1、重庆理工大学机械设计课程设计蜗杆减速器设计姓名: 学号: 班级: 学院: 车辆工程学院 目 录引言 11 设计题目 11.1 带式运输机的工作原理 11.2 工作情况 21.3 设计数据 21.4 传动方案 21.5 课程设计内容及内容 22 总体传动方案的选择与分析 22.1 传动方案的选择 22.2 传动方案的分析 33 电动机的选择 33.1 电动机功率的确定 33.2 确定电动机的转速 44 传动装置运动及动力参数计算 44.1 各轴的转速计算 44.2 各轴的输入功率 54.3 各轴的输入转矩 55 蜗轮蜗杆的设计及其参数计算 65.1 传动参数 65.2 蜗轮蜗杆材料及强度计算 6
2、5.3 计算相对滑动速度与传动效率 65.4 确定主要集合尺寸 75.5 热平衡计算 75.6 蜗杆传动的几何尺寸计算 76 轴的设计计算及校核 86.1 输出轴的设计 86.1.1 选择轴的材料及热处理 86.1.2 初算轴的最小直径 86.1.3 联轴器的选择 96.1.4 轴承的选择及校核 106.2 轴的结构设计 126.2.1 蜗杆轴的结构造型如下 126.2.2 蜗杆轴的径向尺寸的确定 136.2.3 蜗杆轴的轴向尺寸的确定 136.2.4 蜗轮轴的结构造型如下 136.2.5 蜗轮轴的轴上零件的定位、固定和装配 146.2.6 蜗轮轴的径向尺寸的确定 146.2.7 蜗轮轴的轴向
3、尺寸的确定 156.2.8 蜗轮的强度校核 157 键连接设计计算 177.1 蜗杆联接键 177.2 蜗轮键的选择与校核 177.3 蜗轮轴键的选择与校核 188 箱体的设计计算 188.1 箱体的构形式和材料 188.2 箱体主要结构尺寸和关系 199 螺栓等相关标准的选择 199.1 螺栓、螺母、螺钉的选择 209.2 销，垫圈垫片的选择 2010 减速器结构与润滑的概要说明 2010.1 减速器的结构 2010.2 减速箱体的结构 2110.3 速器的润滑与密封 2410.4 减速器附件简要说明 2411 设计小结 25谢辞 26参考文献 27引言课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知
4、识的重要环节。本次是设计一个蜗轮蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机联轴器减速器联轴器滚筒），本人是在指导老师指导下完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和 A2 图纸装配图 1 张、A4 图纸的零件图 2 张。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。蜗轮蜗杆减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制
5、造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的研究，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。本文主要介绍一级蜗轮蜗杆减速器的设计过程及其相关零、部件的 CAD 图形。计算机辅助设计（CAD） ，计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，能清楚、形象的表达减速器的外形特点。该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。1 设计题目：带式运输机的传动装置的设计1.1 带式运输机的工作原理带式运输机的传动示意图如图1、电动机 2、带传动 3、齿轮减速 4、轴承 5、联轴器、6、鼓轮 7、运输带1.2 工作情况：已知条
6、件1) 工作条件：三班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度 35；2) 使用折旧期；5 年；3) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4) 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V；5) 运输带速度容许误差：5%；6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。1.3 设计数据运输带工作接力 F/N 运输带工作速度/（m/s ） 卷筒直径 D/mm2500 1 3001.4 传动方案本课程设计采用的是单级蜗杆减速器传动。1.5 课程设计内容及内容1) 电动机的选择与运动参数计算；2) 蜗轮蜗杆传动设计计算；3) 轴的设计；4) 滚动轴承
7、的选择；5) 键和连轴器的选择与校核；6) 装配图、零件图的绘制；7) 设计计算说明书的编写；8) 设计说明书一份。2 总体传动方案的选择与分析2.1 传动方案的选择该传动方案在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆减速器传动装置传动，如下图所示：2.2 传动方案的分析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。传动装置采用单级蜗杆减速器组成的封闭式减速器，采用蜗杆传动能实现较大的传动比，结构紧凑,传动平稳，但效率低
8、，多用于中、小功率间歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但采用圆锥滚子轴承可以减小这缺点带来的影响，但它常用于高速重载荷传动，所以将它安放在高速级上。并且在电动机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷筒轴之间采用弹性联轴器联接，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。3.运动学与动力学计算3.1 电动机的选择计算 3.1.1
9、 选择电动机3.1.1.1 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。3.1.1.2 选择电动机容量电动机输出功率： kwawPd工作机所需的功率： kFV10所以 kwad由电动机至工作机之间的总效率： 54231a其中 分别为蜗杆，联轴器，轴承，带和卷筒的传动25效率。查表可知 =0.7（蜗杆） =0.97（滚子轴承） =0.99(联轴器）123=0.92（带） =0.98（卷筒） 45所以： 58.09.09.7.022a电动机输出功率kwFvPw5.1*0所以电动机所需工作效率为：kwd 3.458.2minax总3.1.1.3 确定电动机
10、转速1) 电动机的转速：卷筒轴的工作转速：min/7.63016160rDvn滚 筒所以电动机转速的可选范围为：i/2548.)4(. rid总滚 筒根据机械设计基础中查的蜗杆的传动比在一般的动力传动中在这个范围内的电动机的同步转速有 1000r/min 和 1500r/min.两种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置的情况来确定最后的转速，为降低电动机的重量和成本，可以选择同步转速 1500r/min。根据同步转速查表 10-100 确定电动机的型号为Y112M-4。3.1.2 计算总传动比和各级传动比的分配各级传动比的分配 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。6.27.
11、3140niwm3.1.3 计算传动装置的运动和动力参数3.1.3.1 蜗杆蜗轮的转速：蜗杆转速和电动机的额定转速相同蜗轮转速： min/7.63.2140rn滚筒的转速和蜗轮的转速相同3.1.3.2 功率蜗杆的功率：p=4.3*0.99=4.26kW蜗轮的功率：p=4.26*0. 7*0.97=2.89kW滚筒的功率：p=2.89*0.99*0.98=2.8kW.转矩mNnpTmd .5281403.95*950id .3.9.*.2011mNiT .9618.0*9.62*3.81212 i .42.571.2323将所计算的结果列表：参数电动机 蜗杆 蜗轮 滚筒转速 r/min 1440
12、 1440 63.7 63.7功率 P/kw 4.3 4.26 2.89 2.8转矩 N.m 28.52 28.23 618.99 594.42传动比 i 22.6效率 0.99 0.79 0.904.传动零件的设计计算4.1 蜗杆蜗轮设计计算计算项目 计算内容 计算结果4.1.1 选择材料4.1.2 确定许用压力时蜗轮710LN材料的许用接触当F时蜗轮材料610LN的许用弯曲应力 F初步估计 Vs 的值滑动系数影响系数 Zvs应力循环的次数 LN接触强度寿命系数 Zn 弯曲强度寿命系数 Yn 许用接触应力 H许用弯曲应力 F4.1.3 按接触疲劳强度设计载荷系数 K 传动比 i 初步估计蜗杆
13、传动效率确定蜗杆的头数 1Z蜗轮齿数 2蜗杆 选 40Cr，表面淬火 4555HRC；由表 12-6 查得， 蜗轮边缘选择 ZCuSn10P1。金属模铸造查表 12-4 得许用压力为 MPaH20查表 12-6 aF70查图 12-7 得 Vs3/s，查图 12-9 得 Zvs=0.93（油浴润滑） 。=60N2jL=6063.713651610=22L3204800Zn= =0.688710LNYn= =0.5596L由式（8-6） NZvsH=2200.930.68= 2/13.9mN由式（8-7） = YnF=700.55= 2/5.38从 K=11.4 取 K=1.26.27.3140
14、wmni由 %= %0.828)i5.310( )2.351(查表 11-1 =2-3 取 =21Z=i =22.62=45.2 45 2 由式（8-10）40CrZCuSn10P1MPaH20F7Vs3/sZvs=0.93=2232048LN00 2/13.9mNK=1.2i=22.6=21Z确定模数及蜗杆直径 确定蜗杆传动 基本参数4.1.4 求蜗轮圆周数度并校核效率 蜗轮分度圆导程角 实际传动比 i 蜗轮的实际转速 n 蜗轮的圆周数度 v 滑动速度 Vs 啮合效率 搅油效率 0.940.99 轴承效率 0.980.99 蜗杆的传动效率 4.1.5 校核蜗轮的齿面接触强度材料弹性系数 Ze
15、 使用系数 Ka 动载系数 Kv 载荷系数 = K3 22129.587 4.85.1)43.1950()0(mKTZHd 由表 8-1 取 m=8，d=80查表 8-4 按 i=25，m=8，d=80 得基本参数为：中心距 a=200， =2， =41，X2=-0.5001Z2=m =850=330mm 2dz=arctan m/d=arctan 26.3/63=11 度 18 分 351秒i= / =53/2=26.52Z1n=n1/i=1420/26.5=53.6r/mmVs=smndV/13.06734062 /8.4)5cos(12cos10 903.)6138tan()tan(11
16、 v查表 8-10 16V取 0.96取 0.98 得： =0.9030.960.98=0.85查表 8-8 Ze=155 2/mN查表 8-9 Ka=1（间隙工作）由于 V2=0.9373m/s，Kv=11.1，取 Kv=1=1（载荷平稳）K=412Zm=8，d=80=2，1Z=412X2=-500I=26.5N=53.6r/min smV/7.2Vs 8.4903.16.298035.蜗轮实际转矩 T2 滑动速度影响系数 Zvs 许用接触应力H 校核蜗杆轮齿接触疲劳强度 4.1.6 校核蜗轮齿根弯曲强度蜗轮综合齿形系数 FSY导程角系数 Y校核弯曲强度 4.1.7 热平衡校核mNniPT
17、.95601428.59095012 查图 8-14 Zvs=0.93H= 2200.930.68=139.13N/mmKvadTZeH2194013465.152=125.62H=139.13 按 = /cos =53/cos =54 2vZ查图 7-32 = 4.0 及 =+0.246FSY2=1- /120=1-111835“/120=0.906 YmdKTFfsVA2126906.43.643195.0=11.12 F=38.5 275.175.1)02(3)0(3. maA取 t=20C 从 K=1417.5 取 K=17W/（mC）由式（8-14） tKApt )1(012093.
18、07)85.(Ka=1Kv=1=1KmNT.95602H=139.13合格合格初步估计散热面积 A 周围空气的温度 t 热散系数 K 热平衡校核 4.1.8 计算蜗杆传动主要尺寸中心距 a=200mm 蜗杆齿顶圆直径 da1 蜗杆齿根圆直径 df1 导程角 蜗杆轴向齿距 Px1 蜗杆齿宽 b1 蜗轮分度圆直径 d2 蜗轮喉圆直径 de2蜗轮齿根圆直径 df2 蜗轮齿顶圆直径 da2 蜗轮齿宽 b2 蜗轮齿顶圆弧半径 蜗轮螺旋角 4.1.9 蜗轮蜗杆的结构设计=54.13C 85C 蜗杆分度圆直径 d1=63mmda1=d1+2ham=63+216.3=76mmdf1=d1-2m（ha+c ）=
19、63-26.3（1+0.2）=48mm =111835“ Px1=m=3.146.3=20mmmzmb 93153.621212 d2=334mm de2da2+1.5m=350+1.56.3=359.5mmdf2=d2-2hf2 =d2-2m（ha-X2+C）=334-26.3（1-0.246+0.2）=320mm da2=d2+2m（ha“+X2）=334+26.3（1+0.246）= 350mmb20.75da1=0.7576=57mmRa2 =d1/2-m=63/2-6.3=25mm= =111835“蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘与铸造铁心采用 H7/s6 配合
20、，并加台肩和螺钉固定，螺钉选 6 个A=1.11m合格a=200mm da1=76mm=111835“ b1=93mmd2=334mm= =111835“5.轴的设计计算及校核5.1 输出轴的设计计算项目 计算内容计算结果5.1.1 轴的材料的选择，确定许用应力5.1.2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径5.1.3 轴承和键5.1.4 轴的结构设计5.1.4.1、径向尺寸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。d mnpA5.276.39103轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴器，由转速和转矩得Tc=KT=1.59.550 2.799/
21、63.67=315Nm610查表 GB 4323-84 HL3 选无弹性扰性联轴器，标准孔径d=38mm，即轴伸直径为 38mm 。 采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用 C 型普通平键联接，实现周向固定。用A 型普通平键连接蜗轮与轴从轴段 d1=38mm 开始逐渐选取轴段直径，d2 起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d 范围内，故d2=d1+2h38（1+2 0.07）=43.32mm，该直径处安装密封毡圈，标准直径。应取 d2=45mm；d3 与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取 d3=50mm，选定轴承型号为7210CJ，d4 与蜗轮孔径
22、相配合。按标准直径系列，取选用 45号钢，正火处理 b=600MPa b1=55MPad=38mmd1=38mmd2=45mmd3=d7=50mmd4=53mmd5=60mmd6=57mmL1=58mmL2=55mm5.1.4.2、轴向尺寸的确定5.1.5 轴的强度校核5.1.5.1 计算蜗轮受力5.1.5.2 计算支承反力5.1.5.3 弯矩5.1.5.4 当量弯矩d4=53mm；d5 起定位作用，由h=（0.07 0.1）d=（0.070.1）53=3.715.3mm ，取h=4mm，d5=60mm；d7 与轴承配合，取 d7=d3=50mm；d6 为轴承肩，查机械设计手册，取 d6=57
23、mm。与传动零件相配合的轴段长度，略小于传动零件的轮毂宽。轮毂的宽度 B2=（1.21.5）d4=（1.21.5）53=63.679.5mm，取 b=70mm，联轴段 L4=68mm，联轴器十字滑块联轴器 B2=60mm，取联轴段 L1=58mm。与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为 20mm，取挡油板厚为 1mm，则L7=21mm，其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗轮端面与箱体的距离取 1015mm，轴承端面与箱体内壁的距离取5mm；分箱面取 5565mm，轴承盖螺钉至联轴器距离1015mm，初步估计 L2=55mm，轴承环宽度为 8mm，两轴承的中心的跨度为 130mm，轴的总长为 2
24、63mm。蜗轮的分度圆直径 d=334mm； 转矩 T=513.27Nm蜗轮的切向力 Ft=2T/d=2513.27/334=3073.47N蜗轮的径向力 Fr=Fttan/cos=3073.47tan20/cos111835“=1158.4蜗轮轴向力 Fx=Fttan=3073.47tan111835“=619.72N水平平面3.1751304.865247.6913052/1 FrdxFHN9.8Hr垂直平面Fv1= N74.1536247.302/FtV水平平面弯矩： mNFxdMHHb 7.2098/3472.6195.7342/1 5646垂直平面弯矩： v65合成弯矩： L7=21
25、mmL=263mmd=334mmT=513.27Nm5.1.5.5 分别校核5.1.5.6 键的强度校核mNMvbhbH 7.103498.987.2055634222单向运转，转矩为脉动循环 a=0.6aT=0.6513270=307962Mmm截面 mNaTMbe 6.3248079.1348)( 15522Mea=Mel=aT=0.6428430=307962Mmmmebdba 69.3851.041.0.3333 考虑到键d1=105%36.02=37.821mm；d2=105%38.69=40.62mm。实际直径分别为 38mm 和 53mm，强度足够。应为选用 A 型平键联接，根据
26、轴径 d=53，由 GB1095-79，查键宽 b=16mm；键高 h=10mm，因为轮毂的长度为 70mm，故取标准键长 60mm。将 l=L-b=60-16=44mm，k=0.4h=0.410=4mmMPadlkTp 85.91340.281023查得静荷时的许用挤压应力p=120p，所以挤压强度足够由普通平键标准查得轴槽深 t=6mm，毂槽深 t1=4.3mm合格b=16mmh=10mmk=4mmt=6mmt1=4.3mm5.2 蜗杆轴的设计计算项目 计算内容 计算结果5.2.1 轴的材料的选择，确定许用应力5.2.2 按扭转强度，初步估计轴的最小考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动
27、装置，轴主要传递蜗轮的转矩。d 轴伸安装联轴器，考虑补偿mnp9.142053.13选用 45 号钢，正火处理 b=600MPa b1=55MPa直径5.2.3 轴承5.2.4 轴的结构设计5.2.4.1 径向尺寸的确定5.2.4.2 轴向尺寸的确定轴的可能位移，选用弹性拄销联轴器，由转速 n 和转矩Tc=KT=1.523.77=35.66Nm 查表 GB 4323-84 选用 HL2 弹性柱销联轴器，标准孔径 d=30mm，即轴伸直径为 30mm采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定。从轴段 d1=30mm 开始逐渐选取轴段直径，d2 起固定作用，定位轴肩高度可在（0.
28、070.1）d 范围内，故d2=d1+2h30（1+2 0.07）=34.2mm，该直径处安装密封毡圈，标准直径。应取 d2=35.5mm；d3 与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取，选定轴承型号为7208CJ。d4 起定位作用，由 h=（0.070.1）d3=（ 0.070.1）40=2.8 4mm，取h=3mm，d4=d8=40+3=43mm；d5=d7=35mm，d6 取蜗杆齿顶圆直径 d6=60mm。由 GB5014-85 查联轴段长度 80mm，与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为 18mm，取挡油板厚为 1mm，其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗杆端面与箱体的距离取1015
29、mm，轴承端面与箱体内壁的距离取 5mm；分箱面取5565mm，轴承盖螺钉至联轴器距离 1015mm，轴承环宽度为 8mm ，蜗杆轴总长 460mmd1=30mmd2=35.5mmd3=d9=40mmd5=d7=35mmd6=60mmL=460mm6.箱体的设计计算6.1 箱体的结构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器（由于 V=1m/s 4m/s）铸造箱体，材料 HT150。6.2 铸铁箱体主要结构尺寸和关系名称 减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =11mm箱盖壁厚 1 1=10mm箱座凸缘厚度 b1，箱盖凸缘厚度 b，箱座底凸缘厚度 b2b=1.5=16mm b1=1.51=15mmb2=2.5
30、=28mm地脚螺钉直径及数目 df=19mm n=6轴承旁联接螺栓直径 d1=14mm箱盖，箱座联接螺栓直径 d2=10mm 螺栓间距 150mm轴承端盖螺钉直径 d3=9mm 螺钉数目 4检查孔盖螺钉直径 d4=6mmDf，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12mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 10mm7.键等相关标准的选择本部
31、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：7.1 键的选择查表 10-33机械设计基础课程设计：A 型普通平键，b*h=8*7GB1095-79轴与相配合的键：A 型普通平键，b*h=16*10GB1095-79，3 轴与联轴器相配合的键 A 型普通平键b*h=12*8A 型，8*7A 型， 16*10A 型， 12*8GB1095-797.2 联轴器的选择根据轴设计中的相关数据，查表 10-43机械设计基础课程设计 ，选用联轴器的型号 HL3。 GB5014-85HL3GB5014-857.3 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
32、结构，以及其他因素的影响选用螺栓 GB5782-86， M10*35， 数量为 3 个M12*100， 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 M6*20 数量为 2 个M10*35M12*100M10M12M8*25， 数量为 24 个M6*16 数量为 12 个*（参考机械设计基础课程设计图 10-8 装配图）M6*20M8*25M6*167.4 销，垫圈垫片的选择选用销 GB117-86，B8*30，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
33、片 4 个*（参考机械设计基础课程设计图 10-8 装配图）GB117-86B8*30GB93-87止动垫片石棉橡胶垫片08F 调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图8.减速器结构与润滑的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。7 箱体的设计计算7.1 箱体的构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器（由于 V=5m/s）铸造箱体，材料 HT150。7.2 箱体主要结构尺寸和关系8.1 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机械设计基础课程设计 图 10-8 装配图的基
34、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
35、得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。8.2 减速箱体的结构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8.3 轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图8.4 减速器的润滑与密封蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt（100C）查表 5-11机械设计基础课程设计轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为 ZL-2 查表 5-13机械设计基础课程设计8.5 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。具体结构详见装配图具体结构装配图详见零件工作图润滑油 118Cst润滑脂
36、ZL-2详见装配图名称 减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =11mm箱盖壁厚 1 1=10mm箱座凸缘厚度 b1，箱盖凸缘厚度 b，箱座底凸缘厚度 b2b=1.5=16mm b1=1.51=15mmb2=2.5=28mm地脚螺钉直径及数目 df=19mm n=6轴承旁联接螺栓直径 d1=14mm箱盖，箱座联接螺栓直径 d2=10mm 螺栓间距 150mm轴承端盖螺钉直径 d3=9mm 螺钉数目 4检查孔盖螺钉直径 d4=6mmDf，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 D1=80mm D2=125mm轴承旁联接螺栓距离 S=140m
37、m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12mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 10mm8 螺栓等相关标准的选择本部分含螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下：8.1 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 M10*35 数量为 3 个M12*100 数量为 6 个螺母 GB6170-86 M10 数量为 2 个M10 数量为 6 个螺钉 GB5782-86 , M6*20 数量为 2 个M8*25 数
38、量为 24 个M6*16 数量为 12 个*（参考装配图）M10*35M12*100M10M12M6*20M8*25M6*168.2 销，垫圈垫片的选择选用销 GB117-86，B8*30， 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*（参考装配图）GB117-86B8*30GB93-87止动垫片石棉橡胶垫片08F 调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图9 减速器结构与润滑的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
39、件作一简要的阐述。9.1 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。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
40、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；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。 （具体结构详见装配图）9.2 减速箱体的结构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9.3 速器的润滑与密封蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为 118cSt（100C）查表 10.6机械设计课程设计指导书 润滑油 118Cst轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为 ZL-2 查表 10.7设计课程设计指导书 润滑脂 ZL-29.4 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
41、和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。10 设计小结一级蜗杆减速器的设计是一个较为复杂的过程，通过这次设计觉得自己受益匪浅。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、材料力学、工程材料等）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，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；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；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；同时对减速器的结构和设计步骤有了一个大概的了解，对之前所学的专业知识作了一个很好的总结，设计中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的学习工作中来弥补。设计过程中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；
