单级蜗杆减速器

0p湖 南 科 技 大 学

课程设计报告

课程设计名称：

单级蜗杆减速器 * * * 名： ** 学 院： 机电工程学院 专业及班级： 07级机械设计及其自动化1班 学 号： ********** ****： ***

2010 年 6月17日

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摘要

课程设计是机械设计课程重要的综合性与实践性相结合的教学环节，基本目的在于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，进一步巩固和加深所学的知识，同时通过实践，增强创新意思和竞争意识，培养分析问题和解决问题的能力。通过课程设计，绘图以及运用技术标准，规范，设计手册等相关资料，进行全面的机械设计基本技能训练。

减速器是在当代社会有这举足轻重的地位，应用范围极其广泛，因此，减速器的高质量设计，可以体现出当代大学生对社会环境的适应及挑战，从整体设计到装配图和零件图的绘制，都可以让参与设计的同学深深领悟到机器在如今社会的重要作用

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目录

一、摘要

二、传动装置总体设计

1、传动机构整体设计 2、电动机的选择 3、传动比的确定

4、计算传动装置的运动参数

三、传动零件的设计

1、减速器传动设计计算 2、验算效率

3、精度等级公差和表面粗糙度的确定

四、轴及轴承装置设计

1、输出轴上的功率、转速和转矩 2、蜗杆轴的设计 3、涡轮轴的设计 4、滚动轴承的选择

5、键连接及联轴器的选择

五、机座箱体结构尺寸及附件

1、箱体的结构尺寸 2、减速器的附件

六、蜗杆减速器的润滑

1、蜗杆的润滑

2、滚动轴承的润滑

七、蜗杆传动的热平衡计算

1、热平衡的验算

八、设计体会 参考文献

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一、传动装置总体设计

1、传动机构整体设计

根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机。(如图右图所示) 根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V≤4——5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见（如图下图所示），采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异

物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。

该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。

总传动比：i=27 Z1=2 Z2=54

为了确定传动方案先初选卷筒直径：D=380mm运输带速度：V=1m/s 卷筒转速nw=60×1000v/(D)= 60×1000×1/(×380)r/min=50.28 r/min 而i=27 ，并且nw=n2，

所以有n1=in2=27×50.28=1357.6 r/min选择同步转速为1500r，满载转速为1440r/min的电动机。

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nw=n2=

n1=53.33r/min i由nw=60×1000v/(D)可得D≈345mm

2、选择电动机

（1）选择电动机类型

按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机. （2）选择电动机容量

工作机要求的电动机输出功率为： pd 其中 pwpw nFv

1000nwFv

1000nwn 则 pd由电动机至运输带的传动总效率为：

23 nwnn1n2n3n4n5

式中，查机械设计手册可得 联轴器效率 n1=0.99 滚动轴承效率n2=0.98 双头蜗杆效率n3=0.8 转油润滑效率n4=0.96 卷筒效率 n5=0.96 则

nwn68.0%

初选运输带有效拉力：F=5280N 从而可得：Pd=7.45kw＜7.5kw

电动机型号表一 额定功率 方案 电动机型号 Ped kw 同步转速 满载转速 电动机转速 r/min 额定转矩 - 5 -

1 2 3 4 Y132S2-2 Y132S2-4 Y160M-6 Y160L-8 7.5 7.5 7.5 7.5 3000 1500 1000 750 2900 1440 960 720 2.0 2.2 2.0 2.0 （3）确定电动机转速

有前面可知电机的满载转速为1440r/min 从而可以选取Y132S2-4 以下是其详细参数

Y132S2-4的主要性能参数 额定功率 同步转速 n/(r min1) 满载转速 n/(r min1) 电动机总重/N 启动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Ped/kw 7.5 1500 1440 2.2 2.3

3、 传动比的确定

由前面可知总传动比 i总=i=27

4、计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速

蜗杆轴 n1=1440r/min

齿轮轴 n2=1440/26=53.33 r/min 卷筒轴 n3= n2=53.33r/min

（2）各轴的输入功率

蜗杆轴 p1= Pdn1n2=7.23kw 齿轮轴 p2=p1n2n3n4=5.44kw 卷筒轴 p3=p2 n1n2=5.28kw (3) 各轴的转矩

电机输出转矩 Td=9550

Pd =9550×7.45/1440Nm=49.4Nm nw - 6 -

蜗杆输入转矩 T1=Tdn1n2=49.4×0.99×0.98 Nm =47.94Nm

蜗轮输入转矩 T2=T1in2n3n4=47.94×26×0.98×0.8×0.96Nm =938.1 Nm 卷筒输入转矩 T3=T2n1n2=938.1×0.99×0.98 Nm=910.2Nm 将以上算得的运动和动力参数列于表2-2

表2-2 类型 电动机轴 蜗杆轴 蜗轮轴 传动滚筒轴 功率P（kw） 转速n（r/min） 转矩T（N·m） 7.45 7.23 5.44 5.28 1440 1440 55.38 55.38 49.4 47.94 0.68 938.1 910.2 27 传动比i 效率η

三、传动零件的设计

1、减速器传动设计计算

（1）选择蜗杆传动类型

根据GB/T 10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。

（2）选择材料

蜗杆：根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；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。 因而蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用45号钢制造。

(3) 按齿面接触疲劳强度进行设计 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，再校核齿根弯曲疲劳强度。由手册知传动中心距

ZZa≥3KT2EH①确定作用在涡轮上的转距 由前面可知T2=938.1 Nm ②确定载荷系数K

因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K=1; 由机械设计手册取使用系数KA=1.15

  - 7 -

由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数KV=1.2; K=KKAKV=1.38 ③确定弹性影响系数ZE

因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MP ④确定接触系数Z

假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a =0.32,从而可查得Z=3.1

⑤确定许用接触应力

根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从手册中查得蜗轮的基本许用应力H=268MPa 应力循环次数 N=60jn2Lh=60×1×

710寿命系数 KHN= 8=0.704 81.661012a

14408×50000=1.66×10 26则

H=KHNH=0.704×268MPa=188.6

1603.1a≥31.38938100mm=207.7mm

188.62'⑥计算中心距

取中心距a=250mm,i=27,完全满足要求，取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=80mm。这时

d1/a=0.32，因此以上计算结果可用。

⑷蜗杆与蜗轮主要几何参数 ①蜗杆

轴向齿距 pa=zm=25.12mm 直径系数 q=d1/m=10

齿顶圆直径 da1=d1+2ham=80+2×1×5mm=96mm

齿根圆直径 df1=d1-hf1= d1-2 m (ha+c)=80-2×8×(1+0.2)mm=60.8mm 导程角 γ=1118’31’’

蜗杆轴向齿厚Sa=0.5m=0.5×3.14×8mm=12.56mm ②蜗轮

蜗轮齿数 Z2=52

0*** - 8 -

变位系数 x2= +0.25

验证传动比 i=Z2/x2=52/2=26(允许) 分度圆直径 d2=mZ2=8×52mm=416mm

齿顶圆直径 da2=d2+2ha2=416+2×8×1.25mm=436mm 齿根圆直径 df2=d2-hf2=416-2×8×1mm=400mm 蜗轮咽喉母圆半径Yg2=a-0.5da2=250-218mm=32mm

⑸校核齿根弯曲疲劳强度

1.53KT2FdYFa2YF

1d2m当量齿数 ZZ2r2cos352cos11.3103=55.15

由x2= +0.25，Zr2=55.15，查机械设计手册可得齿形系数YFa2=2.2

11.310螺旋角系数 Y=1-1400=1-1400=0.9192 许用弯曲应力 'F=F

从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力

'F=56MPa寿命系数 K106FN91.66108=0.590 = K'FFNF=0.590×56MPa=33.0MPa

弯曲强度是满足的。

2、验算效率

(0.950.96)tantan(

v) 已知γ=11018’31’’= 11.310，varctanfv；fv与相对滑动速度vs有关vd1n1s=

601000cos11.310=6.15m/s

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0查表可得 fv=0.025，v 1.2

代入式中可得90.1% 大于原估计值，因此不用重算。

3、精度等级工查核表面粗糙度的确定

考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8经济精度，侧隙种类为f，标注为8f,GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。

四、 轴及轴承装置的设计

图4-1

1、求输出轴上的功率P,转速和转矩

由前面可知：

（1）蜗杆轴的输入功率、转速与转矩

P1 = Pr=7.28kw n1=1440r/min T1=47.94N .m

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（2）蜗轮轴的输入功率、转速与转矩

P2 =5.4kw n2=55.38r/min T2=938.1N·m

（3）传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩

P3 =5.28kw n3=55.38r/min T3=910.2N·m

2、蜗杆轴（1轴）的设计

（1）选择轴的材料及热处理 选用45钢调质 （2）初定跨距 轴的布置如图4-1

图4.2

初取轴承宽度分别为n1=n2=30mm 。

为提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按L1=(0.9~1.1)da2 公式计算 L1=(0.9~1.1)416=（392.4~479.6）mm 取 L1=400mm

蜗杆两端滚动轴承对称布置，取s1=k1=200mm （3）轴的受力分析

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b1=(11+0.08z2)m=(11+0.08×52)×8mm=121.28mm 取b1=124mm d1=80mm

Ft2T1247.941198.5N 3d18010tanntan200FrFt1198.52224.3N 0sinsin11.31FaFtcot1198.5cot11.31010180.9N

轴的受力分析图

图4.3 X-Y平面受力分析

图4.4

X-Z平面受力图：

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图4.5

其中Ma=

Fad1210180.9802Nmm407236Nmm 水平面弯矩MXY/Nmm

图4.6

垂直面弯矩MXZ/Nmm

图4.7

合成弯矩MM22XYMXZ/Nmm=231153N·mm

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图4.8 当量弯矩T/N·mm

图4.9

(4)轴的初步设计

第三强度理论为ca算应力为：

242为了考虑不同环境的影响，引入折合系数α，则计ca24()2 对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:

扭转切应力：

M W从而可得：

TT W2WM2(T)2M2T2 ca()4()W2WW由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处

理，查表可得:

1=60Mpa

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因此有：

M2(T)2ca1

W式中：ca——轴的计算应力，MPa; M——轴所受的弯矩，N·mm; T——轴所受的扭矩，N·mm; W——轴的抗弯曲截面系数，mm

31——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa

查表得圆轴W的计算式为：

W联立以上两式可得：

d332

d332M2(T)21 代入数值可得d≧33.3mm,取轴的直径为60mm。 （5）轴的结构设计

先初步估算轴的最小直径。由于轴的材料为45号钢，调制处理，查表初取A0=112,于是有：

dminA03P7.2811123mm19.22mm n11440 蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dI,轴通过联轴器是与电动机轴相连的。按经验公式，减速器输入轴的轴端直径de

de=(0.8~1.2)dm 式中：

dm——电动机轴直径，mm;

由于前面已经确定了电动机为Y132S2-4，直径dm=38k5,从而可得de=30.4~45.6mm，参考联轴器标准轴孔直径，联减速器蜗杆轴的轴端直径de=38mm 根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查相关资料，初定各轴段的直径及长度。其中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 减速器蜗杆轴的结构见图4.10

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图4.10

3、蜗轮轴（2轴）的设计

（1）选择轴的材料及热处理 选用45钢调质 （2）初定跨距 轴的布置如图4-11

图4.11

初取轴承宽度分别为n3=n4=15mm 。

为提高蜗轮轴的刚度，应尽量缩小支承跨距,蜗轮轴（2轴）跨距: S2=k2=da1+（25~35）=96+（25~35）mm=（121~131）mm 式中da1是蜗杆的齿顶圆。 取 L2=252mm

蜗杆两端滚动轴承对称布置，从而有s1=k1=126mm （3）轴的受力分析

Ft

2T229381004510.1N d2416- 16 -

FrFt4510.14894.6N 00coscoscos11.31cos20FaFttan4510.1tan11.310902.3N

轴的受力简图如图4-12所示。图中

图4.12

X-Y平面受力分析

图4.13 X-Z平面受力图：

图4.14

其中Ma=

Fad2902.03416Nmm187622.24Nmm 22水平面弯矩MXY/Nmm

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图4.15

垂直面弯矩MXZ/Nmm

图4.16

合成弯矩M22MXYMXZ/Nmm=231153N·mm

图4.17

当量弯矩T/N·mm

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图4.18

(4)轴的初步设计

第三强度理论为ca算应力为：

242为了考虑不同环境的影响，引入折合系数α，则计ca24()2 对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:

扭转切应力：

M W从而可得：

TT W2WM2(T)2M2T2 ca()4()W2WW由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处

理，查表可得:

1=60Mpa

因此有：

M2(T)2ca1

W式中：ca——轴的计算应力，MPa; M——轴所受的弯矩，N·mm; T——轴所受的扭矩，N·mm; W——轴的抗弯曲截面系数，mm

31——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa

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查表得圆轴W的计算式为：

W联立以上两式可得：

d332

d332M2(T)21 代入数值可得d≧49.91mm,由于要开键槽，因此需要将直径增大4%，从而d≧51.91mm取轴的直径为70mm。 （5）轴的结构设计

先初步估算轴的最小直径。由于轴的材料为45号钢，调制处理，查表初取A0=112,于是有：

dminA03P25.41123mm51.55mm n255.38 蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dI,轴通过联轴器是与卷筒相连的。 根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查相关资料，初定各轴段的直径及长度。其

中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 减速器蜗轮轴的结构见图4.19

图4.19

4、滚动轴承的选择

（1）蜗杆轴（1轴）上滚动轴承的选择

按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为角接触球轴承，轴承预期寿命取为5000h。 由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=1263.3N，Fa=10180.92N，轴承工作转速n=1440r/min。 初选滚动轴承为角接触球轴承7310B GB/T279-1994，基本额定动载荷Cr=68.2kN ,基本额定

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静载荷Cor=48 kN。

Fa/Fr=10180.92/1263.3=8.06>e=1.14 X=0.35 Y=0.57 pr=XFr＋YFa=0.35×1263.3＋0.5710180.92N＝6245.3N 由于是轻微冲击，取载荷系数fp=1.2

p1= fp（XFr＋YFa）=1.2×6245.3=7494.3N

验算轴承的使用寿命：

10CrLh

60nP1式中：ε——指数，对于球轴承为3；

610668200代入数值有Lh8722﹥5000h

6014407494.3故7310B轴承满足要求。

7310B轴承：d=50mm D=110mm B=31mm Damin=110mm

(2)蜗轮轴（2轴）上滚动轴承的选择

按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命取为96000h。

由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=3327. 8 N,轴向力Fa=902.3N，轴承工作转速n=55.38r/min。

初选滚动轴承32910X2 GB/T279-1994，基本额定动载荷Cr=34.5kN,基本额定静载荷Cor=56.5kN。

Fa/Fr=902.3/3327.8=0.43>e=0.35 X=1 Y=0

pr=XFr＋YFa=1×1022.41 kN＝3327.8 kN 由于是轻微冲击，取载荷系数fp=1.2

3p1= fp（XFr＋YFa）=1.2×3327.8 kN =3993.36N

验算轴承的使用寿命：

106CrLh

60nP1式中：ε——指数，对于滚子轴承为

610； 3103代入数值有Lh1034500398197﹥5000h

6055.383993.36故32910X2轴承满足要求。

32910X2轴承：d=60mm D=85mm T=17mm Damin=75mm db=55mm

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5、键联接和联轴器的选择

（1）蜗杆轴(1轴)上键联接和联轴器的选择

由前计算结果知:蜗杆轴(1轴)的工作转距T=47.94N·m,工作转速n=1440r/min。 І联轴器的选择 ①类型选择

为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。 ②载荷计算

差机械设计手册可得工作情况系数KA=1.5。计算转距Tca Tca=KAT=1.5×47.94 N·m =71.91 N·m ③型号选择

选用GYS型弹性套柱销联轴器。

由于电动机Y132S2-4的直径D=38k5,因此选择d1d2=38mm

④校核许用转距和许用转速

按文献[4]附表F-2，选GYS5联轴器 GB 4323-84。许用转距[T]=400N·m，许用转速[n]=8000r/min。

因 Tca<[T],n<[n],故联轴器满足要求。 П键联接选择

①选择键联接的类型和尺寸 选择C型普通平键。

按资料所显示，初选键10×8 GB 1096-1990，b=10mm，h=8 mm，L=80 mm。 ②校核键联接强度

键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力p=120~150MPa，取

p=145MPa。键的工作长度l=L-0.5b=80-0.5×10mm=75mm，键与联轴器槽的接触高度

k=0.5h=0.5×8mm=4mm。从而：

2T10321198.5103pMPa210.3MPa＞145 MPa

kld0.587538不满足强度计算，故选择双键再计算，

'pp/1.5=210.3/1.5 MPa =140.2MPa＜145 MPa

故选用键合适。

(2)蜗轮轴(2轴)上联轴器和键联接的选择

由前计算结果知:蜗轮轴(2轴)的工作转距T=910.2N·m,工作转速n=55.38r/min。 І联轴器的选择 ①类型选择

为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。 ②载荷计算

差机械设计手册可得工作情况系数KA=1.5。计算转距Tca Tca=KAT=1.5×910.2N·m =1365.3N·m

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③型号选择

选用GYS型弹性套柱销联轴器。

由于与转同相连的轴的直径可以任意定，因此选择d1d2=50mm

④校核许用转距和许用转速

查表，选GY7联轴器 GB 4323-84。许用转距[T]= 1600N·m，许用转速[n]=8000r/min。 因此Tca<[T],n<[n],故联轴器满足要求。 П.选择键联接的类型和尺寸 i蜗轮连接处键槽

①选择A型普通平键

参考键的长度系列，取键长L21=70mm。 按机械设计手册，初选键20×70 GB/T 1096-79，b=20mm，h=12mm，L=70mm。 ②校核键联接强度

键、轴和轮毂的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力p=100~120MPa，取

p=110MPa。键的工作长度l=L-b=70-20mm=50mm，键与联轴器槽的接触高度

k=0.5h=0.5×12mm=6mm。从而：

2T1032938103pMPa89.34MPa＜110 MPa

kld65070故选用键合适。

ⅱ卷筒连接处键槽 ①选择A型普通平键

参考键的长度系列，取键长L21=70mm。 按机械设计手册，初选键16×70 GB/T 1096-79，b=16mm，h=10mm，L=70mm。 ②校核键联接强度

键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力p=120~150MPa，取

p=140MPa。键的工作长度l=L-b=70-16mm=54mm，键与联轴器槽的接触高度

k=0.5h=0.5×10mm=5mm。从而：

2T1032910.2103pMPa134.8MPa＜140MPa

kld55450故选用键合适。

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五、 机座箱体结构尺寸及其附件

1、箱体的结构尺寸

⑴箱体结构形式的选择

选择本蜗杆减速器的箱体形式为剖分式.由于蜗杆圆周速度v=6.08m/s≤10m/s,故采用蜗杆下置式

⑵箱体材料的选择与毛坯种类的确定

根据蜗杆减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200.由于铸造箱体刚性好,易得到美观的外形,灰铸铁铸造的箱体还易于切削、吸收振动和消除噪音等优点,可采用铸造工艺获得毛坯.

⑶箱体主要结构尺寸计算

1.箱座壁厚 δ≈0.004a+3=0.004×250+3mm=13 mm 取δ=13 mm

2.箱盖壁厚 δ1≈0.85δ=0.85×13mm=9.95mm 取δ1=10

3.箱座分箱面凸缘厚 b≈1.5δ1=1.5×10mm=15mm 4 箱盖分箱面凸缘厚 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm 5.平凸缘底座厚 b2≈2.5δ=2.5×13 =32.5mm

6.地脚螺栓 df≈0.036a+12=0.036×250+12mm≈22mm 7.轴承螺栓 d1≈0.7df=0.7×22 mm≈16 mm 8.联接分箱面的螺栓 d2≈(0.5～0.6) df≈12 9.轴承端盖螺钉直径 d3≈(0.4～0.5)df≈10 10.窥视孔螺栓直径 d4=（0.3～0.4)df≈ 8 个数 n=4

11.吊环螺钉 直接用铸造吊钩，因此此项不需要。 12.地脚螺栓数 n=4

13.各螺栓至外机壁和凸缘边缘距离，以及沉头座直径 螺栓直径 M8 14 12 18 M10 16 14 22 M12 18 16 26 M16 22 20 33 M18 24 22 36 M20 26 24 40 M22 30 26 43 M30 40 35 61 c1min c2min 沉头座直径

14.机座机盖肋厚m1≈0.85δ1=0.85×13mm≈11mm m≈0.85δ=0.85×10mm≈9mmmm r1≈0.2C2=0.2×14=3

15.轴承螺栓凸台高 h =50mm 16.轴承端盖外径

蜗轮轴端盖 D22=135mm 蜗杆轴端盖 D12=160mm

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17.轴承端盖凸缘厚度 t=12mm

2、减速器的附件

⑴检查孔与检查孔盖

为检查传动件的啮合情况、接触斑点、侧隙和向箱体内倾注润滑油,在传动啮合区上方的箱盖上开设检查孔

⑵通气器

减速器工作时,箱体温度升高,气体膨胀,压力增大,对减速器各接缝面的密封很不利,故常在箱盖顶或检查孔盖上装有通气器 根据箱体的情况选取材料为Q235的通气塞，其尺寸如下表所示：

mm d M20×1.5 D 30 D1 25.4 S 22 L 28 l 15 a 4 A1 6

⑶油塞

为了换油及清洗箱体时排出油污,在箱体底部最低位置设有排油孔,通常设置一个排油孔,平时用油塞及封油圈堵住，根据箱体的情况选取材料为Q235的油塞，其尺寸如下表所示：

mm d M20×1.5 D0 30 L 28 L 15 a 4 D 25.4 S 22 D1 21 D1 22 H 2

⑷定位销

为了保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度,需在想替分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销

⑸观察孔及观察孔盖

为了方便维修和观察减速箱内部的结构，在箱体顶端设置了观察孔及孔盖。根据箱体的情况选取材料为HT200，其尺寸如下表所示：

mm A 200 A1 160 A2 140 B 150 B1 190 B2 170 d4 8 R 6 h 6 ⑹起吊装置

为了方便、经济，起吊装置采用箱盖吊钩，选取材料为HT200，其尺寸如下表所示：

mm c3 45

c4 60 b 22 R 60 r 10 r1 12 - 25 -

六、 蜗杆减速器的润滑

1、蜗杆的润滑

虽然本蜗杆的圆周速度为6.03m/s,同时考虑本传动装置寿命较长，滑移速度较大，故采用油池润滑，选择润滑剂为L-AN

2、滚动轴承的润滑

下置式蜗杆的轴承，由于轴承位置较低，可以利用箱内油池中的润滑油直接浸浴轴承进行润滑，即滚动轴承采用油浴润滑

七、蜗杆传动的热平衡计算

1.热平衡的验算

⑴由前面计算可得

蜗杆传动效率η蜗=75.3%, 蜗杆传动功率P=7.23kw ②摩擦损耗功率转化成的热量

Φ1=1000P(1-η)=1000×7.26(1-0.753) W=1793W

⑵由草图估算减速器箱体内表面能被润滑油所飞溅到外表面有可被周围空气所冷却的箱体表面面积 S=81025051.88mm2=2.58mm2

⑶计算散热面积

2oo取周围空气温度ta=20C ,箱体散热系数d12W/(m•C)ad=12ω/(m2?0C)

热平衡时 ,则要求的散热面积为

t0ta可得t0=57.68C＜80C 满足热平衡。

oo1000P(1)

dS - 26 -

八、设计心得

这次课程设计历时三个星期多左右，通过这三个星期的学习，发现了自己的很多不足，自己知识的很多漏洞，看到了自己的实践经验的不足，理论联系实际的能力还急需提高。

这次课程设计跟以往不同没有跟自己做得一样的人甚至到处都有差别，所以以往喜欢参考别人东西的习惯可就把我害苦了。从一开始的选择就决定了后面一连贯的问题。所以这次的课程设计全都是靠自己搞完的。在这过程中碰到了很多问题，比如说以前学过的画图功底下降了很多，电脑绘图也忘得差不多，所以这次的画图让我吃了很多亏。一开始着手用电脑绘图我就发现好多东西都不记得了，所以对着电脑瞎忙活了一两天，最后发现好多小地方都不会弄结果没办法采用了最原始的办法手画。任务书上要求图中至少有一张是电脑画的，由于不熟悉所以我手画了装配图，因为装配图是最难画的！结果那纸一摆上我就后悔了，但还是硬着头皮继续画了下去，最后花了整整24小时才画好它，弄得自己是腰酸背痛。而后才用电脑画了两张零件图也花了好多时间，尽管这样但至少这次的画图让我对AutoCAD的操作比以前又要深刻了很多。这次设计比以往的两个课程设计都要自主些，因为它限制的东西比较少，但要求并没有降低，所以导致我们一开始都有点不知所措，浪费了个把星期才进入状态。所以才导致到预定交稿的时间大家都没有完成。这个设计里的所有的东西都得又我们自己选择，大到箱体的设计尺寸，小到箱盖上用多大的螺栓.所以比起前面几次的课程设计这次要显得繁琐的多。因此对我们的耐心和细心都有一定的考验。

这次的设计的圆满完成对我而言，知识上的收获重要，精神上的丰收更加可喜。让我知道了学无止境的道理。我们每一个人永远不能满足于现有的成就，人生就像在爬山，一座山峰的后面还有更高的山峰在等着你。挫折是一份财富，经历是一份拥有。这次课程设计必将成为我人生旅途上一个非常美好的回忆！

参考文献

[1] 濮良贵，纪名刚等著.机械设计（第8版）.北京：高等教育出版社,2006 [2] 刘鸿文.材料力学.4版. 北京：高等教育出版社,2004

[3] 孙桓，陈作模主编.机械原理.7版. 北京：高等教育出版社，2006

[4] 机械设计手册编委会.机械设计手册.新版.北京：机械工业出版社，2004

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