1、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 65.3 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 7
2、5.6 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
3、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 2110.4 减速器附件简要说明 2111 设计小结 21谢辞 22参考文献 24附录 25引言课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。在 2010 年 01月 04 日-2010 年 01 月 18
4、 日为期二周的机械设计课程设计。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
5、术是当今设计以及制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。7 设计题目：带式运输机的传动装置的设计7.1 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7.2
6、 工作情况：已知条件1) 工作条件：两班制，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；8 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。7.3 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/mm2300 1.5 5007.4 传动方案本课程设计采用的是单级蜗杆减速器传动。7.5 课程设计内容及内容1) 电动机的选择与运动参数计算；2) 斜齿轮传动设计计算；3) 轴的设计；
7、4) 滚动轴承的选择；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) 减速器总装配图一张；9) 齿轮、轴零件图各一张；10)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
8、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，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
9、件及环境。7 电动机的选择3.1 电动机功率的确定1) 工作机各传动部件的传动效率及总效率：查机械设计课程设计指导书表 9.2 可知蜗杆传动的传动比为：；401i蜗 杆又根据机械设计基础表 4-2 可知蜗杆头数为 ，由表 4-4 可知蜗2Z1杆传动的总效率为： 82.075.蜗 杆查机械设计课程设计指导书表 9.1 可知各传动部件的效率分别为：； 9联 轴 器；)(70一 对轴 承 .4.卷 筒工作机的总效率为： 74.065.22 卷 筒轴 承蜗 轮 蜗 杆联 轴 器总2) 电动机的功率： kwFvPw45.310所以电动机所需工作效率为： kwd .65.minax总3.2 确定电动机的转
10、速1) 传动装置的传动比的确定：查机械设计课程设计指导书书中表 9.2 得各级齿轮传动比如下：401蜗 杆i理论总传动比： 401蜗 杆总 i2) 电动机的转速：卷筒轴的工作转速： min/3.570.16106rDvn滚 筒所以电动机转速的可选范围为： i/293.57)4(. rid总滚 筒根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min 和 1500 r/min 三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000 r/min的电动机。其主要功能表如下：电动机型号 额定功率 kW
11、 满载转速/r/min 起动转矩/额定转矩 最大转矩/额定转矩Y132M2-65.5 960 2.0 2.07 传动装置运动及动力参数计算4.1 各轴的转速计算1) 实际总传动比及各级传动比的他配：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 : i75.163.90niwm所以取 17i总2) 各轴的转速：第一轴转速： r/min960n1第二轴转速： /i5.72总4.2 各轴的输入功率第一轴功率： kW25.9.035Pd01d1 联 轴 器第二轴功率： 48222蜗 杆第三轴功率： k03.49.7.3d3 联 轴 器轴 承4.3 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩
12、： mN12.596015.nP105.9T4md6d 第一轴转矩： 0. 46161 第二轴转矩： N10.752405.9nP05.9T56262 第三轴转矩： m8.3.1.1. 56w363 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴 名 功率 P/kW转矩/TNm转速n/(r/min)传动比 i效率电机轴 5.3 45.271096/inr1 1第一轴 5.254./i1 0.99第二轴 4.2 57.106./minr17 0.80卷筒轴 4.03681 0.957 蜗轮蜗杆的设计及其参数计算5.1 传动参数蜗杆输入功率 P=5.3 kW，蜗杆转速 ，蜗轮转速min/r960n
13、1，理论传动比 i=16.75，实际传动比 i=17，蜗杆头数 ，蜗min/r5.6n2 2Z1轮齿数为 ，蜗轮转速34217 Zi2 min/r5.61790in25.2 蜗轮蜗杆材料及强度计算减速器的为闭式传动，蜗杆选用材料 45 钢经表面淬火，齿面硬度 45 HRC,蜗轮缘选用材料 ZCuSn10Pb1,砂型铸造。蜗轮材料的许用接触应力，由机械设计基础表 4-5 可知, =180MPa.H估取啮合效率： 10.8蜗轮轴转矩：6651225.2089.59. 7.1mnPT N载荷系数：载荷平稳，蜗轮转速不高，取 K=1.1.计算 值 21md2212480dHKTZ=253.7m31=
14、3480m模数及蜗杆分度圆直径由机械设计基础表 4-1 取标准值，分别为：模数 m=8 mm蜗杆分度圆直径 1d805.3 计算相对滑动速度与传动效率蜗杆导程角 1mz82=arctnarct1.3d0蜗杆分度圆的圆周速度 11 96/s4.2m/s60相对活动速度 1s4.2.098/scos3当量摩擦角 取 v230.5验算啮合效率 （与初取值相近） 。1vtantan1.081325传动总效率 （在表 4-4 所列范围内） 。10.96.08.7总5.4 确定主要集合尺寸蜗轮分度圆直径： 12dmz83472中心距 12016ma5.5 热平衡计算环境温度 取 0tC工作温度 取 7传热
15、系数 取 2tk13/mW需要的散热面积 1 22t05.0.781.94mk3PA5.6 蜗杆传动的几何尺寸计算名 称 公式说明及结果齿 距 齿 顶 高 顶 隙 齿 根 高 齿 高 蜗杆分度圆直径蜗杆齿顶圆直径 蜗杆齿根圆直径蜗 杆 导 程 角蜗 杆 齿 宽 蜗轮分度圆直径蜗轮 喉圆 直径蜗轮齿根圆直径蜗轮 外圆 直径蜗轮咽喉母圆半径蜗 轮 螺 旋 角蜗 轮 齿 宽中 心 距名 称 180dm1280296aahdm1.4.0.8ff所以 1tan0.28mzd1.3 12.51.584.76b m2347z283428aadhmz25.ff m1.527.824ead263grm，与蜗杆螺
16、旋线方向相同1.3210.7.967.2abd28034176mzm公式说明及结果7 轴的设计计算及校核6.1 输出轴的设计6.1.1 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，轴主要传递蜗轮的转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的 45 钢，调质处理。6.1.2 初算轴的最小直径已知轴的输入功率为 5.25kW，转速为 960 r/min.根据机械设计基础表 7-4 可知，C 值在 106118 间。所以输出轴的最小直径：3315.280.896PDmn但是，由于轴上有 1 个键槽，计入键槽的影响： min20.%21.4已知输出轴的输入功率为
17、 4.2kW，转速为 56.5r/min，则输出轴的最小直径： 3324.2189.65PDCmn由于轴上由 2 个键槽，故 min49.67%.已知卷筒轴的输入功率为 4.03kW,转速为 56.5r/min，则卷筒轴的最小直径为 334.018.956PDCmn6.1.3 联轴器的选择1) 载荷计算已知蜗杆轴名义转矩为 45.210N由于蜗杆减速器的载荷较平稳，按转矩变化小考虑，取工作情况系数k=1.3。蜗杆轴计算转矩： 441.352106.8cTkNm已知蜗轮轴名义转矩为 ; 卷筒轴计算转矩为57.所以蜗轮轴计算转矩：56.820Nm 5521.309.231cTkNm卷筒轴计算转矩：
18、 553.68.7c 2) 选择联轴器的型号查机械设计课程设计指导书表 14.2 可知，电动机轴的直径 ，38Dm轴长 ；蜗杆轴直径 。80Em21.4dm查机械设计课程设计指导书表 13.1 可知，蜗杆轴的输入端选用 LH3 型弹性柱销联轴器。联轴器标记 LH3 联轴器 GB/T 5014138206J公称转矩 63nTNm许用转速 50/inr查机械设计课程设计指导书表 13.1 可知，蜗轮轴的输出端选用 LH4型弹性柱销联轴器。联轴器标记 LH4 联轴器 GB/T 5014152084J公称转矩 25nTNm许用转速 40/inr6.1.4 轴承的选择及校核1) 初选输入轴的轴承型号据已
19、知工作条件和输入轴的轴颈，由机械设计基础附表 8-5 初选轴承型号为圆锥滚子轴承 30208（一对） ，其尺寸：D=80mm,d=40mm,B=18mm。据已知工作条件和输出轴的轴颈，由机械设计基础附表 8-5 初选轴承型号为圆锥滚子轴承 30214（一对） ，其尺寸：D=125mm,d=70mm,B=24mm。基本额定动载荷 C=63000N计算系数 e=0.37轴向载荷系数 Y=1.62) 计算蜗杆轴的受力蜗杆轴的切向力 ，轴向力 和径向力tFxrF蜗杆轴：41 225.01358t xTNd蜗轮轴： 52 17.02t xFFd2 1tan1tan90r rN3) 计算轴承内部轴向力轴承
20、的内部轴向力： 1 290542.6rs sFNFY4) 计算轴承的轴向载荷轴承 2 的轴向载荷 由已知得， 与 方向相同，其和为1sx1 2594049sx sFNF（轴承 2 为“压紧”端） ，所以1Asx轴承 1 的轴向载荷 （轴承 1 为“放松”端）1594AsFN5) 计算当量动载荷轴承 1 的载荷系数 根据 ，由表 8-8 可知15940.31Ar eF1,0XY轴承 2 的载荷系数 根据 由表 8-8 可知249.310Ar e220.4,1.6轴承 1 的当量动载荷 1119PrArFXYFN轴承 2 的当量动载荷 220.435.62451.PrA N所以轴承的当量动载荷取
21、、 中较大者，所以1Fp45.N6) 计算轴承实际寿命温度系数 由机械设计基础表 8-6 可知 1.0tf载荷系数 由机械设计基础表 8-7 可知 5p寿命指数 滚子轴承 103轴承实际寿命 hL610thpPfCnF1063091.542.h28h轴承预期寿命 0361520hLh结论 由于 轴承 30208 满足要求0h6.2 轴的结构设计6.2.1 蜗杆轴的结构造型如下：6.2.2 蜗杆轴的径向尺寸的确定从联轴段 开始逐渐选取轴段直径， 起固定作用，定位轴肩高130dm2d度 ，故 。该0.7.2a21130.736.2dam直径处安装密封毡圈，标准直径，应取 ； 与轴承的内径相配合，2
22、38dm3d为便与轴承的安装，取 ，选定轴承型号为 30208， 与蜗轮相配合，340d4取蜗杆的齿根圆直径 ，按标准直径系列，取 ； 与16.f 63m6d轴承的内径配合，与 相同，故取 ； 起定位作用，定位轴肩3340dm5d高度 故 ，取60.7.2adm5662.714.2a。548dm6.2.3 蜗杆轴的轴向尺寸的确定联轴段取 ；轴肩段取 ；与轴承配合的轴段长度，查轴160L214Lm承宽度为 18mm；左轴承到蜗杆齿宽 ；蜗杆齿宽35041Lb即 ，取 ；21.58Zm4.83.7620m蜗杆齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取 ；与右轴承配合的50轴段长度，查轴承宽度为 18mm
23、；轴的总长为 320mm。6.2.4 蜗轮轴的结构造型如下：输出轴的弯矩和转矩6.2.5 蜗轮轴的轴上零件的定位、固定和装配单级减速器中，可将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴固定，轴向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别一轴肩和套筒定位，轴向则采用过渡配合或过盈配合固定。联轴器以轴肩轴向定位，右面用轴端挡圈轴向固定，键联接作轴向固定。轴做成阶梯形，左轴承从左面装入，蜗轮、套筒、右轴承和联轴器依次从右面装到轴上。6.2.6 蜗轮轴的径向尺寸的确定从左轴承段与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装取 ，选定轴170dm承型号为 30214 开始逐渐选取轴段直径， 起
24、固定作用，定位轴肩高度2d，该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取10.7.2adm； 与蜗轮孔径相配合，取蜗轮的内径 ，按标准直径系列，25d3 370m取 ； 与轴承的内径配合，与 相同，故取 ；联轴35 d536d段 ； 起定位作用，定位轴肩高度故取 ；6m4d56.2.7 蜗轮轴的轴向尺寸的确定左面与轴承配合的轴段长度 ，查轴承宽度为 ；左轴承到蜗轮1L124Lm齿宽间的套筒取 ；蜗轮齿宽 ，故取 ；蜗轮齿23L367.370宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取 ；与右轴承配合的轴段长度，4查轴承宽度为 24mm；右轴肩段 ，联轴段 ，故轴的总长为51Lm684Lm280mm。6.2.8
25、蜗轮的强度校核已知蜗轮的切向力 215txFN蜗轮的径向力 2190rr蜗轮轴向力 235xFN求水平面支反力：25160.tAHBFN水平面弯矩：3.824CHAMLm垂直面支反力，由 ,即0A，得20rxBVdF227198350596rBVLN在铅垂方向上，由 ，即 ,得0F2rAVF0591AVBr N垂直面弯矩2827CVAMFLm10591640BN根据合成弯矩 得2HVC 截面左侧弯矩 22CHCVM08417097NmC 截面右侧弯矩 22CHCV0841670589N转矩 T225tdFm当量弯矩 eM由当量弯矩图和轴的结构图可知，C 和 D 处都有可能是危险截面，应分别计算
26、其当量弯矩，此处可将轴的钮切应力视为脉动循环，取 ，则0.6aC 截面左侧当量弯矩 22CeMaT2097.61053NmC 截面右侧当量弯矩 258CeNm所以 C 截面处当量弯矩在以上两数值中取较大者，即 26589CeMD 截面弯矩 32610.5473DHAMFLN9V mD 截面合成弯矩 22DHDV174351769ND 截面当量弯矩 22DedMaT17690571963Nm求危险截面处轴的计算直径许用应力，轴的材料用 45 钢，由机械设计基础表 7-1 可知，160WMPaC 截面直径计算 33126589.40.0.CeCWdmD 截面直径计算 33179654.30.0.D
27、eWMd经与结构设计图比较，C 截面和 D 截面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径，故轴的强度足够。7 键连接设计计算7.1 蜗杆联接键键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 11.27 查得d=30mm 时。应选用键 GB/T1096840A转 矩 45.210Nm键长 L接触长度 1408lLb132l许用挤压应力 校 核P查机械设计基础表 2-12 键连接钢的许用挤压应力为 12PMa445.037PTdhl3.7MPaP07.故满足要求7.2 蜗轮键的选择与校核键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 11.27 查得 d=55时。应选用键
28、 GB/T1096162A转 矩 56.810Nm键长 L2接触长度 1216lLb196l许用挤压应力 校 核P查机械设计基础表 2-12 键连接钢的许用挤压应力为 120PMa547.96Tdhl26.a MPaP4.26故满足要求7.3 蜗轮轴键的选择与校核键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 11.27 查得 d=55时。应选用键 GB/T1096162A转 矩 57.10Nm键长 L84接触长度 18416lLb16l许用挤压应力 校 核P查机械设计基础表 2-12 键连接钢的许用挤压应力为 20PMa547.12068PTdhl3.9MPaP29.37故满足
29、要求8 箱体的设计计算8.1 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。8.2 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=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
30、 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=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 10mm9 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：9.1 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
31、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 数量为 24 个M6*16 数量为 12 个*（参考装配图）M10*35M12*100M10M12M6*20M8*25M6*169.2 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10
32、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。10.1 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
33、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；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。 （具体结构详见装配图）10.2 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10.3 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.
34、7设计课程设计指导书 润滑脂 ZL-210.4 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，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。11 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
35、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；熟悉有关的国家标准和行业标准（如 GB、JB 等） ，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。当一份比较象样的课程设计完成的时候，我的内心无法用文字来表达。几天以来日日夜夜的计算与绘图和
36、在电脑前编辑排版说明书，让我感觉做一个大学生原来也可以这么辛苦。但是，所有的这一切，都是值得的，它让我感觉大学是如此的充实。谢 辞在课程设计即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到设计的顺利完成，有多少可敬的师长、同学给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意！同时我还要特别感谢谢海涌、柏子刚、冯翠云老师对我这次课程设计指导付出的苦心与汗水，谢谢你们。要是没有你们的指导与帮助，我想也许我自己一个人无法这么快这么顺利的完成了。参考文献【1】宋宝玉.机械设计课程设计指导书.北京:高等教育出版社，2006.8【2】李秀珍.机械设计基础(少学时).北京：机械工业出版社，2005.1附 录蜗 杆蜗 轮
