机械设计课程设计设计用于带速传输机的传动装置.doc

第一章 设计任务书
1.1 设计题目
设计用于带速传输机的传动装置。
1.2 工作原理及已知条件
工作原理:工作传动装置如下图所示：
设计数据：运输带工作拉力F=2900N
运输带工作速度=1.0m/s
卷筒直径D=410mm
工作条件：连续单向运转，工作时轻微冲击，灰尘较少；
运输带速度允许误差±5%；
两班制工作，使用期5年
(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑)。
加工条件：批量生产，中等规模机械厂，可加工7～8级齿轮。
设计工作量：1.减速器装配图1张；
2.零件图1～3张；
3.设计说明书
1.3 原始数据
已知条件
传送带工作
拉力F(N)
传送带工作速
度v（m/s）
滚筒直径D
（mm）
参数
2900
1.0
410

第二章 传动方案选择
2.1 传动方案的选择
该工作机采用的是原动机为Y系列三相笼型异步电动机，三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，电压380 V，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便；另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内使用比较环保。
因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。
总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。

第三章 选择电动机的选择，确定传动方案及计算运动参数
3.1 电动机的选择
（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式三相异步电动机。
3.2 选择电动机容量
（1）工作机各传动部件的传动效率及总效率(根据《机械设计课程设计》表2.3选取相关的效率)：
×
其中：为联轴器的效率，为0.995；为每对滚动轴承轴承的效率，为0.99， 涡轮蜗杆的传动效率效率为0.8；其中为卷筒的传递效率，为0.96.
所以减速机构的总效率：
=0.99×0.99×0.96×0.99×0.8=0.75
（2）选择电动机的功率
所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。
电动机所需的功率 ：

式中：—工作机要求的电动机输出功率，单位为：KW；
—电动机至工作机之间传动装置的总效率；
—工作机所需输入功率，单位为：KW；
输送机所需的功率:
／1000=2900×1.0／（1000×0.75）=3.87kW;
查《机械设计课程设计》表2.1，选取Y112M—2电动机，其主要参数如下:
电动机额定功率P
4kW
电动机满载转速
960r/min
电动机轴伸出端直径
38k6
电动机伸出端安装长度
80
3.3 方案选择
根据传动装置的工作特性和对它的工作要求并查阅资料《机械设计课程设计》，可选择单级涡轮蜗杆闭式减速器传动方案，如图3.1示的传传动示意图。

图3.1 涡轮蜗杆传动装置方案
1-电动机 2-联轴器 3一蜗轮和蜗杆
4-螺旋输送机 5-单级涡轮蜗杆减速器
3.4 传动比的选择
（1） 总的传动比：
运输及驱动卷筒转速：
=60=46.6r/min
总传动比：

由参考文献《机械设计课程设计》可知，单级涡轮蜗杆减速器一般传动比的范围为7~40，所以所计算的传动比在合理的范围内，即传动比合理可用。

第四章 传动装置的运动及动力参数的计算
4.1 各轴转速计算
（1）实际总传动比及各级传动比配置：
由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比: =960／46.6=20.6
（2）各轴转速：
蜗杆轴转速：因为和电动机用联轴器连在一起，故其转速等于电动机转速，则： =960r/min
蜗轮轴转速：由于和工作机用联轴器相连在一起，其转速等于工作机主轴转速，则：
=52.52r/min
4.2 各轴输入功率计算
按电动机额定功率计算各轴的输入功率，设为蜗杆轴的输入功率，为涡轮轴的输入功率，为工作几周的输入功率
蜗杆轴功率:
蜗轮轴功率：
卷筒轴功率：
4.3 各轴输入转矩计算
电动机轴转矩：
蜗杆轴转矩：
蜗轮轴转矩：
卷筒轴转矩：
表4-1 各轴动力参数表
轴名
功率P/kw
转矩T/(N•mm)
转速n/(r/min)
效率
传动比i
电动机轴
4
39791.67
960
0.995
1
蜗杆轴
3.98
39592.71
960
0.8
20.6
蜗轮轴
3.15216
645989.87
46.6
0.96
1
卷筒轴
2.981
610913.09
46.6

第五章 涡轮蜗杆的尺寸设计
5.1 选择蜗杆类型
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。
5.2 材料选择
考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45刚；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；蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,金属模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造。
5.3 按齿面接触强度设计
根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。由《机械设计》式（11-12）则传动中心距为：

（1）确定轮上转矩
按=:2，效率为0.8，则
（2）确定载荷系数K
因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数，由《机械设计》表11-5选取使用系数，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数，则 K==1×1.05×1≈1.05
（3）确定弹性影响系数
因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故
（4）确定接触系数
先假设蜗杆分度远直径和传动中心距的比值为=0.35，从《机械设计》图11-18中查得=2.9
（5）确定许用接触应力[]H
根据蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，可从《机械设计》表11-7查得蜗轮的基本许用应力 =268MPa。
应力循环次数N=60=60146.6（5）=6.72
寿命系数 =，则
==0.7881268=211.2108MPa
（6）计算中心距
a=
取中心距a=160mm，因为=20.6，故从表11-2中选取模数m=6.3 mm，蜗杆分度圆直径d1=63mm，这时d1/a=0.393，从《机械设计》图11-18中可查得=2.76<，因此以上计算结果可用。
5.4 蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸
蜗杆
蜗杆头数：
轴向齿距：；
直径系数：q=10.00；
齿顶圆直径：=63+1×2×6.3=75.6mm；
齿根圆直径：=63-2×（1×6.3+0.25）=49.9mm；
分度圆导程角：=（右旋）
轴向齿厚：=19.792÷2=9.891mm。
蜗轮
蜗轮齿数：=41；
变位系数=-0.1032；
验算传动比：==20.5，这时传动误差为是允许的。
涡轮螺旋角：（右旋）
蜗轮分度圆直径：；
蜗轮喉圆直径：=+=258.3+2（1-0.1032）6.3=269.6mm；
蜗轮齿根圆直径：=+=258.3-2（1+0.25+0.1032）6.3=243.85mm；
蜗轮咽喉母圆半径：=a-=25.2
蜗轮轮缘宽度： 取b=50mm。 而且取中心轮毂宽度为100mm。具体结构如下图所示：

图5.1涡轮的形状结构简图
5.5 校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数：
=
根据=-0.1032，=84.059，从《机械设计》图11-19中可查得齿形系数2.52
螺旋系数=
许用弯曲应力 =
从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa
寿命系数：

==560.626=35.056MPa
所以：
==
因为=23.48MPa=56MPa,弯曲强度校核满足要求。
5.6 验算效率

已知=11.31°，=，与相对滑移速度有关

从《机械设计》表11-18中用插值法查得=0.0271，=1.54756°代入上式得
。大于原估计值，因此不用重算。
5.7 热平衡计算
（1）估算散热面积A
A=
（2）验算油的工作温度ti
室温：通常取。
散热系数=：取Ks=17.5 W/(㎡·℃)；
啮合效率；
轴承效率0.98~0.99，取轴承效率 2=0.99；
搅油效率0.94~0.99，搅油效率3=0.98；
所以：
=1×2×3=0.88×0.99×0.98=0.85
＜80℃
故油温未超过限度，安全可用
5.8 精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所涉及的蜗杆传动是动力传动，属于机械减速器。从GB/10089-1988圆柱蜗杆，蜗杆精度中选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8f, GB/T 10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造贴心采用H7/r6配合，并加轴肩和螺钉固定（螺钉选用6个）。

第六章 轴的设计计算及校核
6.1 蜗杆轴的设计

图6-1 蜗杆轴草图
由于蜗杆的直径很小，可以将蜗杆和涡轮轴做成一体，机涡轮轴的形式。
（1）选择轴的材料及热处理
考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要向蜗轮传递转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故涡轮和蜗杆轴的材料均可选择常用的45钢，调质处理。查《机械设计》（表15-1）硬度HBS=217 ~ 255Mpa，强度极限=640 Mpa，=355Mpa，=275Mpa，=155Mpa，b=60Mpa。
（2）求蜗杆轴上的功率、转速和转矩
由第3章可知 ，，。
（3）求作用在蜗杆上的力
因已知蜗杆的分度圆直径为63mm，则
切向力:
轴向力:
径向力:
（4）初步确定轴的最小直径
查《机械设计》（表15-3）先初步校核估算轴的最小直径，取A。=120

轴的最小直径为，为了使所选的轴直径与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查《机械设计》表14—1，考虑到转矩变化小，取=1.5。所以：

按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查找标准GB/T5104—2003手册或《机械设计课程设计》（周元康, 林昌华 张海兵 主编）表6.9，选用TL5弹性套柱销联轴器。其公称转矩为125Nm，半联轴器的孔径取30mm，半联轴器的长度L为62mm,与轴配合长度为L1=44mm 。故可取轴的KL段的直径为mm,轴段长度为LKL=42mm
（5）轴的结构设计
[1]拟定装配方案
蜗杆直接和轴加工成一体，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右轴承端盖从右面装，最小端装联轴器。
[2]根据轴向定位要求确定各段的直径及部分长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位，KL轴段左端需制出一轴肩来定位半联轴器，根据定位轴间的高度要求。故取=34mm，且为了保证轴端挡圈只压在联轴器上，而不压在轴的端面上，故可取=42mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故可选用角接触球轴承。
由已知条件知道工作时间是5年，每天两班制工作，根据规定，每年按300天计算，则额定工作寿命为

考虑最不利的情况，单个轴承所受的径向力为

向心轴承只承受径向载荷时：
有《机械设计》式13—6知基本额定静载荷为

查《机械设计》表13—4,13—6可得：
所以：

再结合=34以及涡轮蜗杆考虑要使用套杯及两个相同轴承在同一端且外圈窄边相对的选择条件，从《机械设计课程设计》中查表5.10。可取轴承的型号为:7208C(两个)和7308C（一个）
轴承
型号
外形尺寸（mm）
安装尺寸（mm）
基本额定动载荷
基本额定静载荷
d
D
B
da min
Da
max
a
7208C
40
80
18
47
73
17
36.8
25.8
7308C
40
90
23
49
81
18.5
40.2
32.3
所以mm ；由于AB段是要装两个7208C的轴承，且中间要加一个间隔环来分开两个轴承，且在左端要用一个轴端螺钉来固定轴端也可固定轴承，故可取AB段的长度为=35mm，再取IJ段可以适当的取得比7308C的宽度略大mm即可，且要考虑添加一个溅油轮来润滑，在HI段与IJ段之间要添加一个非定位轴肩，根据非定位轴间的高度要求mm ，和要增加键的条件（尺寸要增大（）d），而且溅油轮的轮毂长度要比HI轴段长度略长，故可取=26mm。由于非定位轴肩的要求可取mm,因为对称的关系，故mm ；再由于GH是一段定位轴肩，故可根据定位轴肩的要求取mm ；同样的由于对称的关系可取mm ；由于蜗杆的齿根圆直径是49.9mm ，故可以取BC、DE、FG、HI这四段的各段径向尺寸相同均为44mm；且蜗杆轴的蜗杆部分的径向尺寸为蜗杆的分度圆直径，即mm 。因此各轴段的径向尺寸基本确定。
各段的径向数据如下表所示：
轴段
AB
BC
CD
DE
EF
FG
GH
HI
IJ
JK
KL
d/mm
40
44
56
44
63
44
56
44
40
36
30
[3]轴上零件的周向定位
为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴径选用H7/m6配合，轴承外圈与套杯采用H7/k6的配合。
联轴器与轴采用A型普通平键联接，查《机械设计课程设计》表6.1， 键的型号为键宽b键高h =108(摘自GB/T 1095-79,1990年确认),根据联轴器配合轴段长度为42mm，则键的长度可取36,mm ；
两个溅油轮出同样选用普通A型平键定位，由于两个两个溅油轮处轴段径向尺寸相同，故这两段处用于周向定位的键的键长与键宽可以相同，只是键长不同，故可以取，长度分别为36mm和20mm 。
[4]轴上倒角与圆角
为保证7208C和7308C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴环圆角半径为1.5mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准《机械设计》（表15-2），轴的左右端倒角均为。
6.2 涡轮轴的设计
（1）蜗轮轴的设计

6-2 蜗轮轴草图

（2）求作用在蜗轮上的力
已知蜗轮的分度圆直径为==6.3×41=258.3mm
所以得：
圆周力：==
轴向力：
径向力：
（3）初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45刚，调质处理。根据《机械设计》式15-2，取A。=120，于是得：
。
因为输出轴的最小直径是安装联轴器的，即联轴器的直径为mm ，故需同时选取联轴器的型号。
联轴器的计算转矩，查《机械设计》表14—1，考虑到转矩变化小，取=1.5。所以：

按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查找标准GB/T5104—2003手册或《机械设计课程设计》（周元康, 林昌华 张海兵 主编）表6.9，选用HL5弹性套柱销联轴器。其公称转矩为1250Nm，半联轴器的孔径取50mm，半联轴器的长度L为112mm,与轴配合长度为L1=84mm 。故可取轴的HI段的直径为mm ,轴段长度为LHI=82mm 。
（4）轴的结构设计
[1]拟定装配方案
蜗轮和轴用键连接成一体，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右轴承端盖从右面装，最小端装联轴器。
[2]根据轴向定位要求确定各段的直径及部分长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位，HI轴段左端需制出一轴肩来定位半联轴器，根据定位轴间的高度要求。故取=57mm，且为了保证轴端挡圈只压在联轴器上，而不压在轴的端面上，故可取=82mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故可选用角接触球轴承。
由已知条件知道工作时间是5年，每天两班制工作，根据规定，每年按300天计算，则额定工作寿命为

考虑最不利的情况，单个轴承所受的径向力为

向心轴承只承受径向载荷时：
有《机械设计》式13—6知基本额定静载荷为

查《机械设计》表13—4,13—6可得：
所以：

结合GH轴段的直径是57mm以及计算得到的基本额定静载荷。从《机械设计课程设计》中查表5.10。可取轴承的型号为:7212C(两个)
轴承
型号
外形尺寸（mm）
安装尺寸（mm）
基本额定动载荷
基本额定静载荷
d
D
B
da min
Da
max
a
7212C
60
110
22
69
101
22.4
69.8
55.2
所以mm ；由于AB段是要装一个7212C的轴承，在左端要用一个轴端螺钉来固定轴端也可固定轴承，故可取AB段的长度为=21mm，再取FG段可以适当的取得比7212C的宽度略大mm即可，且要考虑添加一个套筒或是添加一个弹性挡圈来实现涡轮的轴向定位，在EF段与FG段之间要添加一个非定位轴肩（套筒定位时）或者是添加一个定位轴肩（弹性挡圈定位涡轮），根据非定位轴间的高度要求mm 或者定位轴肩高度，考虑到套筒定位的距离较短，不宜进行长距离定位，所以这里选用弹性挡圈进行涡轮的轴向定位，在考虑涡轮要增加键的条件（尺寸要增大（）d），故根据轴肩的要求取mm和mm，而且涡轮的轮毂长度要比DE轴段长度略长，故可取mm。再根据涡轮的左端面的轴向定位，可在涡轮左端制出一定位轴肩，要求同前所述的定位轴肩要求一样，所以可取mm ；由于对称的关系可取BC、EF段的径向尺寸相同，即mm 。因此各轴段的径向尺寸基本确定。
各段的径向数据:
轴段
AB
BC
CD
DE
EF
FG
GH
HI
d/mm
60
70
84
76
70
60
57
50

[3]轴上零件的周向定位
为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴径选用H7/k6配合，轴承与轴承座孔采用H7/f8 的配合。
联轴器与轴采用A型普通平键联接，查《机械设计课程设计》表6.1， 键的型号为键宽b键高h =1610(摘自GB/T 1095-79,1990年确认),根据联轴器配合轴段长度为84mm，则键的长度可取82mm ；
涡轮采用普通A型平键，故可以取，根据这段轴的长度为90mm ，可以取键长为80mm 。
[4]轴上倒角与圆角
为保证7212C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴环圆角半径为1.5mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准《机械设计》（表15-2），轴的左右端倒角均为。

第八章 绘制草图
8.1 草图的绘制

图8.1 蜗杆主视图草图

图8.1 蜗杆左视图草图
8.2 根据草图的绘制初步确定出轴的长度尺寸，分别是：
（1）蜗杆轴的尺寸：

图8.3 蜗杆轴尺寸标注
轴段
AB
BC
CD
DE
EF
FG
GH
HI
IJ
JK
KL
L/mm
35
38
8
28
120
28
8
25
26
54
42
D/mm
40
44
56
44
63
44
56
44
40
36
30
（2）涡轮轴的尺寸

图8.4 涡轮轴尺寸标注
轴段
AB
BC
CD
DE
EF
FG
GH
HI
L/mm
60
36
84
100
48
23
51
82
d/mm
21
70
10
76
70
60
57
50
8.3 轴的校核
（1）按弯扭合成校核高速轴(蜗杆轴)的强度
在确定轴承支点位置时，查《机械设计手册》得7308C角接触球轴承的a=18.5mm，由查《机械设计》（图15-23）=l/3因此，做出简支梁的轴的跨距为280mm。
切向力：
轴向力：
径向力：
① 绘出轴的计算简图 5-2(a)图
② 绘制垂直面弯矩图 5-2(b)图
轴承支反力：

计算弯矩：
截面C右侧弯矩:

截面C左侧弯矩:

③绘制水平面弯矩图 5-2(c)图
轴承支反力:

截面C左侧弯矩：

截面C右侧弯矩：

④ 绘制合成弯矩图 5-2(d)图

⑤ 绘制转矩图 5-2(e)图
N.m
⑥计算当量弯矩
转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6，截面C处的当量弯矩为：

⑦ 校核危险截面C的强度
＜，安全。
校核的弯矩和扭矩图：

图6.5 高速轴的弯矩和转矩
(a)轴的计算简图 (b)垂直面弯矩图 (c)水平面弯矩图
(d)合成弯矩图 (e)转矩图
（2） 按弯扭合成校核低速轴（蜗轮轴）的强度
在确定轴承支点位置时，查《机械设计手册》得7212C角接触球轴承的a=22.4mm，由查《机械设计》（图15-23）=l/3因此，做出简支梁的轴的跨距为312mm。
切向力
轴向力
径向力
① 绘出轴的计算简图 5-2(a)图
② 绘制垂直面弯矩图 5-2(b)图
轴承支反力：

计算弯矩：
截面C右侧弯矩：

截面C左侧弯矩：

③绘制水平面弯矩图 5-2(c)图
轴承支反力：

截面C左侧弯矩 ：

截面C右侧弯矩：

④ 绘制合成弯矩图 5-2(d)图

⑤ 绘制转矩图 5-2(e)图

⑥计算当量弯矩
转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6，截面C处的当量弯矩为：

⑦ 校核危险截面C的强度
＜，安全。

图6.5 高速轴的弯矩和转矩
(a)轴的计算简图 (b)垂直面弯矩图 (c)水平面弯矩图
(d)合成弯矩图 (e)转矩图

第九章. 箱体的设计
9.1箱体的基本结构设计
参考机械设计手册V5m/s，采用下置剖分式蜗杆减速器。
9.2箱体的材料及制造方法：选用铸铁HT100，砂型铸造。
9.3铸铁箱体主要结构尺寸和关系
表9-1 铸铁减速器箱体主要结构尺寸参数
名 称
称 号
一级齿轮减速器
计算结果
箱座壁厚
δ
0.04a+3mm≥8mm
10
箱盖壁厚
δ1
=0.85δ≥8mm
10
箱座凸缘厚度
b
1.5δ
15
箱盖凸缘厚度
b1
1.5δ1
15
箱座底凸缘厚度
b2
2.5δ
25
地脚螺钉直径
df
0.036a+12mm
18
地脚螺钉数目
n
n =(L+B)/(200~300)
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75 df
14
箱座与箱盖连接螺栓直径
d2
(0.5~0.6) df
10
连接螺栓d2的间距
l
125~200mm
150
轴承端螺钉直径
d3
按选用的轴承端盖选用或(0.4~0.5) df
10
窥视孔盖螺钉直径
d4
(0.3~0.4) df
6
定位销直径
d
(0.7~0.8) d2
14
df、d1 、d2至外机壁距离
c1
见表2
24,20,16
df 、d1 、d2至缘边距离
c2
见表2
22,18,14
轴承旁凸台半径
R1
c2
18
凸台高度
h
根据低速轴承座外径确定
55
箱机壁到轴承端面距离

c1+ c2+(5~10)mm
50
箱座底部凸缘宽度

δ+ c1+ c2+(5~10)mm
60
蜗轮齿顶圆与内箱壁距离
△1
≥1.2δ
12
蜗轮端面与内箱壁的距离
△2
≥δ
12
蜗杆箱体轴承座孔的轴向长度

=（11.2）D，D为轴承孔
120
箱座肋厚
m
M≈0.85δ
8.5
箱盖肋厚
m1
M1≈0.85δ
8.5
轴承端盖外径
D2
轴承座孔直径+(5~5.5) d3
160
箱座深度

—蜗杆顶圆直径
130
箱座高度

150
轴承端盖凸缘厚度
e
(1~1.2) d3
14
轴承旁连接螺栓距离
s
尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准
110
表9-2 凸台及凸缘的结构尺寸
螺栓直径
M6
M8
M10
M12
M14
M16
M18
M20
M22
C1min
12
14
16
18
20
22
24
26
30
C2min
10
12
14
16
18
20
22
24
26
沉头座直径
15
20
24
28
32
34
38
42
44

第十章．轴承等相关标准件的选择
10.1 轴承的选择
（1）减速器轴承选取
高速轴选用 7208C和7308AC；低速轴选用 7212C。
表7-1 减速器各轴所用轴承代号及尺寸

型号
外形尺寸（mm）
安装尺寸（mm）
内径d
外径D
宽度B
Da
min
Db
max
ra
max
轴 承
7208C
40
80
18
47
73
1
7308AC
40
90
23
49
81
1.2
7212C
60
110
22
69
101
1.6
（2）高速级轴承寿命验算
1）预期寿命（一年按300天工作日计算）
要求使用寿命L=小时
2）寿命计算
高速轴使用7208C和7208AC型角接触球轴承
7208C:，，，=38.5KN，=28.5KN
7308AC:，，.2，=36.8KN，=27.2KN
其中：轴颈d=40mm，转速n1=960r/mi。
由于如图所示的轴的结构，轴的左端是安装单个轴承，而右端由于套杯的作用，且要安装两个轴承，经过受力分析，单个轴承端所受的力较大，且轴承的安装结构为一端游动，一端固定支撑的。单个轴承的（即7308AC）那端所受的力大，所以校核取这个位置校核即可
径向载荷 Fr=1820,53N，轴向载荷 Fa=5001.86N。确定e的值： 查表16-12得7208AC的e=0.68。
由于B端轴承相对于A端轴承受载较大，所以要对B段进行校核， 查《机械设计》表13-5得，X=0.41,Y=0.87。
由《机械设计》式13-8a得
N
即将轴承在受径向载荷和轴向载荷时的寿命转化为只承受纯径向载荷时的寿命，根据《机械设计》式13-5，有
　　=
求得的值远大于预期寿命24000h，所以这个减速器的高速轴正常使用，工作5年不需要更换换轴承。
由于高速轴满足，故低速轴无需在进行校核，轴承一定可以满足检核条件。
10.2 联轴器的选择
（1）输入轴联轴器的选择
查《机械设计》（表15-3）初估轴的最小直径，取A。=120，
。
输入轴通过联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.5，则：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课程设计》（表6—9），选用TL5(JB3044 GB/T4323-84)弹性套柱销联轴器，其公称转矩为125Nm，半联轴器的孔径d=30mm，孔长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。
（2）输出轴联轴器的确定
同理，查《机械设计》（表15-3）初估轴的最小直径，取A。=120，于是得
。
输出轴通过联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.5，则：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课程设计》（表6—8），选用HL4（JB42*84 GB5014-85）弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm，半联轴器的孔径d=50mm，孔长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。
10.3 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GB/T5780-2000 M616 数量为4个；GB/T 5780-2000 M1040 数量为12个；GB/T 5780-2000 M14140 数量为4个；GB/T 5780-2000 M1880 数量为4个。
螺母GB/T 41-2000 M14 数量为4个；GB/T 41-2000 M10 数量为4个。
螺钉M82JB/ZQ4450-86 数量为1个
10.4 销，垫圈垫片的选择
选用销GB117-86，A630,数量为1个；选用垫圈GB93-87,数量为9个；选用毛毡密封圈2个；选用橡胶密封圈2个，选用08F调整垫片 3个。
10.5 键的选择和强度校核
（1）高速轴键联接的选择和强度校核
高速轴采用蜗杆轴结构，因此无需采用键联接，在溅油轮出采用键连接，由于受力小，不会造成损伤，只是用来润滑的作用 ，油的阻力小，故不需校核，也可肯定此处的安全，所用的两个键分别是
GB1096—79

普通A型平键
149
20
普通A型平键
149
36
（2）低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核
选用普通平键（A型）
按低速轴装蜗轮处的轴径d=76mm，以及轮毂长 =100mm，查《机械设计》表6-1，选用键22×14 GB1096—79，键长90mm。
强度校核
键材料选用45钢，查表知，键的工作长度mm，mm，按公式的挤压应力
，小于，故键的联接的强度是足够的。
同理可以证明联轴器处装键也满足强度要求
有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图。

第十一章 减速器结构与润滑等概要说明
在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。
11.1 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。
该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式，具体结构详见装配图。
11.2 速器的润滑
蜗轮传动部分采用浸油润滑, 查《机械设计课程设计》，润滑油的粘度为118cSt（100°C）。轴承采用脂润滑，查《机械设计课程设计》润滑脂的牌号为ZL-2。
蜗轮圆周速度v<5m/s所以采用浸油润滑；轴承采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H1 对于蜗杆下置一般为（0.75 1）个齿高，但油面不应高于蜗杆轴承下方滚动体中心，取浸油深度H1为10mm。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热，取油池深度H2≥3050mm。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-CKB 150号工业齿轮润滑油。
11.3 密封
减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。
（1）轴伸出处的密封
作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。
（2）轴承内侧的密封
该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。
（3）箱盖与箱座接合面的密封的接合面上涂上密封胶。
11.4 附件的设计
（1）窥视孔盖和窥视孔
为了检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合的位置并且有足够大的窥视孔，箱体上窥视孔处应凸出一块，以便加工出与孔盖的接触面。
（2）排油孔、放油油塞、通气器、油标
为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座底部设有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放，平时排油孔用油塞及封油垫封住。本设计中采用螺塞M10×1 。
为了检查减速器内的油面高度，应在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置油标。
（3）吊耳和吊钩
为了拆卸及搬运减速器，应在箱盖上铸出吊耳环，并在箱座上铸出吊钩，吊钩和吊耳的尺寸可以根据《机械设计课程设计》表7.27确定，并根据具体情况加以修改。

第十二章 设计小结
通过将近一个月的努力，我终于完成了单级蜗杆减速器的设计，我觉得自己受益匪浅。
机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、理论力学、材料力学、机械原理等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，比上学期的机械原理课程设计更加的有意义，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我知道在设计时的思考问题的多样性，全面性，让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；让我具有了初步查阅相关资料和注意相关细节的能力，为我今后的设计工作打了良好的基础。
通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力；我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等），以及巩固和加强了我对CAD制图软件的认识和操作技能，获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。
在自己这个过程中碰到问题时，我总是觉得不对的地方我就会在老师来知道失去询问，请教，老师也是会不厌其烦的给我解答，这使我受益不浅，在绘制草图时，我碰到了很多的问题，看着那些自己不知怎么下手的尺寸我·刚开始都是一筹莫展，不知从何下手，甚是头疼呢！可是经过老师的指导，我总与明白原来那些尺寸都是有理有据，都是由相关的数据去支配，这才是真的工科学生 应该追求的方式，每一步都是要行之有据，做之有理，不