蜗轮蜗杆减速器专业课程设计含图纸.doc

蜗轮蜗杆减速器设计
摘 要
　　　　通过对减速器简朴理解，开始学习设计齿轮减速器，尝试设计增强感性认知和对社会适应能力，及进一步巩固已学过理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题，以求把理论和实践结合一起，为后来工作和更好学习积累经验。　　　　学习如何进行机械设计，理解机械传动装置原理及参数搭配。学习运用各种工具，例如CAD等，直观呈当前平面图上。通过对圆柱齿轮减速器设计，对齿轮减速器有个简朴理解与认知。齿轮减速器是机械传动装置中不可缺少一某些。机械传动装置在不断使用过程中，会不同限度磨损，因而要经常对机械予以维护和保养，延长其使用寿命，高效化运营，提高生产效率，减少生产成本，获得最大使用效率。

核心词：机械传动装置、齿轮减速器、设计原理与参数配备

In this paper
Through the simple understanding of the speed reducer, started learning design of gear reducer, attempt to design enhance the perceptual cognition and ability to adapt to society, and further consolidate the learned theory knowledge, to improve the integrated use of knowledge discovery and solve problems, in order to combine theory and practice together, for the later work and better learning experience. Learn how to do mechanical design, to understand the principle of mechanical transmission device and parameter collocation. Study using a variety of tools, such as CAD, intuitive present on the floor plan. Through the design of cylindrical gear reducer, gear reducer is a simple understanding and cognition. Gear reducer is an indispensable part of in mechanical transmission device. Mechanical transmission device in use process, will be different degree of wear and tear, so often to mechanical maintenance and maintenance, prolong the service life and highly effective operation, improve production efficiency, reduce the cost of production, achieve maximum efficiency.

Keywords: mechanical transmission gear, gear reducer, the design principle and parameter configuration

目 录
摘要 I
In this paper II
1．电机选取 1
2．选取传动比 2
2.1总传动比 2
2.2减速装置传动比分派 2
3．各轴参数 2
3.1各轴转速 2
3.2各轴输入功率 3
3.3各轴输出功率 3
3.4各轴输入转矩 3
3.5各轴输出转矩 3
3.6各轴运动参数表 4
4.蜗轮蜗杆选取 4
4.1选取蜗轮蜗杆传动类型 4
4.2选取材料 4
4.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设 4
4.4蜗杆与蜗轮重要参数与几何尺寸 6
4.5校核齿根弯曲疲劳强度 7
4.6验算效率 7
4.7精度级别公差和表面粗糙度拟定 8
5．圆柱齿轮设计 8
5.1材料选取 8
5.2按齿面接触强度计算设计 8
5.3计算 9
5.4按齿根弯曲强度计算设计 10
5.5取几何尺寸计算 11
6． 轴设计计算 12
6.1蜗杆轴 12
6.1.1按扭矩初算轴径 12
6.1.2蜗杆构造设计 12
6.2蜗轮轴 13
6.2.1输出轴设计计算 13
6.2.2轴构造设计 14
6.3蜗杆轴校核 15
6.3.1求轴上载荷 15
6.3.2精度校核轴疲劳强度 17
6.4蜗轮轴强度校核 20
6.4.1精度校核轴疲劳强度 22
6.4.2精度校核轴疲劳强度 22
7.滚动轴承选取及校核计算 25
7.1蜗杆轴上轴承选取和寿命计算 25
7.2蜗杆轴上轴承选取计算 27
8.键连接选取及校核计算 30
8.1输入轴与电动机轴采用平键连接 30
8.2输出轴与联轴器连接采用平键连接 30
8.3输出轴与蜗轮连接用平键连接 31
9．联轴器选取计算 31
9.1与电机输出轴配合联轴器 31
9.2与二级齿轮降速齿轮轴配合联轴器 32
10.润滑和密封阐明 32
10.1润滑阐明 32
10.2密封阐明 33
11．拆装和调节阐明 33
12．减速箱体附件阐明 33
13.设计小结 33
14．参照文献 34

1．电机选取
工作机所需输入功率
所需电动机输出功率

传递装置总效率

式中：
：蜗杆传动效率0.75
：每对轴承传动效率0.98
：直齿圆柱齿轮传动效率0.97
：联轴器效率0.99
：卷筒传动效率0.96
因此

故选电动机额定功率为4kw

符合这一规定同步转速有750r/min ，1000r/min ，1500r/min电机容量选取比较：

电动机比较
方案
型号
额定功率
/kw
同步转速
/r/min
满载转速
/r/min
重量
价格
1
Y160M-8
4
750
720
重
高
2
Y132M-6
4
1000
960
中
中
3
Y112M-4
4
1500
1440
轻
低

考虑电动机和传动装置尺寸 重量及成本，可见第二种方案较合理，因而选取型号为：Y132M-6D电动机。
2．选取传动比
2.1总传动比

2.2减速装置传动比分派

因此

3．各轴参数
将传动装置各轴从高速到低速依次定为I轴 II轴 III轴 IV轴 ：、 、、、依次为电动机与I轴 I轴与II轴 II轴与III轴 III轴与V轴传动效率 则：
3.1各轴转速

3.2各轴输入功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.3各轴输出功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.4各轴输入转矩
电动机
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.5各轴输出转矩
电动机
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.6各轴运动参数表
各轴运动参数表
轴号
功率
转矩(N·m)
转速(r/min)
传动i
效率
输入
输出
输入
输出
电机轴
4
3.5578

35.39
7
960
1

0.99
1轴
3.5233
3.4579
35.0388
34.3380
960
31.0875
2轴
2.5889
2.2571
800.620
784.5997
30.8806
0.735
1
3轴
2.5117
2.4615
776.754
761.2185
30.8806
0.9702
4
卷轴
2.3876
2.3398
2953.53
2894.457
7.72
0.9506

4.蜗轮蜗杆选取

4.1选取蜗轮蜗杆传动类型
依照GB/T10085—1998 选取ZI
4.2选取材料
蜗杆选45钢，齿面规定淬火，硬度为45-55HRC.
蜗轮用ZCuSn10P1,金属模制造。
为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造
4.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设
（1）依照闭式蜗杆传动设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计
进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由文献[1]P254式（11-12）， 传动中心距

由 前面设计知作用在蜗轮上转矩T2，按Z=1,估取，则：

（2）拟定载荷系数K
因工作比较稳定，取载荷分布不均系数；由文献[1]P253表11-5选用使用系数；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系；则

（3）拟定弹性影响系数
因选用是45钢蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配缘故，有
（4）拟定接触系数
先假设蜗杆分度圆直径 和中心距比值，从文献[1]P253图11-18中可查到
（5）拟定许用接触应力
依照选用蜗轮材料为ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，可从文献[1]P254表11-7中查蜗轮基本许用应力
应力循环次数

寿命系数
则
（6）计算中心距:

取a=160mm，由 i=30，则从文献[1]P245表11-2中查取，模数m=8蜗杆分度圆直径从图中11-18中可查，由于＜，即以上算法有效。
4.4蜗杆与蜗轮重要参数与几何尺寸

（1）蜗杆
轴向尺距 = 25.133mm
直径系数q= =10
齿顶圆直径
齿根圆直径
分度圆导程角
蜗杆轴向齿厚
蜗杆法向齿厚
（2）蜗轮
蜗轮齿数，变位系数
验算传动比，
这时传动比误差为：，在误差容许值内。
蜗轮分度圆直径
喉圆直径
齿根圆直径
咽喉母圆半径
4.5校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数
依照
从图11-9中可查得齿形系数Y=2.55
螺旋角系数：
许用弯曲应力：
从文献[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力[]=56MPa
寿命系数

可以得到：<
因而弯曲强度是满足。
4.6验算效率

已知；；与相对滑动速度关于。
从文献[1]P264表11-18中用差值法查得： 代入式中，得不不大于原预计值，因而不用重算。
4.7精度级别公差和表面粗糙度拟定
考虑到所设计蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度选取8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T10089-1988。然后由关于手册查得规定公差项目及表面粗糙度，此处从略。详细状况见零件图。

5．圆柱齿轮设计
P=2.5117KW ，， i=4.0
5.1材料选取
（1）小齿轮材料为40，硬度为280,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240,两者之差为40。
（2）精度级别选8级精度。
（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。
（4）选压力角为。
5.2按齿面接触强度计算设计
按式（10-21）试算，即

（1）拟定公式中各参数
①试选载荷系数，。
②计算小齿轮传递扭矩

③由文献[1]P205表10-7选齿宽系数。
④由文献[1]P201表10-6查材料弹性影响系数。
⑤由文献[1]P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
；大齿轮接触疲劳强度极限。
⑥由文献[1]P206式10-13计算应力循环次数。

⑦由文献[1]P207图10-19取接触疲劳寿命系数。
⑧计算疲劳需用应力。
取失效概率为1%，安全系数，由文献[1]P205式（10-12）得

5.3计算

（2）试算小齿轮分度圆直径代入中较小值

（2）计算圆周速度

（3）计算齿宽

（4）齿宽与齿高之比
模数
齿高

（5）计算载荷系数
依照，7级精度，由文献[1]P194图10-8查动载荷系；
直齿轮，。
由文献[1]P193表10-2查使用系数 ：

由文献[1]P196表10-4用插值法6级精度，小齿轮相对支撑对称分布

由，查文献[1]P198图10-13得；故载荷系数

（6）按实际载荷系数校正算分度圆直径，由文献[1]P204式（10-10）得

（7）计算摸数

5.4按齿根弯曲强度计算设计
由文献[1]P201式（10-5）得弯曲强度计算设计

（1）公式内容各计算值
①由文献[1]P208图10-20查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限；
②由文献[1]P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数
③计算弯曲疲劳许应力
取弯曲疲劳安全系数由文献[1]P205式（10-12）得

④计算载荷系数

⑤查齿形系数。
由文献[1]P200表10-5查 。
⑥查取应力校正值系数。
由文献[1]P200表10-5查 。
⑦计算大、小齿轮并加以比较。

大齿轮值大
（2）设计计算

对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，由于齿轮模大小取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数乘积）关于，可取由弯曲强度算得模数4.5879并就近圆整为原则值，按接触强度算分度圆直径来计算应有齿数，于是由
取
取
这样设计出齿轮传动，既满足了齿面疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到构造紧凑，避免挥霍。
5.5取几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径

（2）计算中心距

圆整取a=333mm
（3）计算齿轮宽度

6． 轴设计计算
6.1蜗杆轴
蜗杆上功率P 转速N和转矩分T别如下：
P= 3.5223kw N=960r/min T=35.2156Nm
6.1.1按扭矩初算轴径
选用45钢调值，硬度为
依照文献式，并查教材表15-3，取

考虑到有键槽，将直径增大7%，则：
因而选
6.1.2蜗杆构造设计
（1）蜗杆上零件定位，固定和装配
一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间，两队轴承对成分布，蜗杆由轴肩定位，蜗杆周向用平键连接和定位。
端：轴最小直径为安装联轴器处直径，故同步选用联轴器转矩计算，查文献[1]P351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取

按照计算转矩应不大于联轴器公称转矩条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴直径查文献[3]P172表13-10选用HL6型号弹性套柱销联轴器。
表6.1 蜗杆轴联轴器参数
型号
公称转距

许用转速

轴直径

250
3800
60
82
32
因而选取段长度取轴上键槽键宽和键高以及键长为。
端：由于定位销键高度，
因而，。轴承端盖总长为20mm,依照拆装以便取端盖外端面于联轴器右端面间距离为
因此，
段：初选用角接触球轴承，参照规定因d=44，查文献[3]选用7209AC型号滚子承。
L=24mm
角接触球轴承一端用油环定位（宽度为6mm），油环紧靠轴环端用于轴肩定位。
段：直径轴环宽度b ,在满足强度下，又要节约材料取轴肩宽度为；，；。
V段：由前面设计知蜗杆分度圆直径 齿顶圆直径 ,蜗轮喉圆直径。
查文献[1]P250表11-4材料变形系数因此蜗轮齿宽
综合考虑要使蜗轮与内壁有一定距离
故选L=130mm
图6.1 蜗杆轴构造
6.2蜗轮轴
6.2.1输出轴设计计算
（1）输出轴上功率，转速和转矩：
P=2.5371kw ，N=30.8806r/min ,T=784.5997Nm
（2）求作用在轴上力

（3）初步拟定轴径最小直径
选用钢，硬度
根具文献[1]P370中式，并查文献[1]P370表15-3，取

考虑到键槽，将直径增大10%，则；
因此，选用
6.2.2轴构造设计
（1）轴上零件定位，固定和装配
蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和过度配合，两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采用过度配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。
（2）拟定轴各段直径和长度
轴最小直径为安装联轴器处直径，故同步选用联轴器转矩计算，查文献[1]P表14-1，考虑到转矩变化很小，故取
由输出端开始往里设计。查机械设计手册选用HL5弹性柱销联轴器。
表6.2 蜗轮轴联轴器参数

型号
公称转矩

许用转速

轴孔直径

HL4
1250
4000
84
112
55

I-II段：，。轴上键槽取，。
II-III段：因定位轴肩高度，，考虑到轴承端盖长度和安装和拆卸以便，取。
Ⅲ-IV段：初选用角接触球轴承，参照规定取型号为7213AC型圆锥滚子轴承，考虑到轴承右端用套筒定位，取齿轮距箱体内壁一段距离a=20mm，考虑到箱体误差在拟定滚动轴承时应据箱体内壁一段距离S，取S=8。已知所选轴承宽度T=23，则。
Ⅳ-V段：为安装蜗轮轴段，，蜗轮齿宽
取L=90mm，由于为了使套筒能压紧蜗轮则mm。
V-VI段：Ⅵ-V段右端为轴环轴向定位，mm
VI-VII段：
。

图6.2 蜗轮轴构造
（3）轴上零件周向定位
蜗轮、半联轴器与轴定位均采用平键连接。按 由文献[1]P106表6-1查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为80mm，同步为了保证齿轮与轴配合由良好对称，故选取齿轮轮毂与轴配合为；同样半联轴器与轴连接，选用平键分别为为，半联轴器与轴配合为。滚动轴承周向定位是由过度配合来保证，此处选轴直径尺寸公差为m6。
（4）参照文献[1]P365表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸，个轴肩圆角半径为1~2
6.3蜗杆轴校核
6.3.1求轴上载荷
图6.3 蜗杆轴受力分析图

一方面依照轴构造图（图6.1）做出轴计算简图（图6.3）。在拟定轴承支点位置时，应从文献[3]中查获得值。对于7209AC型轴承，由文献[3]P193中查得。因而，作为简支梁轴支承跨距 。依照轴计算简图做出轴弯矩图和扭矩图（图6.3）可以看出中间截面是轴危险截面。现将计算截面 、及 值计算过程及成果如下：

表6.3 蜗杆轴上载荷
载荷
H
V

支反力
N

3228
3228
1191.25
1191.25
弯矩M

总弯矩M

扭矩T=34.3380

（1）按弯扭合成应力校核轴强度
进行校核时，普通只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（即危险截面）强度。依照文献[1]P373式（15-5）及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴计算应力：
，
故安全。
6.3.2精度校核轴疲劳强度
（1）判断危险截面
截面II、III、IV只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴疲劳强度，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕拟定，因此截面II、III、IV均无需校核。
从应力集中对轴疲劳强度影响来看，截面V和VI与蜗轮啮合应力集中最严重；从受载状况来看，中心截面上应力最大。截面V应力集中影响和截面VI相近，但截面VI不受扭矩作用，同步轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起应力集中均在两端），并且这里轴直径最大，故截中心面也不必校核。因而该轴只需校核截面V左右即可。
（2）截面E左侧
抗截面系数
抗扭截面系数
截面E左侧弯矩
截面E上扭矩=800.6199

轴材料为45钢，调质解决由文献[1]P362表15-1查得

截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数及按文献[1]P40附表3-2查取，因，
,
又由文献[1]P41附图3-1可知轴材料敏性系数，
故有效应力集中系数

文献[1]P42附图3-2尺寸系数，
文献[1]P44附图3-4
轴未经表面强化解决

又由文献[1]P39表3-1与文献[1]P40表3-2碳钢特性系数
取； ， 。
计算安全系数

故该轴在截面左侧强度是足够。
（3）截面E右侧
抗截面系数按文献[1]P373表15-4中公式计算

抗扭截面系数

弯矩及扭转切应力为

过盈配合处由文献[1]P43附表3-8用插值法求出并取
=3.16，故
按磨削加工，文献[1]P44附图3-4 表面质量系数
轴未经表面强化解决，即 ， 则按文献[1]P25式（3-12）和文献[1]P25式（3-12a）故得综合系数为

又由文献[1]P39附表3-1与文献[1]P40附表3-2碳钢特性系数
取； ，取
计算安全系数

故该轴在截面右侧强度也是足够。本设计因无大瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此蜗杆轴设计即告结束。
6.4蜗轮轴强度校核
6.4.1求轴上载荷

图6.4 受力分析图

一方面依照轴构造图（图6.1）做出轴计算简图（图6.3）。在拟定轴承支点位置时，应从文献[3]中查获得值。对于7213AC型轴承，由文献[3]P193中查得。因而，作为简支梁轴支承跨距 。依照轴计算简图做出轴弯矩图和扭矩图（图6.3）可以看出中间截面是轴危险截面。现将计算截面 、及 值计算过程及成果如下：

表6.4 轴上载荷
载荷
H
V

支反力
N

3228
3228
1191.25
1191.25
弯矩M

总弯矩M

扭矩T=800.6199

（1） 按弯扭合成应力校核轴强度
进行校核时，普通只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（即危险截面）强度。依照文献[1]P373式（15-5）及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴计算应力：
，
故安全
6.4.2精度校核轴疲劳强度
（1）判断危险截面
截面II、III只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴疲劳强度，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕拟定，因此截面II、III均无需校核。
从应力集中对轴疲劳强度影响来看，截面III和IV处过盈处配合引起应力集中最严重；从受载状况来看，中心截面上应力最大。截面V应力集中影响和截面IV相近，但截面V不受扭矩作用，同步轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起应力集中均在两端），并且这里轴直径最大，故截中心面也不必校核。由第三章附录可知，键槽应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面IV左右即可。
（2）截面E左侧
抗截面系数
抗扭截面系数
截面E左侧弯
截面E上扭矩=800.6199

轴材料为45钢，调质解决由文献[1]P362表15-1查得

截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数及按文献[1]P40附表3-2查取，因，
,
又由文献[1]P41附图3-1可知轴材料敏性系数，
故有效应力集中系数

文献[1]P42附图3-2尺寸系数，
文献[1]P44附图3-4
轴未经表面强化解决

又由文献[1]P39表3-1与文献[1]P40表3-2碳钢特性系数
取； ，
计算安全系数

故该轴在截面左侧强度是足够
（3）截面E右侧
抗截面系数按文献[1]P373表15-4中公式计算

抗扭截面系数

弯矩及扭转切应力为

过盈配合处由文献[1]P43附表3-8用插值法求出并取
=3.16，故
文献[1]P44附图3-4 表面质量系数
轴未经表面强化解决，即 ， 则按文献[1]P25式（3-12）和文献[1]P25式（3-12a）故得综合系数为

又由文献[1]P39附表3-1与文献[1]P40附表3-2碳钢特性系数
取； ，取
计算安全系数

>>S=1.5
故该轴在截面右侧强度也是足够。本设计因无大瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此轴设计即告结束。

7.滚动轴承选取及校核计算
依照条件，轴承预测寿命：。
7.1蜗杆轴上轴承选取和寿命计算
（1）轴承选取
采用角接触球轴承，依照轴直径d=45mm，选取角接触球轴承型号为
7209C，重要参数如下：

基本额定静载荷
基本额定动载荷
极限转速
（2）寿命计算
因蜗杆轴所受轴向力向左，因此只有最左边角接触球轴承受轴向力

该轴承所受径向力约为

对于70000型轴承，按文献[1]P322表13-7轴承派生轴向力，其中
为文献[1]P321表13-5中判断系数，其值由大小来拟定，

查文献[1]P321表13-5得角接触球轴承判断系数

因此
当量动载荷
深沟球轴承所受径向力约为

当量动载荷
因此，应用核算轴承寿命
由于是球轴承，因此取指数
轴承计算寿命
减速器设计寿命
因此
满足寿命规定。
7.2蜗杆轴上轴承选取计算
（1）轴承选取
选取使用深沟球轴承，依照轴直径d=65mm，选用角接触球轴承型
号为7213C。
重要参数如下：
基本额定静载荷
基本额定动载荷
极限转速
（2）寿命计算
对于70000C型轴承，按文献[1]P322表13-7轴承派生轴向力，
其中为文献[1]P321表13-5中判断系数，其值由大小来拟定，
但现轴承轴向力未知，故先初取，因而可估算：

按文献[1]P322式（13-11）得

由文献[1]P321表13-5进行插值计算，得，。
再计算：

两次计算值相差不大，因而可以拟定，，
，。
（3）轴承当量动载荷、
由于

由文献[1]P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系
数为
对轴承1
对轴承2
因轴承运转中有中档冲击载荷，按文献[1]P319表13-6，，取
。则：

轴承计算寿命
减速器设计寿命

因此
满足寿命规定。
（3）静载荷计算
查机械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷

因载荷稳定，无冲击，因此取静强度安全系数
因此
满足强度条件
（4）极限工作转速计算
以上所选各轴承极限转速都成立，因此她们极
限工作转速一定满足规定。

8.键连接选取及校核计算
8.1输入轴与电动机轴采用平键连接
依照轴径，，查文献[2]P123可选用A型平键，得：，，，
即：键8×70GB/T1096-
键、轴和联轴器材料都是钢，由文献[1]P106表6-2查许用应力 ，取其平均值。键工作长度：

键与联轴器接触高度。由文献[1]P106式（6-1）得：

因此此键强度符合设计规定。
8.2输出轴与联轴器连接采用平键连接
依照轴径，，查文献[2] P123可选用A型平键，得：，，，
即：键20×70GB/T1096-
键、轴和联轴器材料都是钢，由文献[1]P106表6-2查许用应力 ，取其平均值。键工作长度：

键与联轴器接触高度。由文献[1]P106式（6-1）得：

因此此键强度符合设计规定。
8.3输出轴与蜗轮连接用平键连接
依照轴径，，查文献[1]P123可选用A型平键，得：，，，
即：键16×70GB/T1096-
键、轴和联轴器材料都是钢，由文献[1]P106表6-2查许用应力 ，取其平均值。键工作长度：

键与联轴器接触高度。由文献[1]P106式（6-1）得：

因此此键强度符合设计规定。

9．联轴器选取计算
9.1与电机输出轴配合联轴器
（1）计算联轴器计算转距

查文献[1]P351表14-1得小转距、电动机作原动机状况下取

（2）型号选取
依照前面计算，电机输出轴，选取弹性联轴器TL6型。
重要参数如下：
公称扭距（满足规定）
许用转速

，因而此联轴器符合规定。
轴孔直径
轴孔长度
9.2与二级齿轮降速齿轮轴配合联轴器
（1）计算联轴器计算转距

查文献[1]P351表14-1得小转距、电动机作原动机状况下取

（2）型号选取
依照前面计算，蜗轮输出轴，选取弹性销柱联轴器HL
4型。
重要参数如下：
公称扭距

许用转速

，因而此联轴器符合规定。
轴孔直径
轴孔长度

10.润滑和密封阐明
10.1润滑阐明
由于是下置式蜗杆减速器，且其传动圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，由于轴承转速v<1500r /min，因此选取润滑脂填入量为轴承空隙体积1/2。
10.2密封阐明
在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不容许漏油。剖分面容许涂以密封胶或水玻璃，不容许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。

11．拆装和调节阐明
在安装调节滚动轴承时，必要保证一定轴向游隙，由于游隙大小将影响轴承正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必要保证需要侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度拟定，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度规定期，可以对齿面进行刮研、跑合或调节传动件啮合位置。也可调节蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。

12．减速箱体附件阐明
机座和箱体等零件工作能力重要指标是刚度，箱体某些构造尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状不规则和应力分布复杂性，未能进行强度和刚度分析计算，但是可以依照经验公式大概计算出尺寸，加上一种安全系数也可以保证箱体刚度和强度。箱体大小是依照内部传动件尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后拟定。

13.设计小结
早在大一时候我就看着学长每天也是这样忙在做课程设计，当时我就很不理解，咱们专业有这样忙吗？当前我才懂得了，本来咱们专业是很故意思，可以让人学到诸多知识。
转眼间，我就大三了，拿到任务书时我是非常兴奋，当时心里就想一定要把课程设计做好。重要分为四个阶段:
第一阶段，设计计算阶段。在这一阶段中在教师开题讲座中，我明白了咱们本课程设计要设计什么，那一阶段该干些什么。在设计计算阶段中，我遇到了最大一种问题就是蜗轮传动比分派不合理。在这问题直接导致了我重新分派传动比，再次对减速器各个零件设计及选用。
第二阶段，减速器装配图草图绘制阶段。在这一阶段咱们重要要依照咱们之前计算实当前图纸上，要拟定箱体大小，以及各个零件该安装在箱体那个位置上。在教师协助下，我也参照了书籍资料，最后毫不费力把草图绘制出来了。
第三阶段，用CAD绘制装配图和零件图。由于前两个阶段我做比较仔细因此各个零件尺寸我不久就绘制了出来，但是由于工程制图诸多有关知识遗忘，在绘制原则件和减速器附件时不是很顺利，要不断去看书和查尺寸。但是通过我废寝忘食绘制，最后这个难关也被我攻克了。
第四阶段，减速器设计阐明书书写。在这一阶段中，由于个零件图和装配图，与我最初设计计算有某些出入，因此诸多数据又进行了再计算。但是当我把阐明书在word中体现出来后，文章排版是一种很繁琐而又复杂难题，按照教师版面规定，最后把阐明书排成了教师规定版式。
虽然在设计工程中我有抱怨，但是我内心还是想必要要把这个课程设计要做好。因此我每天从早八点到晚上十一点，不是太累时候，我还做到凌晨三四点。在这个繁琐又复杂设计中，我体会到了咱们专业需要咱们严谨思维、精准计算、刻苦精神。在此设计过程中，又把我高三奋斗精神激发了出来。这次课程设计我学到了此前没有学到知识，体会到了咱们专业伟大，展望出了咱们就业前景美好。
设计是一项艰巨任务，设计是要重复思考、重复修改，设计是要以坚实知识基本为前提，设计机械最后目是要用于实际生产，因此任何一种环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过机械类课程知识。通过多次修改，设计成果还是存在诸多问题，但是体验了机械设计过程，学会了机械设计办法，能为后来学习或从事机械设计提供一定基本。

14．参照文献
[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教诲出版社，．5
[2] 陆玉．机械设计课程设计（第4版）．北京：机械工业出版社，．12．
[3] 张龙．机械设计课程设计手册（第一版）．北京：国防工业出版社，．5
[4] 徐鄢主编. 机械设计手册第二版. 上海：机械工业出版社,1992.
[5] 刘鸿文主编. 材料力学第四版. 高等教诲出版社，.
[6] 张冶，洪雪. Pro/ENGINEER野火版3.0范例导航. 清华大学出版社，
[7] 甘永立. 几何量公差与检测. 上海科学技术出版社，
[8] 杨德兴. 工程图学与计算机绘图. 北京航空航天大学出版社,

输入功率：

输出功率：

输入转矩：

输出转矩：

取