间歇式推料机设计-毕设论文.doc

XX学院
毕业设计说明书
课 题： 间歇式推料机的设计
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摘 要
随着机械行业的的发展，热处理伴随其中，热处理是机械电子工业生产中极其重要的工艺，推料机在热处理的工艺中起着举足轻重的地位，从而对推料机的设计有着较深远的意义。
本次毕业设计的课题是间歇式推料机设计。间歇式推料机是以间歇的方式将工件输送到加热炉中。其动力源是电动机，电动机通过传动装置、六杆机构，驱动滑架往复运动，工作行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，推爪从工件下滑过，工件不动。当滑架再次向前移动时，推爪已复位，并推动新工件前移，前方推爪也推动前一工件前移。周而复始，工件不断前移。
本论文论述的是间歇式推料机的设计过程，主要包括传动系统方案的拟定、电动机的选择、蜗杆减速器的设计、开式齿轮传动及其轴系结构设计、六杆机构的设计等内容。
关 键 词：间歇式推料机；蜗杆减速器；开式齿轮传动；六杆机构
Abstract
With the development of machinery industry, with one heat treatment, heat treatment is the production of machinery and electronics industry is extremely important process, push feeder process in the heat treatment plays an important position, thereby pushing feeder design has a more far-reaching significance .
The graduation issue is intermittent Feeding Machine. Intermittent Feeding machine is intermittent manner transported to the furnace in the workpiece. The power source is a motor, electric motor drives, six institutions, driven reciprocating sliding shelf, sliding shelves when working stroke claw push forward a step to promote the work piece, when the sliding frame returns, pushing claw fell off from the workpiece , the workpiece is not moving. When the slide frame to move forward again, the push claw has been reset, and push forward the new parts, front paws also helped push forward the previous piece. Cycle, the workpiece continuously forward.
This paper discusses the intermittent feeder pushing the design process, including transmission programming, the selection of motor and worm gear reducer design, gear and the shafting of open structure design, six organizations in the design, etc .
Key words: intermittent pusher machine; worm reducer; open-gear drive; six institutions

2

目 录
前 言 1
1 总体设计 2
2 电动机的选择计算 4
2.1 选择电动机的类型 4
2.2 选择电动机容量 4
2.3 电动机转速的确定 4
2.4 分配减速器的各级传动比 5
2.5 转速、转矩、功率的确定 5
3 蜗轮蜗杆减速器的设计 7
3.1 蜗杆传动设计 7
3.2 轴的设计 10
3.2.1 蜗轮轴的设计 10
3.2.2 蜗杆轴的设计 14
3.3轴承的校核 16
3.3.1 蜗轮轴承的校核 16
3.3.2 蜗杆轴轴承的校核 18
3.4 键的校核 19
3.4.1 蜗轮键的校核 19
3.4.2 蜗杆轴与联轴器连接键的校核 19
3.5 蜗杆蜗轮减速器箱体的设计计算 20
3.6 蜗轮蜗杆键等相关标准的选择 21
3.7 蜗轮蜗杆减速器结构与润滑、密封方式的概要说明 22
3.7.1 减速器的结构 22
3.7.2 减速器的润滑 22
3.7.3 减速器的密封 22
4 开式齿轮传动及其轴系结构设计 24
4.1 开式齿轮传动设计 24
4.2 轴的设计 28
4.2.1高速轴的设计 28
4.2.2低速轴的设计 31
4.3 轴承的校核 34
4.3.1 小齿轮轴承的校核 34
4.3.2大齿轮轴承的校核 36
4.4键的校核 37
4.4.1 与联轴器相配合的键 37
4.4.2 与小齿轮相配合的键 37
4.4.3 与大齿轮相配合的键 38
4.4.4 与曲柄相配合的键 38
第五章 六杆机构的设计 39
总 结 41
致 谢 43
参考文献 44

1

XX学院 毕业设计（论文）
前 言
推料机是一种间歇的输送工件的机械，其电动机通过传动装置，工件机构驱动输送架作往复移动，工件行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，由于推爪下装有压缩弹簧，推爪得以从工件底面滑过，工件保持不动。当滑架再次向前推进时，推爪已复位并推动新工件前移，与此同时，该推爪前方的推爪前一工位的工件一起再向前移动一个步长。如此周而复始，工件不断前移。
世界工业发展表明，制造技术的先进性是产品竞争能力的保证，而热处理技术的先进程度，则是保证机械产品质量的关键性因素。推料机对热处理技术的先进程度起着举足轻重的地位。
研究此项任务，一方面可以对我这几年来所学知识的一个检测，也是对我工作能力的提高。在此次毕业设计中运用到了机械设计，机械制图，互换性，材料，机械原理及工程力学等多学科知识。
本文研究内容主要包括：
（1）怎样实现间歇进料的问题；
（2）分析系统工作时各部分之间的协调问题；
（3）对传动系统进行设计计算；
（4）推料机各机械部分的结构设计。
1 总体设计
1、传动方案的拟定
根据设计任务书，该传动方案的设计包括原动机和传动装置两部分：
（1）原动机的选择
设计要求：动力源为三相交流电380/220v。故，原动机选用电动机。
（2）传动装置的选择
<1>减速器
电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，可能烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。
可选用的有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗杆传动。
链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸振能力差，也没有过载保护；
带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率较低，传动比不恒定，寿命短而蜗杆传动虽然效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高，但还是比较符合本设计的要求，所以采用蜗杆传动。
总传动比为23.81，轴所受到的弯扭矩较大，所以初步决定采用蜗轮蜗杆加开式齿轮传动，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构。
<2>传动机构
工作机应该采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构，螺旋机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动，且无须考虑是否等速，是否有急回特性。所以连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构均可，凸轮机构虽然能较容易获得理想的运动规律,但要使执行滑块达到200mm的行程,并保证工作时处于较小的压力角范围,凸轮的径向尺寸较大,此外凸轮与从动件为高副接触,不宜用于低速重载。且凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高，所以还是连杆机构更合适一些。
在连杆机构中，可以选择的又有对心曲柄滑快机构，正切机构和多杆机构。根据本设计的要求，工作机应该带动推料推板，且结构应该尽量简单，所以选择六杆机构。传动方案如图1-1所示。

图1-1间歇式推料机传动方案
设计参数见表1-1
表 1-1设计参数
滑块运动行程H/mm
250
滑块运动频率n/(次/min)
60
滑块工作行程最大压力角
30
机构行程速比系数K
1.5
构件DC长度lDC/mm
380
构件CE长度LCE/mm
150
滑块工作行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr1/N
3000
滑块空回行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr2/N
900

2 电动机的选择计算
2.1 选择电动机的类型
按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
2.2 选择电动机容量
1）工作机所需的功率：
2）电动机功率计算：
传动效率：
一对轴承：
齿式联轴器：
蜗轮蜗杆：油润滑２头蜗杆　
一对圆柱齿轮：８级精度　
滑块摩擦：槽形摩擦轮
总传动效率：

所以总传动功率为

对照[10]表12-1，电动机的额定功率为3KW
2.3 电动机转速的确定
根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为:
nw=60r/min
查[10]表12-1
根据电动机的功率为3KW，同步转速为1500r/min
现将电动机的数据和总传动比列于表2-1
表2-1电动机的数据及总传动比
电动机型号
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
极数
Y100L2-4
3
1500r/min
1430r/min
23.8
4

2.4 分配减速器的各级传动比
若齿轮的传动比取，则蜗轮蜗杆的传动比为

2.5 转速、转矩、功率的确定
1）计算各轴输入转速
电机轴：
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
Ⅲ轴：
Ⅳ轴 ：
2）计算各轴输入功率
电机轴：
1轴：
2轴：
3轴：
4轴：
推杆：
2）计算各轴输入转矩
电动机输出转矩：
1轴：
2轴：
3轴：
4轴：
将上述计算结果列于表2-2，以供查阅。
表2-2 各轴的运动和动力参数
轴名
功率P / kW
转矩T /N·m
转速n
r/min
传动比i
效率
输入
输出
输入
输出
电动机轴

3

20.03
1430
1
0.9801
Ⅰ轴

2.94

19.83
1430
11.9
0.8316
Ⅱ轴

2.44

196.24
120.17
1
0.9801
Ⅲ轴

2.41

194.28
120.17
2
0.9603
Ⅳ轴

2.31

373.13
60.08

2

3 蜗轮蜗杆减速器的设计
3.1 蜗杆传动设计
1．选择蜗轮蜗杆的传动类型
根据 GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。
2．选择材料
考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为45~55HRC，蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。
3．按齿面接触强度进行设计
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，在校核齿根弯曲疲劳强度。由传动中心距公式

1)确定作用在蜗轮上的转矩
2)确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数,KA=1.11,由于转速不高冲击不太大，可选取动荷系数,则K=KA··=1.11×1×1.05=1.17
3)确定弹性影响系数
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160
4)确定接触系数
先假设蜗杆分度圆d1和传动中心矩a的比值，从[9]图11-18可查得=3.1
5)确定许用接触应力
根据蜗轮材料为ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可从[9]表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力。
应力循环次数N=60×=60×1××（16）=3.46108
根据有关规定：锡青铜的基本接触应力循环次数N=107时之值，当N107时，需将表中数值乘以寿命系数,当N,取N=25故 N=。
=0.669寿命系数 ==0.669268=179.29
6)计算中心矩
== 120.65
取中心矩a=180mm 因i=11.9
取m=6.3mm 蜗杆分度圆直径d1=63mm
这时， =2.9
由[9]图11-18查得，因为<，因此以上计算结果可用。
4．蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸
1)蜗杆：
分度圆直径d1=63mm
模数 m=6.3
直径系数q=10，
齿顶圆
齿根圆df1=m(q-2.4)=6.3（10-2.4）mm=47.88 mm
分度圆导程角，
蜗杆轴向齿厚Sa==9.92mm
2)蜗轮：
蜗轮齿数=48
变位系数为
验算传动比i=
传动比误差，是允许的。
蜗轮分度圆直径
=mz2=6.348=302.4mm
蜗轮喉圆直径=（302.4+7.2）=309.6mm
蜗轮齿根直径=（302.4-2×10.26）=281.9mm
蜗轮咽喉母圆直径=（180-×302.4）=28.8mm
5.校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数
根据=-0.4286 =58.75 从[9]图11-19中可查得齿形系数=2.56 螺旋角系数=
许用弯曲应力
从[9]表11-8中查得：由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56MPa
寿命系数=
=56×0.541=30.32MPa
==
=6.5MPa<=30.32MPa
所以弯曲强度是满足要求的。
6．验算效率η

已知r= ≈21.8°= , 与相对滑动速度有关
=
===5.077m/s
从表11-18中用插值法查得：=0.022 =1.6667 代入式中 =0.4341 =0.39997 则= 0.86 大于原估计值，因此不用重算。
7．精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于用机械减速器。GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择38级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。
蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用H7/S6配合，并加台肩和螺钉固定（螺钉选用6个）。

3.2 轴的设计
3.2.1 蜗轮轴的设计
1．材料选择及最小直径的确定
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选取轴的材料为45钢，调质处理。根据[9]表15-3，取A0=110，于是得：
d≥
轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号
计算转矩 = 查表14-1，选取=1.5，则有：
=KT=1.5196.24=294.36
2．选联轴器
查表GB 4323-84 选TL7弹性联轴器，标准孔径d=42mm，半联轴器长度为L=112mm，半联轴器与轴配合毂孔长为L联孔=84mm。 所以，最小直径d1=42mm 许用转矩 355 许用转速3150r/min。
1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。
2）为了满足半联轴器的轴向定位要求，d1右端需割出一轴肩，定位轴肩高度在（0.07～0.1）d范围内，故d2=d1+2h=42×（1+2×0.07）=47，88，标准直径d2=48mm。为了保证轴端挡圈在压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，L联孔的长度应比d1段的长度L1长点：L1=82mm（因为L联孔=84mm）
3．轴的结构设计
1)初选滚动轴承
根据d2=48mm，d3取50mm。查表GB297-84 初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承7310C，其尺寸为：d×D×T=50mm×110mm×29.25mm
故选d3=d7=50mm ，L7=29，25mm 取30mm
锥滚子轴承da=60（7310C）即轴肩为h=mm=5mm 取 d5=55+10=65 轴环宽度 b1.4h=7 取 12mm
2）蜗轮的轴段直径：取蜗轮的直径为d4=55,与传动零件相配合的轴段，略小于传动零件的轮毂宽。
蜗轮轮毂的宽度为：B2=(1.2～1.5)d4=（1.2～1.5）×55=66～82,5，取b=70mm，为了使套筒端面可靠的压紧涡轮，此轴段要略短于轮毂宽度，取 L4=66
3)轴承端盖的总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=30mm。故L2=20+30=50mm
4)取蜗轮与箱体内壁距离为a=16mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离s（5～8）。取s=8mm，已知滚动轴承宽度为T=30mm，蜗轮轮毂长为L=70mm，则：
L3=30+16+8+4=58 取d6=60 l=12
至此已初步确定了轴端各段直径和长度，见图3-1所示.
图3-1蜗轮轴的结构简图
轴的总长为：L总=82+50+58+66+12+12+30=310mm
4．轴的强度校核
1） 蜗轮，半联轴器与轴的同向定位均采用平键链接。按d4由[9]表6-1查得平键截面 b×h=16mm×10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴端配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键12mm×8mm×70mm，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的同向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
2）确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考[10]15-2，取的倒角1.6×45°，各轴肩处的圆角半径为（见零件图）。
3）力的计算
a）确定各向应力和反力
蜗轮分度圆直径d=302.4mm
转矩T=N·m
蜗轮的切向力为：Ft=2T/d=2××103/302.4=1297.9N
蜗轮的径向力为：Fr=Ft×
=1297.9×tan20°=472.4 N
蜗轮的轴向力为：Fa=Ft蜗杆=2 = 2= 629.5N
b）垂直平面上：
支撑反力：

=
=873N
其中136为两轴承中心的跨度，62为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。
N
水平平面：N
N
4）确定弯距
=74=74649=48026N·mm
垂直弯矩：N·mm
=-30578N·mm
合成弯矩：
= 78031N·mm
=56934N·mm
扭矩T=N·m
5）按弯矩合成应力校核该轴端强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取α=0.6 轴端计算应力：
=29553w
=5MPa<[σ-1]=60MPa
故是安全的。
6）轴的载荷分布图如图3-2所示。
图3-2 轴受力简图和内力图
3.2.2 蜗杆轴的设计
1．轴的材料的选择
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。选材45钢，淬火处理。
2．按扭转强度，初步估计轴的最小直径
d≥A0
3．联轴器的选择：
N·m
查表GB 4323-84 选用LT4弹性联轴器，半联轴器长度为L=72mm，半联轴器与轴配合毂孔长为L联孔=72mm。所以，最小直径d1=28mm 。许用转矩63，许用转速5700r/min。
为了满足半联轴器的轴向定位要求，d1右端需割出一轴肩，定位轴肩高度在（0.07～0.1）d范围内，故d2=d1+2h=28×（1+2×0.07）=31.92mm，标准直径d2=32mm。为了保证轴端挡圈在压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，L联孔的长度应比d1段的长度L1长点：L1=70mm（因为L联孔=72mm） 轴承端盖的总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=30mm。故L2=20+35=50mm
4．初选滚动轴承
根据d2=32mm，d3取35mm,则初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承7307C，其尺寸为：d×D×T=35mm×80mm×22.75mm
故选d3=d9=35mm L3=L9 =22.75mm 取 23mm
查GB/T294-94得：
圆锥滚子轴承da=44（7307C）即轴肩为
h=mm=6mm 所以d4=d8=35+12=47mm
又：轴环的亮度b=1.4h，即b≥1.4×6=8.4
b取12mm，即L5=12mm
取退刀槽的深度为2
则，d5=d7=43mm
取蜗杆轴齿顶圆直径 d6=76mm
，Z1=4 m=6.3
B1≥(9.5+0.09Z2)M=84mm
L6=85mm
现将蜗杆轴的结构尺寸列于表3-1。蜗杆轴的结构简图如图3-3所示。
表3-1 蜗杆轴的结构尺寸

1
2
3
4
5
6
7
8
9
d
28
32
35
47
43
76
43
47
35
L
70
50
23
12
70
85
70
12
23
L=70+50+23+12+70+85+70+12+23=415mm

图3-3 蜗杆轴的结构简图
5．轴的强度校核
1）该轴所受的外载荷为转矩和蜗轮上的作用力。

N
N
支撑反力：

=
=-383N
其中272为两轴承中心的跨度，136为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。
N
水平平面：
N

1）确定弯矩
=136(-314.75)=-42806
垂直弯矩：

=-11204
2）合成弯矩：

= 67420

=44248
扭矩T=19.83
3）按弯矩合成应力校核该轴端强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取α=0.6 轴端计算应力
=3MPa<[σ-1]=60MPa
故是安全的
3.3轴承的校核
3.3.1 蜗轮轴承的校核
校核7310C 查表GB/T297-84额定动载荷Cr=122×103N基本静载荷Cor=92.5103 N
1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2
由前面设计蜗轮时求得的：
Fr1v==915N
Fr2v= N
Fr1H== N
Fr2H== N
Fr1=N
Fr2=N
2）求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2
查表GB/T297-84 可知 e=0.35
Fd1=Fr1×0.35=1090×0.35=381.5N
Fd2=Fr2×0.35=833×0.35=291.55N
轴向力Fae=629.5N
因为Fae+Fd2=629.5+291.55=921.05 N=Fa1
Fa2=Fd2=291.55N
3)求当量动载荷P1和P2
>e

由[9]表13-5 分别计算P1、P2，取fp=1.5,则
P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)
=1.5 ×（0.4×1090+1.7×921.05）
=3002.678 N
P2=fp×（1×Fr2）=1.5833=1249.5 N
4）验算轴承寿命
因为P1>P2，所以按轴承的受力大小
计算：

=31588335 h >48000h
所以轴承满足寿命要求。
3.3.2 蜗杆轴轴承的校核
校核7307C 查表GB/T297-1994 额定动载荷Cr=71.2×103 N
基本静载荷Cor=50.2103 N
1)求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2
由前面设计蜗轮时求得的：
Fr1v==383N
Fr2v=N
Fr1H==314.75N
Fr2H==314.75N
Fr1=N
Fr2=N
2)求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2
查表GB/T297-84可知 e=0.31
Fd1=Fr1×0.31=495.7×0.31=153.7N
Fd2=Fr2×0.31=327×0.31=101.37N
轴向力Fae=1297.9N
因为Fae+Fd2=1297.9+101.37=1399.27N=Fa1
Fa2=Fd2=101.37N
3)求当量动载荷P1和P2
>e

由[10]表13-5 分别计算P1、P2，取fp=1.5,则
P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)
=1.5 （0.4495.7+1.71297.9）
=3607.065 N
P2=fp（1Fr2）=1.5327=490.5N
4)验算轴承寿命
因为P1>P2，所以按轴承的受力大小
计算：
=246757 h >48000h
所以轴承满足寿命要求。
3.4 键的校核
3.4.1 蜗轮键的校核
1.蜗轮与轴连接键
键选择的是：根据轴的直径d=55mm。查[9] 表6-1
B×h=16mm×10mm L=63mm
l=L-b=63-16=47mm
k=0.5×h=0.5×10=5mm
MPa<[]=110MPa
故合格
2.蜗轮轴联轴器与轴连接键
键选择的是：根据轴的直径d=42mm。查[9] 表6-1
B×h=12mm×8mm L=70mm
l=L-b=70-12=58mm
k=0.5×h=0.5×8=4mm
MPa<[]=110MPa
故合格
3.4.2 蜗杆轴与联轴器连接键的校核
键选择的是：根据轴的直径d=28mm。查[9] 表6-1
B×h=8mm×7mm L=63mm
l=L-b=63-8=55mm
k=0.5×h=0.5×7=3.5mm
MPa<[]=110MPa 故合格
3.5 蜗杆蜗轮减速器箱体的设计计算
1箱体的结构形式和材料:箱体采用铸造工艺，材料选用HT200，因其属于中型铸件，铸件最小壁厚8～10mm，取δ=10mm。
2铸铁箱体主要结构尺寸和关系见表3-2。
表3-2 箱体的主要结构尺寸
名称
减速器型式及尺寸关系
箱座壁厚δ
δ=10mm
箱盖壁厚δ1
δ1=0.8δ=9.6mm 取δ1=10mm
箱座凸缘厚度b1，
箱盖凸缘厚度b，
箱座底凸缘厚度b2
b1=1.5×δ1=15mm
b=1.5×δ=16mm
b2=2.5×δ=2.5×12=10mm
地脚螺钉直径及数目
df=0.036a+12=21mm 取df=25mm n=6
轴承旁联接螺栓直径
d1=0.075df=18.75mm 取d1=20mm
盖与座联接螺栓直径
d2=（0.5～0.6）df 取d2=16mm
联接螺栓d2间的间距
l=150～200mm
轴承端盖螺栓直径
d3=（0.4～0.5）df 取d3=12mm
检查孔盖螺栓直径
d4=（0.3～0.4）df 取d4=8mm
Df，d1，d2至外壁距离
df，d2至凸缘边缘距离
C1=26,20,16
C2=24,14
轴承端盖外径
D2=140mm
轴承旁联接螺栓距离
S=140mm
轴承旁凸台半径
R1=16mm
轴承旁凸台高度
根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定
箱盖，箱座筋厚
m1=9mm m2=9mm
蜗轮外圆与箱内壁间距离
Δ1=16mm
蜗轮轮毂端面与箱内壁距离
Δ2=44mm
3.6 蜗轮蜗杆键等相关标准的选择
本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，垫圈、垫片的选择，具体内容如下：

1 键的选择
蜗轮，半联轴器与轴相配合的键：A型普通圆头平键，b*h=12mm×8mm
蜗轮与轴的相配合的键：A型普通圆头平键b*h=16mm×10mm
蜗杆：半联轴器与轴的连接 b*h=8mm×7mm
2 联轴器的选择
蜗杆：查表GB 4323-84 选用LT4弹性联轴器
蜗轮：查表GB 4323-84 选TL7弹性联轴器
3 螺栓，螺母，螺钉的选择
考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用
螺栓GB5782-86： M1035，数量为3个
M12100，数量为6个
螺母GB6170-86 ：M10，数量为2个
M12，数量为6个
螺钉GB5782-86: M620，数量为2个
M825，数量为24个
M616，数量为12个

4 销，垫圈垫片的选择
选用销GB117-86，B830，数量为2个
选用垫圈GB93-87数量为8个
选用止动垫片1个
选用石棉橡胶垫片2个
选用08F调整垫片4个
3.7 蜗轮蜗杆减速器结构与润滑、密封方式的概要说明
3.7.1 减速器的结构
本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照后附装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。
箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速器用地脚螺栓固定在机架或地基上。
3.7.2 减速器的润滑
由于V=6.12 m/s<<12 m/s，应用喷油润滑，考虑成本及需要，选用润滑油润滑。
轴承部分采用润滑脂润滑。
蜗轮润滑采用N32号涡轮蜗杆油（SH0094-91）
最低——最高油面距10～20mm，油量为1.5L。
轴承润滑选用 ZL-3型润滑脂 (GB 7324-1987）
油量为轴承间隙的1/3～1/2。
3.7.3 减速器的密封
箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂漆或水玻璃。
观察孔和油孔等处接合面的密封用石棉胶橡纸，垫片进行密封。
轴承孔的密封、闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴段外伸端透着间的间隙采用毡圈油封。
轴承靠近机体内壁处用挡圈油环密封以防止润滑油进入轴承的内部。
减速器附件简要说明
该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。
4 开式齿轮传动及其轴系结构设计
4.1 开式齿轮传动设计
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。
1） 齿轮材料及热处理
2） 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=2×24=48 取Z=48。
3） 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计

确定各参数的值:
1）试选=1.6
查[9]图10-30
初选螺旋角=14 选取区域系数 Z=2.433
由[9]图10-26：
则
2）由[9]公式10-13计算应力值环数
N=60nj =60×120.17×1×（16×300×10）
=3.46×108h
N=60×60.08×1×（16×300×10）= 1.73×108 h
3）查[9]图10-19得：K=0.97 K=0.98
4）齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用[9]公式10-12得:
[]==0.97×550=533.5
[]==0.98×450=441
许用接触应力

5）查[9]表10-6得： =189.8MP
由[9]表10-7得: =1 T=194.28N.m
3.设计计算
1）小齿轮的分度圆直径d

=
2）计算圆周速度

3）计算齿宽b和模数
计算齿宽b：b===80.51mm
计算摸数m
初选螺旋角=14
=
4）计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×3.25=7.31
= =11.01
5）计算纵向重合度
=0.318=1.903
6）计算载荷系数K
使用系数=1
根据,7级精度, 查[9]10-8得
动载系数K=1.04
查[9]表10-4得K
K=1.426
查[9]表10-13得: K=1.36
查[9]表10-3 得: K==1.2
故载荷系数:
K＝KKKK=1×1.04×1.2×1.426=1.78
7）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=80.51×=83.42
8）计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥
1）确定公式内各计算数值
① 小齿轮传递的转矩T1=T=194.28N·m
计算载荷系数K＝KKKK =1×1.04×1.2×1.36=1.697
② 计算当量齿数
z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 
z＝z/cos＝48/ cos14＝52.54
 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
查[9]表10-5得:
齿形系数Y＝2.642 Y＝2.31
 应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.708
 螺旋角系数Y
轴向重合度
查[9]图10-28得Y =0.88
计算大小齿轮的
查[9]表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                  
小齿轮 大齿轮
查[9]表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K=0.88 K=0.89
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[]=
[]=

大齿轮的数值大.选用.