm 2 则蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。
830.0)037.225.14(25.14955.0)(955.0=︒+︒︒⨯=+=tg tg tg tg v φγγη η=0.830c) 箱体所需散热面积按自然通风计算，取k d =17w/(m 2·o C),油的工作温度t=80o C,周 围空气温度t 0=20o C,则201347.020)-(8017)735.01(337.11000)()1(1000m t t K P A d =⨯-⨯⨯=--≥η A ≥0.347m 2根据设计图可知符合散热要求。
4.1.10 精度及齿面粗糙度的选择由[1]表6-1,V 2=0.780m/s ，为一般动力传动,选取精度等级为8级, 标准为8c GB10089—88。
蜗杆齿面粗糙度R a1≤3.2μm ， R a1≤3.2μm 蜗轮齿面粗糙度R a2≤3.2 μm R a2≤3.2μm 4.1.11 润滑油的选择及装油量的计算 a) 润滑油牌号的选择力----速度因子236131min/01.41940160101578902m N n a T v K s ⋅=⨯⨯===ζ ξ=41.01N·min/m 由[1]图6-15查得40o C ，运动粘度为250mm 2/s ，再由[1]表 6-12选G-N320w 蜗轮蜗杆油。
b) 装油量的计算蜗杆浸油深度为（0.75~1.0）h （h 为蜗杆的螺牙高或全齿高）， 同时油面不能超过蜗杆轴承最低位置滚动体的中心。
4.2 滚子链传动 4.2.1 确定链轮齿数由i=2.1,设链速V ≤0.6~3m/s ，选Z 1=21，Z 0=44。
机械设计(蜗轮蜗杆)
青岛理工大学课程设计说明书课题名称：机械设计课程设计学院：专业班级：学号：学生：指导老师：青岛理工大学教务处年月日《机械设计课程设计》评阅书题目单级蜗轮蜗杆减速器的设计学生姓名学号指导教师评语及成绩指导教师签名：年月日答辩评语及成绩答辩教师签名：年月日教研室意见总成绩：室主任签名：年月日摘要本次课程设计是设计一个单级减速器，根据设计要求确定传动方案，通过比较所给的方案，选择蜗轮蜗杆的传动方案，作为设计方案。
设计过程根据所给输出机的驱动卷筒的圆周力、带速、卷筒直径和传动效率。
确定所选电动机的功率，再确定电动机的转速范围，进而选出所需要的最佳电动机。
计算总传动比并分配各级传动比，计算各轴的转速、转矩和各轴的输入功率。
对传动件的设计，先设计蜗杆，从高速级运动件设计开始，根据功率要求、转速、传动比，及其其他要求，按蜗杆的设计步骤设计，最后确定蜗杆的头数，模数等一系列参数。
本次课程设计我采用的是普通圆柱蜗杆传动，蜗轮蜗杆减速器的优点是，传动比大，传动效率高，传动平稳，降低噪音。
之后设计蜗轮的结构，按《机械设计》所讲的那样设计，接下来对箱体进行大体设计，设计轴的过程中将完成对箱体的总体设计，设计轴主要确定轴的各段轴径及其长度，在此设计过程中完成了对一些附加件的设计包括对轴承的初选，主要是根据轴的轴向及周向定位要求来选定，然后对轴进行强度校核，主要针对危险截面。
这个过程包括一般强度校核和精密校核。
并对轴承进行寿命计算，对键进行校核。
设计过程中主要依据《课程设计》，对一些标准件和其他的一些部件进行选择查取，依据数学公式和经验进行对数据的具体确定。
关键字：减速器，蜗杆，轴，轴承，键目录摘要 (I)1 设计任务 (1)1.1 课程设计的目的 (1)1.2 课程设计要求 (1)1.3 课程设计的数据 (1)2 传动方案拟定 (2)2.1 确定传动方案 (2)2.2 选择单级蜗轮蜗杆减速器 (2)3 电动机的选择 (3)3.1 电动机功率计算 (3)3.2 电动机类型的选择 (3)4 计算传动比及运动和动力参数 (4)4.1 总传动比 (4)4.2 运动参数及动力参数的计算 (4)5 确定蜗轮蜗杆的尺寸 (5)5.1 选择蜗杆传动的类型及材料 (5)5.2 按齿面接触疲劳强度进行设计 (5)5.3 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 (5)5.4 校核齿根弯曲疲劳强度 (6)6 轴的设计计算 (9)6.1 蜗杆轴的设计计算 (9)6.2 蜗轮轴的设计和计算 (10)7 滚动轴承的选择及校核计算 (14)7.1 轴承的选择 (14)7.2 计算轴承的受力 (14)8 键联接的选择及校核计算 (16)8.1 选择键联接的类型和尺寸 (16)8.2 校核键联接的强度 (16)9 联轴器的选择 (18)10 减速器箱体的选择 (19)11 减速器的润滑与密封 (20)11.1 减速器蜗轮蜗杆的传动润滑方式 (20)11.2 减速器轴承润滑方式 (20)11.3 减速器密封装置的选择,通气孔类型 (20)总结 (21)参考文献 (22)1 设计任务1.1 课程设计的目的该课程设计是继《机械设计》课程后的一个重要实践环节，其主要目的是：（1）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，进一步巩固和拓展所学的知识。
(有全套图纸)蜗轮蜗杆传动减速器设计
目录一、课程设计任务书 (2)二、传动方案 (3)三、选择电动机 (3)四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比 (5)五、传动装置的运动和动力参数 (5)六、确定蜗杆的尺寸 (6)七、减速器轴的设计计算 (9)八、键联接的选择与验算 (17)九、密封和润滑 (18)十、铸铁减速器箱主要结构尺寸 (18)十一、减速器附件的设计 (20)十二、小结 (23)十三、参考文献 (23)一、课程设计任务书2007—2008学年第 1 学期机械工程学院（系、部）材料成型及控制工程专业 05-1 班级课程名称：机械设计设计题目：蜗轮蜗杆传动减速器的设计完成期限：自 2007年 12 月 31 日至 2008年 1 月 13 日共 2 周指导教师（签字）：年月日系（教研室）主任（签字）：年月日二、传动方案我选择蜗轮蜗杆传动作为转动装置，传动方案装置如下：三、选择电动机1、电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用选用笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，Y型。
2、电动机容量工作机所需功率wpKWFvpww30.196.010005.25001000=⨯⨯==η根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率96.0=wη。
电动机输出功率dpηwdpp=传动装置的总效率433221ηηηηη⋅⋅⋅=式中，21ηη、…为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。
由表10-2KWPw3.1=电动机外形尺寸：四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比传动装置总传动比：由选定的电动机满载转速m n 和工作机主轴的转速n ，可得传动装置的传动比是：98.82.1591430===n n i m 所得i 符合单级蜗杆减速器传动比的常用范围。
五、传动装置的运动和动力参数1、各轴转速1n 为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速，则：min /14301r n n m ==2n 为蜗轮的转速，由于和工作机连在一起，其转速等于工作主轴转速，则：m in /2.1592r n n ==各轴输入功率按电动机额定功率cd P 计算各轴输入功率，设1P 为蜗杆轴的功率，2P 为蜗轮轴的功率，3P 为工作机主轴的功率。
蜗轮蜗杆减速器设计说明书
蜗轮蜗杆减速器设计说明书蜗轮蜗杆减速器设计说明书1. 引言本设计说明书旨在详细介绍蜗轮蜗杆减速器的设计过程和技术要求，为生产和使用蜗轮蜗杆减速器提供指导。
2. 设计要求2.1 减速比要求根据使用需求，确定蜗轮蜗杆减速器的减速比，确保输出转速满足要求。
2.2 功率传递要求根据输入功率和减速比，计算出减速器的输出功率，确保减速器能够稳定可靠地传递所需的功率。
2.3 结构材料要求选择适当的材料用于蜗轮蜗杆减速器的各个部件，考虑与其他部件的配合要求、强度要求和耐磨损要求等。
2.4 运行安全要求设计减速器时需考虑运行过程中的安全事项，例如温升、冷却要求、噪音控制等。
2.5 可维修性要求对于蜗轮蜗杆减速器的设计，应考虑到其维修和保养过程中的便捷性，方便进行零件更换和维修。
3. 设计参数3.1 输入转速和功率确定减速器的输入转速和功率，作为设计过程的基本参数。
3.2 输出转速和减速比根据输入转速和所需输出转速，计算蜗轮蜗杆减速器的减速比。
3.3 模块尺寸根据减速器的减速比、输入输出轴的直径，计算蜗轮蜗杆减速器的模块尺寸。
3.4 效率和传动比计算减速器的传动效率和传动比，以评估其性能。
4. 结构设计4.1 蜗轮和蜗杆的选择选择合适的蜗轮和蜗杆，确保配合公差满足要求，并且尽量减小间隙，以提高减速器的传动效率。
4.2 轴承选型选择适当的轴承，确保在减速器运行过程中承受的负载和力矩能得到有效的支撑和传递。
4.3 油封设计设计合适的油封结构，确保减速器不会发生润滑油泄漏问题，保持良好的工作环境。
4.4 外壳设计设计合理的外壳结构，使减速器的内部部件得到良好的保护，并方便进行维修和保养。
5. 附件本文档涉及附件，请参考附件表格。
6. 法律名词及注释6.1 著作权法著作权法是指保护作品权益的法律规定，包括著作权的取得、行使和保护等方面。
6.2 专利法专利法是指保护发明创造的法律规定，包括专利权的取得、行使和保护等方面。
6.3 商标法商标法是指保护商标权益的法律规定，包括商标的注册、使用和保护等方面。
西门子伺服电机_蜗轮蜗杆减速机 西门子伺服电机选型手册
西门子伺服电机_蜗轮蜗杆减速机西门子伺服电机选型手册性能特点1．ANRV系列采用单级蜗轮蜗杆传动，也可由两种机座号配合成双级减速传动。
2．箱体、法兰盘、端盖等零件采用优质铝合金压铸而成，外形轻巧美观、结构紧凑、体积小、重量轻，节省安装空间，且不易锈蚀。
3．配套电机采用铝壳电机，散热性能好，安全可靠、效率高、传动平稳、振动小、噪音低。
4．配套动力输出及转矩输出的多种连接结构，满足各种连接需要；箱体外形设计及底脚孔设置布局适应多种安装方式，通用性强。
5．箱体上设置加油孔和放油孔，润滑油定期更换，不宜损耗变质，便于维护保养。
6．由单级蜗杆减速器组合而成的双级蜗杆减速机，具有单级蜗杆减速机的一切优点，可获得较大的传动比。
7．根据用户需要可提供本样本之外的速比和结构形式。
场所条件1．环境温度在-40℃～50℃条件下额定运行。
（0℃以下启动时润滑油要加热到0℃以上）2．海拔不超过1000m。
3．输入转速不大于1500r/min。
4．可用于正反运转，无行业限制ANRV系列蜗轮蜗杆减速电动机型号说明型号说明1．ANRV—蜗轮蜗杆减速机产品代码。
2．整机结构：无代码…单级 E…双级。
3．入轴连接方式：无代码…单输入轴 B…双输入轴 D…带电机输入法兰DB…一端带输入轴，一端带电机输入法兰。
4．产品规格：单级以蜗轮副中心距表示，如75。
双级以两对蜗轮副中心距表示，如40/63。
5．安装型式：单级有B3、B6、B7、B8、V5、V6六种。
双级有AS1、AS2、BS1、BS2、VS1、VS2、PS1、PS2八种。
6．电机功率：配用Y2、YS系列电机，由B5、B14两种安装型式，如2.2（B14）。
（如带输入法兰而没有电机，只填写电机安装型式）。
7．理论传动比：如i=20。
8．附件：A…单输出轴 B…双输出轴 D…防护罩E…转矩臂 F…输出法兰（ANRV40、50、63有F、FB、FL三种形式）。
型号标记选型说明1．为正确选用ANRV系列蜗轮蜗杆减速机，首先应了解以下几点：●负荷条件●使用转速范围或传动比●工作运转情况及环境●安装空间2．确定工作情况系数K1及工作情况修正系数K2根据表一，决定机械负荷种类A、B、C根据运转时间（小时/日）和启动频率（次/小时）从图1中求得工作情况系数K1根据表二，查取工作情况修正系数K23．选定减速机用户须确定工作机输入机械负荷T（转矩），以T乘以工作情况系数K1，再乘以工作情况修正系数K2，即获得减速机应有的输出转矩值，以此为依据，并结合传动比值或输出转数值，选定所需减速机规格。
机械设计课程设计-蜗轮蜗杆减速器设计说明书
机械设计课程设计蜗轮蜗杆减速器的设计一、选择电机1）选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。
2）选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机输送带间的总效率为=式中各按【1】第87页表9.1取η－联轴器传动效率：0.991η－每对轴承传动效率：0.982η－涡轮蜗杆的传动效率：0.803η－卷筒的传动效率：0.964所以电动机所需工作功率3）确定电机转速工作机卷筒的转速为所以电动机转速的可选范围是：符合这一范围的转速有：750、1000、1500三种。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量、价格等因素，为使传动机构结构紧凑，决定选用同步转速为1000。
根据电动机的类型、容量、转速，电机产品目录选定电动机型号Y112M-6,其主要性能如下表1：/(9402 确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：3 计算传动装置各轴的运动和动力参数： 1）各轴转速：Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴 2）各轴输入功率： Ⅰ轴 Ⅱ轴卷筒轴3） 各轴输入转矩：电机轴的输出转矩Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴运动和动力参数结果如下表：940二、涡轮蜗杆的设计1、选择材料及热处理方式。
考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度也不高，蜗杆选用45号刚制造，调至处理，表面硬度220250HBW；涡轮轮缘选用铸锡磷青铜,金属模铸造。
2、选择蜗杆头数和涡轮齿数i=15.16 =2 =i=215.16303、按齿面接触疲劳强度确定模数m和蜗杆分度圆直径1）确定涡轮上的转矩，取，则2)确定载荷系数K=根据工作条件确定系数=1.15 =1.0 =1.1K==1.15 1.0 1.1=1.2653)确定许用接触应力由表查取基本许用接触应力=200MPa应力循环次数 N=故寿命系数4)确定材料弹性系数5）确定模数m和蜗杆分度圆直径查表取m=6.3mm，=80mm4、计算传动中心距a。
涡轮分度圆直径a=满足要求5、验算涡轮圆周速度、相对滑动速度及传动效率<3符合要求tan=0.16,得=8.95°由查表得当量摩擦角=1°47,所以=0.790.80与初值相符。
蜗轮蜗杆减速电机减速机NMRV
NMRVNRVPC+NMRVNMRV+NMRVNMRV - NRVPC + NMRVNMRV+NMRV - NRV+NMRV(*) Low profile key supplied by MotovarioMotovario- 特殊尺寸的轴鍵由摩多利厂供应.DN MP230(..) Only on request (..)非标产品160 / 24160 / 28i = 2,42i = 2,42PC 090NMRV 025-150NMRV 025-150 FNRV 030-150 FNRV 030-150NMRV-NMRV...FNRV-NMRV...FNMRV-NMRV...NRV-NMRV...PC-NMRV...PC-NMRV...FEFFICIENCYEfficiency is a parameter which has a major influence on the sizing of certain applications, and basically depends on gear pair design elements.The mesh data table on page 234 shows dynamic efficiency (n1=1400) and static efficiency values. Remember that these values are only achieved after the unit has been run in.DYNAMIC IRREVERSIBILITYDynamic irreversibility is achieved when the output shaft stops instantly when drive is no longer transmitted through the worm shaft. This condition requires a dynamic efficiency of ηd < 0.5 (see table on page 234).STATIC IRREVERSIBILITYStatic irreversibility is achieved when, with the gear reducer at a standstill, the application of a load to the output shaft does not set in motion the worm shaft. This condition requires a static efficiency of ηs < 0.5 (see table on page 234).效率效率是主要决定选型的考虑因素，基本依据齿轮设计的参数来定。
蜗轮蜗杆减速器课程设计说明书(有CAD图)
学生姓名 边朋博 班级 08 机械设计制造及其自动化（1）班 指导教师 题目 传动系统图： 职 称 教研室
编号 W-10
学
号 08102080128
设计电动卷扬机传动装置
原始数据：
钢绳拉力 F / kN 17 钢绳速度 v /( m ⋅ min ) 8
−1
卷筒直径 D / mm 330
工作条件：
连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限 8 年，运输带速度允 许误差为±5%
要求完成： 1.减速器装配图 1 张（A2） 。 2.零件工作图 2 张（箱体和轴） 。 3.设计说明书 1 份，6000-8000 字。 开始日期 2010 年 12 月 6 日 完成日期 2010 年 12 月 31 日 2010 年
西安理工大学
12
月
1 日
机械设计课程设计
目录
1．电机选择................................................................................................................................................... 1 2．选择传动比.......................
蜗轮蜗杆减速器设计说明书
7计算模数m，m= ×d1/Z1=×29=，∴取m=6
3、按齿根弯曲强度设计
由m≥{(2KT1/φd·Z12)·(YFaYSa/[бF])}1/3
⑴确定公式内的各计算数值
1由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限бFE1=500 mpa，大齿轮弯曲疲劳强度极限бFE2=380 mpa。
∵бf≤ [бf]，∴符合要求
6、验算效率η
η=~ tanγ/tan(γ+ψ)
γ=。；ψv=arctan fv；fv与相对滑速度Vs有关
Vs=πd1n1/60×1000 cosγ=π×80×960/60×1000。= m/s
从表11-8中用插值法查得fv=，ψv=，代入式中得η=>，大于原估计值，因式不用重算。
⑴确定公式内的各计算数值
1试选载荷系数Kt=
2计算小齿轮转矩，由先前算得T3=842790N·mm
3由表10-7选齿宽系数φd=1
4由表10-6查得材料的弹性影响系数 mpa1/2
5由图10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=600 mpa；大齿轮接触疲劳强度极限бHlim2=550 mpa
6计算应力循环次数N1=60×32×(10×250×16×=；N2=/=×106
7由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=; KHN1=
8
9计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，
[бH]1= KHN1·бlim1/S=×600 mpa=774 mpa
[бH]2= KHN2·бlim2/S=×550 mpa=583 mpa
十二、设计小结………………………………………………………22
蜗轮蜗杆减速器说明书.
一级蜗轮蜗杆减速器设计说明书第一章绪论1.1本课题的背景及意义计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术。
本次设计是蜗轮蜗杆减速器，通过本课题的设计，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。
1.1.1 本设计的设计要求机械零件的设计是整个机器设计工作中的一项重要的具体内容，因此，必须从机器整体出发来考虑零件的设计。
设计零件的步骤通常包括：选择零件的类型；确定零件上的载荷；零件失效分析；选择零件的材料；通过承载能力计算初步确定零件的主要尺寸；分析零部件的结构合理性；作出零件工作图和不见装配图。
对一些由专门工厂大批生产的标准件主要是根据机器工作要求和承载能力计算，由标准中合理选择。
根据工艺性及标准化等原则对零件进行结构设计，是分析零部件结构合理性的基础。
有了准确的分析和计算，而如果零件的结构不合理，则不仅不能省工省料，甚至使相互组合的零件不能装配成合乎机器工作和维修要求的良好部件，或者根本装不起来。
1.2.（1）国内减速机产品发展状况国内的减速器多以齿轮传动，蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。
另外材料品质和工艺水平上还有许多弱点。
由于在传动的理论上，工艺水平和材料品质方面没有突破，因此没能从根本上解决传递功率大，传动比大，体积小，重量轻，机械效率高等这些基本要求。
（2）国外减速机产品发展状况国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。
但其传动形式仍以定轴齿轮转动为主，体积和重量问题也未能解决好。
当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。
1.3.本设计的要求本设计的设计要求机械零件的设计是整个机器设计工作中的一项重要的具体内容，因此，必须从机器整体出发来考虑零件的设计计算，而如果零件的结构不合理，则不仅不能省工省料，甚至使相互组合的零件不能装配成合乎机器工作和维修要求的良好部件，或者根本装不起来。
课程设计蜗轮蜗杆减速器的设计
课程设计--蜗轮蜗杆减速器的设计前言国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。
另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点。
由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。
国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。
但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。
当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。
本设计是蜗轮蜗杆减速器的设计。
设计主要针对执行机构的运动展开。
为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零部件的协调动作。
该设计均采用新国标，运用模块化设计，设计内容包括传动件的设计，执行机构的设计及设备零部件等的设计。
该减速器机体全部采用焊接方式，因此本减速器不仅具有铸造机体的所有特点还具有如下优点：（1）结构简单（没有拔模角度、铸造圆角、沉头座）、不需要用木模，大大简化了设计和毛胚的制造；（2）由于钢的弹性模量E及切变模量G要比铸铁大40%~70% ，焊接机体的刚度较高；（3）焊接机体的壁厚通常取为铸造机体的0.7~0.8倍，且其他部分的尺寸也可适当减小，故通常焊接机体比铸造机体轻1/4左右。
因而，近年来，焊接机体日益得到广泛应用，尤其是在单间和小批量生产中。
摘要一击蜗杆蜗轮减速器是减速器的一种形式，这篇一击蜗杆蜗轮减速器的设计说明书主要是将以及蜗杆蜗轮减速器的全部设计过程表达了出来。
整个设计过程按照理论公式和经验公式计算，最终得到较为合理的设计结果。
在设计说明书中，首先，从总体上对动力参数进行了计算，对设计方案进行了选择；再次，对减速器的传动部分进行了设计，具体的说就是对蜗杆和涡轮轴的设计计算与校核计算；最后，对整个减速器的箱体、联接部分，键及轴承，还有润滑方式等细节进行了完善。