機械設計課程設計---單級蝸輪蝸桿減速器

1、<p><b>　　前 言</b></p><p>　　課程設計是考察學生全面在掌握基本理論知識的重要環(huán)節(jié)。在2011年06月27日-2011年07月8日為期兩周的機械設計課程設計。本次是設計一個蝸輪蝸桿減速器，減速器是用于電動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。本減速器屬單級蝸輪蝸桿減速器（電機——聯(lián)軸器——減速器——聯(lián)軸器——滾筒——運輸帶），本人是在指導老師指導下完成的。

2、該課程設計內容包括：任務設計書，參數(shù)選擇，傳動裝置總體設計，電動機的選擇，運動參數(shù)計算，蝸輪蝸桿傳動設計，蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計，蝸輪軸的尺寸設計，減速器箱體的結構設計，減速器其他零件的選擇，減速器的熱平衡，軸承壽命的計算，繪制零件圖一張和繪制裝配草圖及裝配圖一張(A1)。設計參數(shù)的確定和方案的選擇通過查詢有關資料所得。</p><p>　　該減速器的設計基本上符合生產(chǎn)設計要求，限于作者初學水平，錯誤及不妥之處

3、望老師批評指正。</p><p>　　第一章. 機械設計課程設計任務書</p><p>　　第二章. 傳動方案選擇及機構運動簡圖</p><p>　　2.1傳動方案的選擇</p><p>　　該工作機采用的是原動機為Y系列三相籠型異步電動機，三相籠型異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷式電動機，電壓380 V，其結構簡單、工作可靠、價格低廉、維

4、護方便；另外其傳動功率大，傳動轉矩也比較大，噪聲小，在室內使用比較環(huán)保。</p><p>　　因為三相電動機及輸送帶工作時都有輕微振動，所以采用彈性聯(lián)軸器能緩沖各吸振作用，以減少振動帶來的不必要的機械損耗。</p><p>　　總而言之，此工作機屬于小功率、載荷變化不大的工作機，其各部分零件的標準化程度高，設計與維護及維修成本低；結構較為簡單，傳動的效率比較高，適應工作條件能力強，可靠性高

5、，能滿足設計任務中要求的設計條件及環(huán)境。</p><p><b>　　2.2機構運動簡圖</b></p><p>　　圖2-1 機構運動簡圖</p><p><b>　　1—電動機</b></p><p><b>　　2、4—聯(lián)軸器</b></p><p&g

6、t;　　3一級蝸輪蝸桿減速器</p><p><b>　　5—傳動滾筒</b></p><p><b>　　6—輸送帶</b></p><p>　　第三章. 電動機的選擇和運動參數(shù)的計算</p><p><b>　　3.1電動機的選擇</b></p><p&

7、gt;　　1. 選擇電動機的類型</p><p>　　按工作要求和條件選取Y系列一般用途全封閉自扇冷鼠籠式三相異步電動機。</p><p><b>　　2.選擇電動機容量</b></p><p>　?。?）工作機各傳動部件的傳動效率及總效率</p><p>　　查《機械設計課程設計》表2.3各類傳動、軸承及聯(lián)軸器效率的概

8、略值，減速機構使用了一對滾動球軸承，一對聯(lián)軸器和單線蝸輪蝸桿機構，各機構傳動效率如下：</p><p><b>　?。?； </b></p><p><b>　　減速機構的總效率</b></p><p>　?。?）選擇電動機的功率</p><p>　　所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的

9、功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。</p><p>　　電動機所需的功率 ：</p><p><b>　　Pd = Pw/;</b></p><p>　　式中 Pd—工作機要求的電動機輸出功率，單位為KW；</p>

10、<p>　　—電動機至工作機之間傳動裝置的總效率；</p><p>　　Pw—工作機所需輸入功率，單位為KW；</p><p><b>　　輸送機所需的功率:</b></p><p>　　Pdmax=Fv／1000=2500×1.5／1000×0.768=4.88kW;</p><p>

11、　　查《機械設計課程設計》表2.1，選取電動機的額定功率P=5.5kw。</p><p>　　（3）選擇電動機的轉速</p><p>　　傳動裝置的傳動比的確定：</p><p>　　查《機械設計》書中得各級齒輪傳動比如下：;</p><p><b>　　理論總傳動比：;</b></p><p>

12、<b>　　電動機的轉速：</b></p><p>　　卷筒軸的工作轉速：==63.66 r/min</p><p>　　所以電動機轉速的可選范圍為：</p><p>　　= =（5~82）×63.66=318.3~5441.5r/min</p><p>　　根據(jù)上面所算得的原動機的功率與轉速范圍，符合這一范圍

13、的同步轉速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min四種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為750 r/min的電動機。其主要功能如表3-1：</p><p>　　表3-1 Y160M2-8型電動機主要功能</p><p>　　注：電動機軸伸出段直徑/mm 42k6; 電動機軸伸出段安

14、裝長度/mm 110 電動機中心高度/mm 160 電動機外形尺寸長*寬*高/mm 600*325*335</p><p>　　3.2運動及動力參數(shù)的計算</p><p><b>　　1各軸轉速計算</b></p><p>　?。?）實際總傳動比及各級傳動比配置：</p><p>　　由于是蝸桿傳動，傳動比都

15、集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。則總傳動比: i=nm／nw=720／63.66=11.3 </p><p><b>　?。?）各軸轉速：</b></p><p>　　蝸桿軸轉速：n1=720r/min</p><p>　　蝸輪軸轉速：n2=63.72r/min</p><p><b>　　2各軸輸入功率

16、計算</b></p><p>　　蝸桿軸功率：= **=5.5×0.99×0.99=5.39kW</p><p>　　蝸桿軸功率：= *=5.39×0.8=4.31kW</p><p>　　卷筒軸功率：= **=4.31×0.99×0.99=4.23kW</p><p>&l

17、t;b>　　3各軸輸入轉矩計算</b></p><p>　　電動機軸：T=9550=9550×5.5／720≈72.95Nm</p><p>　　蝸桿軸：= T×i××≈71.50Nm</p><p>　　蝸輪軸：= ×i×≈646.36Nm</p><p>　　卷

18、筒軸：= ×i××≈633.50Nm</p><p>　　表3-2 各軸動力參數(shù)表</p><p>　　第四章. 傳動零件的設計計算</p><p><b>　　4.1選擇蝸桿類型</b></p><p>　　根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。</p&g

19、t;<p><b>　　4.2材料選擇</b></p><p>　　考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度中等，故蝸桿采用45剛；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55HRC；蝸輪選用鑄錫磷青銅（ZCuSn10P1）,砂模鑄造；為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用青銅鑄造，而輪芯用灰鑄鐵（HT100）制造。</p><p>　　4.3按

20、齒面接觸強度設計</p><p>　　根據(jù)閉式蝸桿蝸輪的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行計算，再校核齒根彎曲疲勞強度。由《機械設計》式（11-12）則傳動中心距為</p><p><b>　?。?）確定輪上轉矩</b></p><p>　　按=4，效率為0.8，則 </p><p><b>　?。?）確定載荷

21、系數(shù)</b></p><p>　　因工作是有輕微振動，故取載荷分布不均勻系數(shù)=1，由《機械設計》表11-5選取使用系數(shù)=1.15，由于轉速不是很高，沖擊不大，可選取動載荷系數(shù)=1.05，則 K==1×1.15×1.05=1.21</p><p>　?。?）確定彈性影響系數(shù)</p><p>　　因為選用的是錫磷青銅（ZCuSn10P1

22、）的蝸輪和45剛蝸桿相配，故</p><p><b>　　（4）確定接觸系數(shù)</b></p><p>　　先假設蝸桿分度遠直徑和傳動中心距的比值為=0.35，從《機械設計》圖11-18中查得=2.9</p><p>　?。?）確定許用接觸應力[]H</p><p>　　根據(jù)蝸輪材料為錫磷青銅（ZCuSn10P1），金屬模

23、鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度＞45HRC，可從《機械設計》表11-7查得蝸輪的基本許用應力 =268MPa。</p><p>　　應力循環(huán)次數(shù)N=60=60163.72（88365）=8.93</p><p>　　壽命系數(shù) =0.7606 ，則</p><p>　　==0.7606268=203.84MPa</p><p><b>　

24、?。?）計算中心距</b></p><p><b>　　a=</b></p><p>　　取中心距a=225mm，因為=11.3，故從表11-2中選取模數(shù)m=8mm，蝸桿分度圓直徑d1=80mm，這時d1/a=0.356，與假設相近，從《機械設計》圖11-18中可查得=2.8<，因此以上計算結果可用。</p><p>　　4.

25、4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸</p><p><b>　　蝸桿</b></p><p>　　軸向齒距Pa1=25.1mm；直徑系數(shù)q=10.00；齒頂圓直徑=96mm；齒根圓直徑=60mm；分度圓導程角=arctan=arctan=21.80°（右旋）；軸向齒厚=12.6mm。</p><p><b>　　蝸輪</

26、b></p><p>　　蝸輪齒數(shù)：=47；變位系數(shù)=-0.375；驗算傳動比：==11.75，這時傳動誤差為=3.98%5%是允許的</p><p>　　21.80°（右旋）</p><p><b>　　蝸輪分度圓直徑：；</b></p><p>　　蝸輪喉圓直徑：=+=376+2（1-0.375）8=

27、386mm；</p><p>　　蝸輪齒根圓直徑：=+=376-2（1+0.25+0.375）8=350mm；</p><p>　　蝸輪咽喉母圓半徑：=a-=225-386=32mm；</p><p>　　蝸輪輪緣寬度：b=72mm。</p><p>　　4.5 校核齒根彎曲疲勞強度</p><p><b>

28、　　當量齒數(shù)=</b></p><p>　　根據(jù)=-0.375，=58.72，從《機械設計》圖11-19中可查得齒形系數(shù)2.15</p><p><b>　　螺旋系數(shù)=</b></p><p><b>　　許用彎曲應力 =</b></p><p>　　從表11-8中查得由ZCuSn10P

29、1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56MPa</p><p><b>　　壽命系數(shù) </b></p><p>　　==560.5783=33.99MPa</p><p><b>　　所以==</b></p><p>　　<,彎曲強度校核滿足要求。</p><p><

30、b>　　4.6 驗算效率η</b></p><p>　　已知=21.80°，=，與相對滑移速度有關</p><p>　　從《機械設計》表11-18中用插值法查得=0.0272，=1.553°代入上式得</p><p>　　大于原估計值，因此不用重算。</p><p><b>　　4.7熱平衡計算

31、</b></p><p><b>　　1估算散熱面積A</b></p><p><b>　　A=</b></p><p>　　2驗算油的工作溫度ti</p><p><b>　　室溫：通常取。</b></p><p>　　散熱系數(shù)=14~17

32、.5：取Ks=17.5 W/(㎡·℃)；</p><p><b>　　嚙合效率；</b></p><p>　　軸承效率0.98~0.99，取軸承效率 2=0.99；</p><p>　　攪油效率0.94~0.99，攪油效率3=0.98；</p><p>　　=1×2×3=0.88×

33、0.99×0.98=0.85</p><p><b>　　53.9℃＜80℃</b></p><p><b>　　油溫未超過限度</b></p><p>　　第五章. 軸的設計計算及校核</p><p>　　5.1蝸桿軸的設計及校核</p><p>　　圖5-1 蝸

34、桿軸草圖</p><p>　?。?）選擇軸的材料及熱處理</p><p>　　考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要向蝸輪傳遞轉矩，其傳遞的功率不大，對其重量和尺寸無特殊要求，故選擇常用的45鋼，調質處理。查《機械設計》（表15-1）硬度HBS=217 ~ 255Mpa，強度極限=640 Mpa，=355Mpa，=275Mpa，=155Mpa，=60Mpa。</p>

35、;<p>　?。?）求蝸桿軸上的功率、轉速和轉矩</p><p>　　由第3章可知 ，，。</p><p>　?。?）求作用在蝸桿上的力</p><p>　　因已知蝸桿的分度圓直徑為80mm，則</p><p><b>　　切向力 </b></p><p><b>　　軸向

36、力 </b></p><p><b>　　徑向力 </b></p><p>　?。?）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　查《機械設計》（表15-3）先初步校核估算軸的最小直徑，取A。=112</p><p><b>　?。?）軸的結構設計</b></p><p

37、><b>　　[1]初選軸承</b></p><p>　　初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承；參照工作要求并根據(jù)=55mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承。查《機械設計課程設計》（表5-11）初選型號為7211C，其尺寸為d×D×B=55mm×100mm×21mm。</p&

38、gt;<p>　　[2]各軸段徑向尺寸確定</p><p>　　初估軸徑后,就可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段I-II為最小端,故該段直徑為42mm。III-IV段安裝軸承，故該段直徑為55mm，為了設計的需要，考慮安裝密封裝置，設計II-III段的直徑為50mm。IV-V段為擋油環(huán)提供軸向定位，選直徑為64mm，取V-VI段直徑為50mm。VI-VII段為蝸桿，直徑是蝸桿的分度

39、圓直徑為80，Ⅶ-Ⅷ直徑和V-VI段一樣為50mm。Ⅷ-Ⅸ直徑和IV-V一樣，選直徑為64mm，Ⅸ-Ⅹ段是安裝軸承，所以選直徑為55mm。</p><p>　　[3]各軸段軸向尺寸確定</p><p>　　I-II段安裝聯(lián)軸器，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度可取107mm。II-III段裝端蓋，長為80 mm。軸段III-IV的長度為30mm。軸段I

40、V-V裝長度為10mm。V-VI段的長度為70，查《機械設計》（表11-4 b1≥（12.5+0.09z2）m），計算得出VI-VII的長度為140 mm，Ⅶ-Ⅷ長度為60mm，而Ⅷ-Ⅸ段的長度為10mm，Ⅸ-Ⅹ的長度為44mm。</p><p>　　[4]軸上零件的周向定位</p><p>　　為了保證良好的對中性，與軸承內圈配合軸徑選用H7/m6配合，軸承外圈與套杯采用H7/k6的配合

41、，聯(lián)軸器與軸采用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為鍵寬b*鍵高h 12*8 GB1096-79,鍵長100mm。</p><p>　　[5]軸上倒角與圓角</p><p>　　為保證7211C軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸環(huán)圓角半徑為1.5mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據(jù)標準《機械設計》（表15-2），軸的左右端倒角均為1.6*45°。</p>

42、;<p>　?。?）按彎扭合成校核高速軸的強度</p><p>　　在確定軸承支點位置時，查《機械設計手冊》得7211C角接觸球軸承的a=20.9mm，由查《機械設計》（圖15-23）a’=l/3因此，做出簡支梁的軸的跨距為312mm。</p><p><b>　　切向力 </b></p><p><b>　　軸向力 &

43、lt;/b></p><p><b>　　徑向力 </b></p><p>　　① 繪出軸的計算簡圖 5-2(a)圖</p><p>　?、?繪制垂直面彎矩圖 5-2(b)圖</p><p><b>　　軸承支反力：</b></p><p><b>　　N&l

44、t;/b></p><p><b>　　N </b></p><p><b>　　計算彎矩：</b></p><p><b>　　截面C右側彎矩</b></p><p><b>　　截面C左側彎矩</b></p><p>　　

45、③繪制水平面彎矩圖 5-2(c)圖</p><p><b>　　軸承支反力：</b></p><p><b>　　截面C左側彎矩 </b></p><p><b>　　截面C右側彎矩</b></p><p>　?、?繪制合成彎矩圖 5-2(d)圖</p><

46、p>　?、?繪制轉矩圖 5-2(e)圖</p><p><b>　　N.m</b></p><p>　?、?繪制當量彎矩圖 5-2(f)圖</p><p>　　轉矩產(chǎn)生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取0.6，截面C處的當量彎矩為</p><p>　?、?校核危險截面C的強度</p><p>&l

47、t;b>　　＜，安全。</b></p><p>　　圖5-2 高速軸的彎矩和轉矩(a)軸的結構 (b)受力簡圖 (c)水平面的受力和彎矩圖(d)垂直面的受力和彎矩圖 (e)合成彎矩圖 (f)轉矩圖 (g)計算彎矩圖</p><p><b>　　5.2蝸輪軸的設計</b></p><p><b>　　(1)蝸輪軸的設計

48、</b></p><p><b>　　5-3 蝸輪軸草圖</b></p><p>　?。?） 求作用在蝸輪上的力</p><p>　　已知蝸輪的分度圓直徑為==8×47=376mm，所以得==，，。 </p><p>　　（3）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　選取軸

49、的材料為45剛，調質處理。根據(jù)《機械設計》式15-2，取A。=112，于是得。</p><p>　?。?） 軸的結構設計</p><p>　　[1]根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑</p><p>　　初估軸徑后,可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段I-II為最小端,裝軸承，故該段直徑為55mm。為了設計的需要，考慮軸的軸向定位，設計II-III段

50、的直徑為64mm。III-IV段為齒輪的軸向定位提供軸肩，取設計直徑為116mm。IV-V段安裝蝸輪，故該段直徑為90mm，齒輪左端用套筒定位。V-VI段裝套筒和軸承，直徑和I-II段一樣為55mm。Ⅵ-Ⅶ段安裝軸承端蓋，采用氈油封，所用直徑為50mm。Ⅶ-Ⅷ安裝聯(lián)軸器，故該段直徑為48mm。</p><p>　　[2]各軸段長度的確定</p><p>　　I-II段長為軸承的寬度為22m

51、m。II-III段長度為為20mm, III-IV段為軸間的長度為10mm。IV-V裝蝸輪，長為140mm。軸段V-VI的長度為35mm。軸段Ⅵ-Ⅶ裝軸承端蓋，長度為60mm。齒輪寬加齒輪間隙為75mm。Ⅶ-Ⅷ段的長度為小齒輪的輪轂的長度為107mm。</p><p>　　[3]軸上零件的周向定位</p><p>　　為了保證良好的對中性，蝸輪與軸選用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為25*14

52、 GB1096-79,鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵長為125mm；同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，所以選擇蝸輪與輪轂的配合為；聯(lián)軸器與軸采用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為鍵寬b*鍵高h 14*9 GB1096-79，鍵長為100mm；軸與軸承內圈配合軸徑選用H7/m6的配合。</p><p>　　[4]軸上零件的周向定位</p><p>　　為保證7211C軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面

53、，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1.5mm。其他軸肩圓角半徑分別由具體軸徑而定。根據(jù)標準軸的左端倒角均為2*45°，右端倒角均為1.6*45°。</p><p>　　第六章. 箱體的設計</p><p>　　6.1箱體的基本結構設計</p><p>　　參考機械設計手冊V5m/s，采用下置剖分式蝸桿減速器。</p><p

54、>　　6.2箱體的材料及制造方法：選用鑄鐵HT100，砂型鑄造。</p><p>　　6.3鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系</p><p>　　表6-1 鑄鐵減速器箱體主要結構尺寸參數(shù)</p><p>　　表6-2 凸臺及凸緣的結構尺寸</p><p>　　第七章．軸承等相關標準件的選擇</p><p><b&

55、gt;　　7.1軸承的選擇</b></p><p>　　（1）減速器軸承選取</p><p>　　高速軸選用 7211C；低速軸選用 7211C。</p><p>　　表7-1 減速器各軸所用軸承代號及尺寸</p><p>　　（2）高速級軸承壽命驗算</p><p><b>　　預期壽命&l

56、t;/b></p><p>　　要求使用壽命L=8年×365天×8小時=23360小時</p><p><b>　　壽命計算</b></p><p>　　高速軸使用7211C型角接觸球軸承</p><p>　　，，，=52.8KN，=40.5KN，軸頸d=55mm，轉速n1=720r/min&l

57、t;/p><p>　　徑向載荷 Fr=905.40N，軸向載荷 Fa=3434.17。確定e的值： 查表16-12得e=0.46。</p><p>　　由于B端軸承相對于A端軸承受載較大，所以要對B段進行校核， 查《機械設計》表13-5得，X=0.44,Y=1.23。由《機械設計》式13-8a得</p><p>　　P=fp（XFr+YFa）=1*（0.44*905.4

58、0+1.23*3434.17）=4622.41N</p><p>　　即將軸承在受徑向載荷和軸向載荷時的壽命轉化為只承受純徑向載荷時的壽命，根據(jù)《機械設計》式13-5，有</p><p><b>　　Lh=</b></p><p>　　求得的值遠大于預期壽命，所以這個減速器的高速軸正常使用，工作8年不需要更換換軸承。</p>&l

59、t;p><b>　　7.2聯(lián)軸器的選擇</b></p><p>　　（1）輸入軸聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　查《機械設計》（表15-3）初估軸的最小直徑，取A。=112，。</p><p>　　輸入軸通過聯(lián)軸器與電動機相連的，所以軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器，為了使所選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的

60、計算轉矩，查《機械設計》表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取=1.3，則：</p><p><b>　　=92.95m</b></p><p>　　按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查《機械設計課程設計》（表6-8），選用HL3（JB42*84 GB5014-85）彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為630Nm，半聯(lián)軸器的孔徑d=42mm，孔長度L=112mm，半聯(lián)軸器

61、與軸配合的轂孔長度L1=84mm。</p><p>　?。?）輸出軸聯(lián)軸器的確定</p><p>　　同理，查《機械設計》（表15-3）初估軸的最小直徑，取A。=112，于是得。</p><p>　　輸出軸通過聯(lián)軸器與電動機相連的，所以軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器，為了使所選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查《機械設計》表1

62、4-1，考慮到轉矩變化很小，故取=1.3，則：</p><p><b>　　=904.90m</b></p><p>　　按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查《機械設計課程設計》（表6-8），選用HL4（JB42*84 GB5014-85）彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250Nm，半聯(lián)軸器的孔徑d=48mm，孔長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=

63、84mm。</p><p>　　7.3螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇</p><p>　　考慮到減速器的工作條件，后續(xù)箱體附件的結構，以及其他因素的影響選用：</p><p>　　螺栓GB/T5780-2000 M8*20 數(shù)量為3個；GB/T 5780-2000 M12*60 數(shù)量為20個；GB/T 5780-2000 M14*60 數(shù)量為4個；GB/T 5780-200

64、0 M18*140 數(shù)量為4個。</p><p>　　螺母GB/T 41-2000 M14 數(shù)量為4個；GB/T 41-2000 M18 數(shù)量為4個。</p><p>　　螺釘M30*2JB/ZQ4450-86 數(shù)量為1個</p><p>　　7.4銷，墊圈墊片的選擇</p><p>　　選用銷GB117-86，B8*30,數(shù)量為1個；選

65、用墊圈GB93-87,數(shù)量為1個；選用石棉橡密封圈2個；選用08F調整墊片 4個。</p><p>　　7.5鍵的選擇和強度校核</p><p>　?。?） 高速軸鍵聯(lián)接的選擇和強度校核</p><p>　　高速軸采用蝸桿軸結構，因此無需采用鍵聯(lián)接。</p><p>　?。?）低速軸與蝸輪聯(lián)接用鍵的選擇和強度校核</p><

66、;p>　　選用普通平鍵（A型）</p><p>　　按低速軸裝蝸輪處的軸徑d=90mm，以及輪轂長 =140mm，查《機械設計》表6-1，選用鍵25×14 GB1096—79，鍵長125mm。</p><p><b>　　強度校核</b></p><p>　　鍵材料選用45鋼，查表知，鍵的工作長度mm，mm，按公式的擠壓應力&l

67、t;/p><p>　　，小于，故鍵的聯(lián)接的強度是足夠的。</p><p>　　同理可以證明聯(lián)軸器處裝鍵也滿足強度要求</p><p>　　有關其他的標準件，常用件，專用件，詳見后續(xù)裝配圖。</p><p>　　第八章．減速器結構與潤滑等概要說明</p><p>　　在以上設計選擇的基礎上，對該減速器的結構，減速器箱體的結構

68、，軸承端蓋的結構尺寸，減速器的潤滑與密封，減速器的附件作一簡要的闡述。</p><p><b>　　8.1減速器的結構</b></p><p>　　本課題所設計的減速器，其基本結構設計是在參照裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿），軸和軸承，聯(lián)結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等）。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。</p><p

69、>　　該減速器箱體采用鑄造的剖分式結構形式，具體結構詳見裝配圖。</p><p><b>　　8.2速器的潤滑</b></p><p>　　蝸輪傳動部分采用浸油潤滑, 查《機械設計課程設計》，潤滑油的粘度為118cSt（100°C）。軸承采用脂潤滑，查《機械設計課程設計》潤滑脂的牌號為ZL-2。</p><p>　　蝸輪圓周速度

70、v<5m/s所以采用浸油潤滑；軸承采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度H1 對于蝸桿下置一般為（0.75 ~1）個齒高，但油面不應高于蝸桿軸承下方滾動體中心，取浸油深度H1為10mm。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱，取油池深度H2≥30~50mm。換油時間為半年，主要取決

71、于油中雜質多少及被氧化、被污染的程度。查手冊選擇L-CKB 150號工業(yè)齒輪潤滑油。</p><p><b>　　8.3密封</b></p><p>　　減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內側、箱體接合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。</p><p>　?。?）軸伸出處的密封</p><p>　　作用是使?jié)L

72、動軸承與箱外隔絕，防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結構簡單、價格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。</p><p>　?。?）軸承內側的密封</p><p>　　該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于脂潤滑的軸承，防止過多的油進入軸承內，破壞脂的潤滑效果。</p><p

73、>　　（3）箱蓋與箱座接合面的密封的接合面上涂上密封膠。</p><p><b>　　8.4附件的設計</b></p><p>　?。?）窺視孔蓋和窺視孔</p><p>　　為了檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸斑點、齒側間隙及向箱內注油等，在箱蓋頂部設置便于觀察傳動件嚙合的位置并且有足夠大的窺視孔，箱體上窺視孔處應凸出一塊，以便加工出與孔蓋

74、的接觸面。</p><p>　　（2） 排油孔、放油油塞、通氣器、油標</p><p>　　為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座底部設有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放，平時排油孔用油塞及封油墊封住。本設計中采用螺塞M10×1 。</p><p>　　為了檢查減速器內的油面高度，應在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位設置油標。<

75、/p><p><b>　?。?） 吊耳和吊鉤</b></p><p>　　為了拆卸及搬運減速器，應在箱蓋上鑄出吊耳環(huán)，并在箱座上鑄出吊鉤，吊鉤和吊耳的尺寸可以根據(jù)具體情況加以修改。</p><p><b>　　第九章．設計小結</b></p><p>　　通過兩個星期的努力，終于完成了單級蝸桿減速器的設

76、計，我覺得自己受益非淺。</p><p>　　機械設計課程設計是機械設計課程的一個重要環(huán)節(jié)，它可以讓我們進一步鞏固和加深學生所學的理論知識，通過設計把機械設計及其他有關先修課程（如機械制圖、理論力學、材料力學、工程材料等）中所獲得的理論知識在設計實踐中加以綜合運用，使理論知識和生產(chǎn)實踐密切的結合起來。而且，本次設計是我們學生首次進行完整綜合的機械設計，它讓我樹立了正確的設計思想，培養(yǎng)了我對機械工程設計的獨立工作能

77、力；讓我具有了初步的機構選型與組合和確定傳動方案的能力；為我今后的設計工作打了良好的基礎。</p><p>　　通過本次課程設計，還提高了我的計算和制圖能力；我能夠比較熟悉地運用有關參考資料、計算圖表、手冊、圖集、規(guī)范；熟悉有關的國家標準和行業(yè)標準（如GB、JB等），獲得了一個工程技術人員在機械設計方面所必須具備的基本技能訓練。</p><p>　　當一份比較象樣的課程設計完成的時候，我的

78、內心無法用文字來表達。幾天以來日日夜夜的計算與繪圖和在電腦前編輯排版說明書，讓我感覺做大學生活原來也可以這么充實。但是，所有的這一切，都是值得的，讓我感覺大學是如此的充實。</p><p>　　在次，我還要感謝老師對我這次課程設計指導對我本次課程設計，感謝對我作出過幫忙與關心的同學，謝謝你們，沒有你們，我一個人無法完成本次設計。</p><p><b>　　第十章．參考文獻<

79、;/b></p><p>　　[1]周元康 林昌華 張海兵.《機械設計課程設》.重慶大學出版社，2011.1；[2]濮良貴 紀明剛.《機械設計》.北京：高等教育出版社，2006.5； [3]李榮隆，《現(xiàn)代工程制圖》，南京大學出版社；[4]朱龍根，《機械設計手冊》，機械工業(yè)出版社；[5]彭金科，王剛，《機械制圖》，西北大學出版社，2007.8；</p><p>　　[6]哈爾濱

80、工業(yè)大學理論力學教研室 編 《理論力學》 ---北京：高等教育出版社 ，2002.8 （2003重?。?lt;/p><p>　　[7]張代東 主編 《機械工程材料應用基礎》 --北京：機械工業(yè)出版社 ，2001.6；</p><p>　　[8]  劉鴻文主編 《簡明材料力學》 高等教育出版社，2006；</p><p>　　[9]  孫恒、