链式运输机上的蜗杆减速器

机械设计课程设计说明书

课程名称: 机械设计

题目名称: 链式运输机上的蜗杆减速器

学 院: 信息工程学院

专业班级: 机械设计制造及其自动化2班

学 号: 028

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目录

第一章 .................................. 错误!未定义书签。

机械设计课程设计任务书 ................................... 错误!未定义书签。

设计题目 ............................................ 错误!未定义书签。 .2题目数据 ......................................... 错误!未定义书签。 运输机工作条件 ....................................... 错误!未定义书签。 设计内容： ........................................... 错误!未定义书签。 设计成果要求 ......................................... 错误!未定义书签。 机构运动简图： ........................................... 错误!未定义书签。

第二章 .................................. 错误!未定义书签。

传动装置的运动和动力参数计算： ........................... 错误!未定义书签。

选择电动机的类型 ..................................... 错误!未定义书签。 选择电动机容量 ....................................... 错误!未定义书签。 确定电动机转速 ....................................... 错误!未定义书签。 计算传动装置的总传动比并分配传动比： .................... 错误!未定义书签。

计算总传动比 ........................................ 错误!未定义书签。 各传动部件传动比的分配 .............................. 错误!未定义书签。 计算传动装置各轴的运动和动力参数 ......................... 错误!未定义书签。

各轴转速 ............................................. 错误!未定义书签。 各轴转矩 ............................................. 错误!未定义书签。 将上述所计算的结果列表如下 ........................... 错误!未定义书签。

第三章 传动零件的设计计算 ................ 错误!未定义书签。

链轮传动的设计计算： .................................... 错误!未定义书签。 选择链轮齿数 ......................................... 错误!未定义书签。 确定当量的单排链的计算功率功率 ....................... 错误!未定义书签。 选择链条型号和及其主要参数计算 ....................... 错误!未定义书签。 计算链节数和中心距 ................................... 错误!未定义书签。 计算链速v，确定润滑方式 ............................. 错误!未定义书签。 计算链传动作用在轴上的压轴力 ......................... 错误!未定义书签。 滚子链链轮的设计： ................................... 错误!未定义书签。 （2） ................................................ 错误!未定义书签。 确定计算功率 ......................................... 错误!未定义书签。 选择V带的带型： .................................... 错误!未定义书签。 确定带轮的基准直径 .................................. 错误!未定义书签。 确定V带的中心距 .................................... 错误!未定义书签。 验算小带轮上的包角 .................................. 错误!未定义书签。 计算带的根数z： .................................... 错误!未定义书签。 计算单根V带的初拉力的最小值 ........................ 错误!未定义书签。 计算压轴力 .......................................... 错误!未定义书签。 蜗杆传动的设计计算： .................................... 错误!未定义书签。

选择蜗杆传动类型 ..................................... 错误!未定义书签。 选择材料 ............................................. 错误!未定义书签。 按齿面接触疲劳强度进行设计 ........................... 错误!未定义书签。 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 ....................... 错误!未定义书签。 校核齿根弯曲疲劳强度 ................................. 错误!未定义书签。 验算效率 ............................................ 错误!未定义书签。 校核蜗轮的齿面接触强度 ............................... 错误!未定义书签。 热平衡校核，初步估计散热面积A ...................... 错误!未定义书签。 精度等级公差和表面粗糙度的确定 ...................... 错误!未定义书签。

第四章 轴的设计计算及校核 ................ 错误!未定义书签。

蜗轮轴的设计计算： ...................................... 错误!未定义书签。 轴的材料的选择，确定许用应力 ......................... 错误!未定义书签。 按扭转强度，初步估计轴的最小直径 .................... 错误!未定义书签。 轴承类型及其润滑与密封方式： ........................ 错误!未定义书签。 轴的结构设计: ........................................ 错误!未定义书签。 轴、轴承、键的强度校核： ............................. 错误!未定义书签。 蜗杆轴的设计 .......................................... 错误!未定义书签。

轴的材料的选择，确定许用应力： ....................... 错误!未定义书签。 按扭转强度，初步估计轴的最小直径 ..................... 错误!未定义书签。 轴承类型及其润滑与密封方式： ......................... 错误!未定义书签。 轴的结构设计 ......................................... 错误!未定义书签。 蜗杆、轴承、键的强度校核 ............................. 错误!未定义书签。

第五章 箱体的设计计算................... 错误!未定义书签。

箱体的结构形式和材料 .................................... 错误!未定义书签。 铸铁箱体主要结构尺寸和关系 ............................... 错误!未定义书签。

第六章 键等相关标准的选择 ................ 错误!未定义书签。

键的选择 ................................................. 错误!未定义书签。 联轴器的选择 ............................................. 错误!未定义书签。 螺栓，螺母，螺钉的选择 ................................... 错误!未定义书签。 销，垫圈垫片的选择 ....................................... 错误!未定义书签。

第七章 减速器结构与润滑的概要说明 ....... 错误!未定义书签。

减速器的结构 ............................................ 错误!未定义书签。 减速箱体的结构 ........................................... 错误!未定义书签。 轴承端盖的结构尺寸 ....................................... 错误!未定义书签。 减速器的润滑与密封 ....................................... 错误!未定义书签。 减速器附件简要说明 ....................................... 错误!未定义书签。

第八章 设计总结 ......................... 错误!未定义书签。 附录：参考文献 .......................... 错误!未定义书签。

第一章

机械设计课程设计任务书

设计题目：链式运输机减速器

.2题目数据：

原始数据 曳引链拉力F（N） 曳引链速度v（m/s） 曳引链链轮齿数Z 曳引链节距P（mm） 工作班制 题 号 F1 6400 15 80 单

运输机工作条件：

工作有轻微振动。经常满载、不反转，运输链允许的速度误差为 5％，减速器通风良好，小批量生产，使用期限10年。

设计内容：

1）传动方案的分析；

2）电动机的选择（类型、具体型号），传动比分配； 3）传动装置动力参数计算；

4）传动零件（皮带轮、齿轮）的设计； 5）轴的设计和计算； 6）轴承及其组合部件设计； 7）键、联轴器的选择和校核； 8）减速器箱体、润滑和附件等的设计；

9）装配图（2号图纸）、零件图（3号图纸）的绘制； 10）编写设计计算说明书（5000-7000字）。

设计成果要求：

1）每人单独一组数据，要求独立认真完成；

2）图纸要求：减速器装配图一张（A1），零件工作图两张（A4，传动零件、轴），应按设计获得的数据用计算机绘图。

机构运动简图：

１．电动机２．联轴器３．蜗杆减速器４．链传动５．链式运输机

第二章

传动装置的运动和动力参数计算：

选择电动机的类型：

按工作要求和条件选取Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。

选择电动机容量：

工作机所需的功率： PwFVkw 1000 =6400*1000 kw = kWw

从电动机到工作机输送带间的总效率为：

312·2·3·4·5

式中，1，2，3，4，5分别是联轴器、V带传动、轴承、蜗杆传动、滚子链

（开式）的传动效率。查《机械手册》有1=，2=，3=，4=，5=，

32·3·4·5=0.9920.950.9830.800.90=。 所以12·故所需电动机功率Pd确定电动机转速：

Fv64000.28kWkW2..840kW 100010000.631601000v6010000.2814(r/min)。

zP1580链轮的输出转速为ni12~4，蜗杆传动的传动比查表传动比合理范围，取带传动的传动比‘‘2i7~40，链传动的传动比‘i32~5，则总传动比的合理范围是‘i28~800。

故电动机转速的可选范围是：

'n'di·n(28~800)13364~10400(r/min)。

符合这一范围的同步转速有750 r/min，1000 r/min，1500 r/min和3000 r/min，根据容量和转速，由《机械设计基础课程设计》(Ｐ269))查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，入下表1所示：

表1 额定功率 方案 1 2 3 4 电动机型号 Y100L-2 Y100L-4 Y132S-6 Y132M-8 电动机转速（r/min） 同步转速 3000 1500 1000 750 满载转速 2882 1420 960 710 电动机重量 330 380 630 790 总传动比i P（ dkW）3 3 3 3 设计中常选用同步转速为1000或1500r/min的电动机，如无特殊要求，一般不选用转速为

750和3000r/min的电动机，故初选转速为1500r/min的电动机，则方案2比较合适，因此选定电动机信号为Y100L-4，其主要性能参数如下表2所示：

表2 满载情况 型号 额定功率/kW 转速r/min 1420 电流/A 效率 /% 功率因素 堵转电流 额定电流/A 堵转转矩额定转矩 /N·m 最大转矩额定转矩/N·m Y100L-4 3 该电动机为卧式，机座带底脚，端盖上无凸缘的Y系列三相异步电动机，外形特征如下

主要安装尺寸如下表3所示：

表3 单位：mm

中心高 100 外形尺寸 底脚安装地脚螺栓尺寸AB 孔直径K 轴申尺寸装链部位尺寸FGD L（AC/2AD）HD 380（205/2180）245 DE 0.009280.00460 160140 12 824 计算传动装置的总传动比并分配传动比：

计算总传动比

因为选用的电动机型号是Y100L-4，满载转速为nm1420r/min，故总传动比是

innm1420101.43 n14 各传动部件传动比的分配

查《机械设计课程设计》表2-3，知链传动的传动比是2~4，V带传动的传动比是2~5，

蜗杆减速器推荐的传动比范围是7~40，所以

ini0· i1· i2

式中，i0， i1， i2分别是链传动、V带传动、减速器的传动比。 链传动的传动比由其齿数决定：

根据《机械设计》（第八版）可知，为了减少动载荷，小链轮的齿数z125，故取z125；为了不发生脱链，z1不宜过大，又因为链节通常是偶数，则z2最好为奇数，由链轮齿数优先序列选择z257，所以

i0z2572.28 z125为了使V带传动外轮廓尺寸不至于过大，初步选i12.45，蜗杆减速器i218，故

i1· i22.282.4518100.548 i实i0·速度验算

n实nm1420 14.123（r/min）i实100.548误差率(nn实)n(1414.123)140.0087860.05

经验算可知，分配的传动比符合条件要求。

计算传动装置各轴的运动和动力参数

各轴转速：

蜗杆轴 n1nmi1i21420(r/min)579.592(r/min) 2.451420(r/min)32.200 2.4518蜗轮轴

n2n1(r/min)链轮轴 n3n2i01420(r/min)14.123(r/min)

2.45182.28 各轴输入功率：

12·2·32.840.9920.950.98（kW）2.59（kW）蜗杆轴 P1Pd· 3·42.840.9920.950.9820.80（kW）2.03（kW）蜗轮轴 P2P1· 3·52.840.9920.950.9830.90（kW）1.79（kW）链轮轴 P3P2· 各轴转矩：

电动机输出 Td9550Pd39550(N·m)20.176(N·m) n1420i1·12·2·320.1762.450.9920.950.98(N·m)45.086(N·m) 蜗杆轴 T1Td·i2·3·445.086180.800.98(N·m)636.254(N·m) 蜗轮轴 T2T1·i0·3·5636.2542.280.900.98(N·m)1279.481(N·m) 链轮轴 T3T2·将上述所计算的结果列表如下： 轴名 电动机轴 蜗杆轴 蜗轮轴 链轮轴 功率P（kW） 转矩Ｔ（Ｎ·ｍ） 3 2．59 转速Ｎ（ｒ／ｍｉｎ） １４２０ 传动比ｉ １ 18 效率／％ ８２．５ ８０ ９５ ９０ 第三章 传动零件的设计计算

链轮传动的设计计算：

选择链轮齿数：

前面已经选取了小链轮齿数z125，大链轮的齿数为z257。

确定当量的单排链的计算功率：

Pca式中：KA——工况系数

KAKzP Kp Kz——主动链轮齿数系数

Kp——多排链系数，双排链时Kp=，三排链时Kp=

P——传动的功率，ｋＷ

查《机械设计》（第八版）表９-６得，KA＝, Kz=, 单排链Kp=,所以

KAKZ1.11.1PcaP2.03kW2.4563kW

Kp1.0选择链条型号和及其主要参数计算：

根据Pca2.4563kW及主动链轮转速n232.2r/min，查《机械设计手册》可选用48A—1型号。该型号滚子链规格和主要参数如下表：

ISO 链号 节距P 滚子直径d1 内链节销轴直圆宽b1 径d2 排距Pt 内链板高度h2 抗拒载荷 单排双排max 48A

min mm max max min Kw min 计算链节数和中心距

（30~50）p（30~50）76.2mm2286~3810mm 初选中心距a0取a03000mm。则相应的链节数为

Lp0

azz2z2z1p30002557572576.22012119.746P276.22230002a022取链长节数Lp120节。 链传动的最大中心距为：

af1p2Lpz1z2

式中：f1为中心距计算系数，由

Lpz1z2z1120252.969，查《机械设计手册》

5725（第八版）表9-7得f10.24795。

所以，链传动的最大中心距为

af1p2Lpz1z20.2479576.2212025572985.219mm 计算链速v，确定润滑方式：

vn1z1p32.22576.21.022m/s

601000601000式中——n1是小链轮的转速，根据链速v1.022m/s和链号48A—1，查《机械设计手册》可知应采用油池润滑或飞溅润滑。 计算链传动作用在轴上的压轴力：

FpKFpFe

式中：Fe——有效圆周力，N

Kfp——压轴力系数，水平传动Kfp=，垂直传动Kfp=。

有效圆周力为Fe1000P1.791000N1751.468N v1.022所以，压轴力FpKFpFe1.151751.468N2014.188N 滚子链链轮的设计：

（1）链轮的基本参数及主要尺寸

由于选用单排链结构，因此链轮的基本参数是配用链条的节距p，套筒的最大外径d1、排距pt及齿数z，则

p76.2mm，z125，pt =，d147.63mm

分度圆直径d1p76.2607.979mm 180180sinsinz125齿顶圆直径

da1mindp(11.61.6)d1607.97976.2(1)47.63489.026mm z125da1maxd1.25pd1607.9791.2576.247.63655.599mm

齿根圆直径

df1dd1607.97947.63560.349mm

齿高

ha1min0.5(pd1)0.5(76.247.63)14.285mm ha1max0.625p0.5d10.8p0.876.20.62576.20.547.6326.248mmz125 最大轴凸缘直径

dg1pcot1801801.04h20.7676.2cot1.0472.390.76527.139mmz125 齿宽bf10.95b10.9547.3544.983mm

齿侧倒角ba公称0.13p9.906mm 齿侧半径rx公称p76.2mm

齿全宽bfn(n1)ptbf1044.98344.983mm （2）链轮的材料

材料应能保证轮齿具有足够的强度和耐磨性，用15号钢，齿面多经渗碳、淬火、回火的热处理。工作时，小链轮轮齿参与啮合的次数比大链轮多，磨损、冲击较严重，所以小链轮的材料选用20号钢，进行正火热处理，齿面硬度较高。

V带的设计

确定计算功率Pca：

由《机械设计》（第八版）表8-7查得工作情况系数KA1.2，故

PcaKAP1.23kW3.6kW

选择V带的带型：

根据Pca、n11420r/min由图8-11选择A型。 确定带轮的基准直径dd并验算带速v： 1）初选小带轮的基准直径

dd190mmdd1

。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径

。

2）验算带速v。按照公式

v1dd1n1601000验算带的速度

v1dd1n1601000901420601000m/s6.692m/s

因为速度5m/sin1dd2n2dd1dd23）计算大带轮的基准直径。根据公式，计算大带轮的基准直径

dd2=i×dd1=×90=

根据表8-8，圆整为dd2=220mm 确定V带的中心距a和基准长度Ld： 1）根据公式初选中心距

0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)a0[为初选的带传动中心距，mm]，

a0400mm。

2）由公式

Ld02a02dd1dd2dd2dd124a0计算带所需要的基准长度

Ld02a02dd1dd2dd2dd124a0222490240090224mm1304.453mm24400 

由表8-2选带的基准长度为

Ld1250mm

3）按公

aa0LdLd02计算实际中心距a

aa0LdLd012501304.453(400)mm373mm22

中心距的变化范围是343~415mm。 验算小带轮上的包角1：

180（dd2dd1)57.3/a157

计算带的根数z：

1）计算单根V带的额定功率Pr。 由

dd190mmP1.064kW和n11420r/min，查表8-4a得0。

P0.17kW根据n11420r/min和i1=型带，查表8-4b得0。

查表8-5得

K0.95，表8-2得KL0.93，于是

PrP0P0KKL1.0640.170.950.931.0902kW2）计算V带的根数z。

zPca3.63.302Pr1.0902

取4根。

（F0） 计算单根V带的初拉力的最小值min

由表8-3的A型带的单位长度质量q0.1kg/m，所以

（F0）min5002.5KPcaKzvqv22.50.953.60.16.6922N114.193N5000.9546.692

应使带的实际初拉力 计算压轴力FP

F0F0min

压轴力的最小值为

（FP）=2z×(F0)minsin12 =2×4××sin157° = 2 蜗杆传动的设计计算：

选择蜗杆传动类型：

根据GB/T10085—1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。 选择材料：

考虑到该蜗杆传动功率不大，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。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，而轮芯用灰铸铁HT100制造。 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。

ZEZp由公式有：传动中心距 a3KT2H 2(1)作用在蜗轮上的转矩： T2636.254Nm (2)确定载荷系数K：

因工作载荷较稳定，查《机械设计》（第八版）可取使用系数KA=1；齿向载荷分布系数K=1；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV=；则

KKAKKv111.051.05

(3)确定弹性影响系数ZE

因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa。 (4)确定接触系数Z

12先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值

Z=。

d10.30，查图11-18有a(5)确定许用接触应力H

根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC，可查《设计手册》得蜗轮的基本许用应力H=268MPa。

寿命 Lh1830010h24000h

应力循环次数 N60jn2Lh60132.200240004.637107 寿命系数 KHN71080.826 74.63710则 HKHNH0.826268221.368MPa (6)计算中心距

２ＺＺ1603.1Ｅ３1.05636.2541000＝a3KＴ（149.687ｍｍ ＝２221.368Ｈ取中心距a160mm，因为i=18，故从《机械设计》（第八版）表11-2中取

２模数m=5mm，蜗杆分度圆直径d1mq50mm。这时

d1500.3125，查a160图11-18的接触系数Zp=，由于Z'Z，故以上计算结果可用。

*1,c*0.2） 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（ha （1）蜗杆： 蜗杆头数z12；

轴向齿距pam515.708mm； 直径系数q=10；

齿顶圆直径da1d12m502560mm；

*150.239.6mm； 齿根圆直径df1d12h*amc502分度圆导程角111836\"；

蜗杆轴向齿厚：

2'2'26.15462534.7683023.226mm sa2Llr2a1 （2）蜗轮：

因为变位系数：x20.500，

'z22x23620.50037； 所以变位后涡轮齿数： z2 验算传动比： iz23718.5， z1218.518100%2.8%，是允许的。 18这时传动比误差：

蜗轮分度圆直径： d2mz2537185mm

蜗轮喉圆直径 ：da2d22ha218522.5190mm 蜗轮齿根圆直径：df2d22hf218528.5168mm

11蜗轮咽喉母圆半径：rg2ada216019065mm

22校核齿根弯曲疲劳强度：

F1.53KT2YFa2YF

d1d2mz23739.192 33coscos11.3 当量齿数 zv2根据x20.500，zv239..192，查《机械设计》（第八版）图11-19可得齿形系数YFa22.1。 螺旋角系数 Y1140111.30.9193 140 许用弯曲应力 FF•KFN

 查表得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F56MPa。

寿命系数 KFN61090.6591 74.2610 F560.6591MPa36.91MPa

F

1.53KT21.531.05636.2541000YFa2Y2.10.9193MPa42.665MPaF'd1d2m501855 所以，弯曲强度是满足的。 验算效率：

tantan1118360.950.829 啮合效率： 10.95tanvtan111836136已知11.3；varctanfv；fv与相对滑动速度vs有关。

vsd1n601000cos501420601000cos11.33.791m/s

查表11-18得fv0.028、v136；代入式中得10.8440.80，所以上述计算不用重算。

校核蜗轮的齿面接触强度： 蜗轮圆周速度为

v2d2n260100018532.26010000.312m/s

12对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时材料弹性系数 Ze=160MPa 查《机械设计》（第八版）表11-5使用系数KA1（间隙工作）； 齿向载荷分布系数K=1； 动载系数Kv1

[v20.3123m/s，Kv1~1.1]

载荷系数 K K=KAKKV=1×1×1=1（载荷平稳） 蜗轮实际转矩T2：

T29550P130.8449550750.950Nmn232.2

滑动速度影响系数Zvs，查表得 Zvs0.93 许用接触应力H=，

校核蜗轮轮齿接触疲劳强度

'HZEZKT21.007509501603.05MPa208.951MPa〈33a160 =

H即齿面强度够。

热平衡校核，初步估计散热面积A 估算箱体的散热面积

A1000P(1)10002.59(10.80)0.767m2d(t0ta)15(6520)

其中，P为蜗杆传递功率，为蜗杆传递效率，d为箱体的表面传热系数，取15W/（m²·K） t0为油的工作温度，取65度， ta为周围空气温度，取20度。

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。从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8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）。

第四章 轴的设计计算及校核

蜗轮轴的设计计算：

轴的材料的选择，确定许用应力：

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。选用45号钢， [σb]=600MPa [σb-1]1=55MPa

按扭转强度，初步估计轴的最小直径dmin：

选取轴的材料为45钢，调质处理。根据《设计设计》（第八版）表15-3，取A=112，于是得： dmin≧A·3P22.03

= =112×3

32.2n2'45mm。因因该段轴最小直径处安装滚动轴承，4’/取为标准值，取dmin为最小直径处安装链轮，设有一个键47\\槽，故直径相应增大5%~7%，取

dmin47.25mm，圆整后dmin47mm。1 轴承类型及其润滑与密封方式：

采用球滚子轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承两端单向固定，轴伸处用

A型普通平键联接，实现周向固定，用A型普通平键联接蜗轮与轴。 轴的结构设计:

涡轮轴简图

（1）各轴段直径的确定

1）因为最小直径处安装链轮，故d1dmin47mm；

2）为了满足轴向定位的要求，第一轴段右端需要露出一个轴肩，轴肩高度

）dmin(3.29~4.7)mm，故d2d12h474.756.4mm； 为h(0.07~0.13）初选滚动轴承: 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，且载荷不大，故选用圆锥滚子轴承。参考工作要求并根据d256.4mm，查《机械设计手册》初选30212型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=60mm×110mm× ；

故选d3=d7=60mm，右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，由手册上查得30212型滚动轴承的定位轴肩高度h=(D1-d)/2=(69-60)/2mm= ；

（6024.5）mm69mm（安装键4）安装蜗轮轴处的直径d4d32h）d4(4.83~6.9)mm，槽），蜗轮轴右侧的轴环进行轴向定位，取h(0.07~0.1即h5mm，取即蜗轮右侧轴肩处的直径为d574mm，蜗轮轴段的右端直径右端为定位轴肩，d6d469mm 。 （2）各轴段长度的确定

查表根据第一轴段的直径为d147mm确定轴伸长度，为保证轴的强度、刚度，由链轮的轮毂宽度，取L165mm；

轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与链轮的轮毂右端面的距

54.6mm，圆整后为L255mm； 离l30mm，故取L2蜗轮轮毂的长度l1.2~1.8d482.8~124.2mm，故取轮毂的长度为

l90mm，采用套筒定位，为了套筒端面可以可靠地压紧蜗轮，此段应该略短于轮毂的长度，故取与蜗轮配合的轴段长度为L488mm；

因为轴环的宽度b1.4h，即b7mm,取b14mm，即L514mm，所以蜗轮轴段直径右端为定位轴肩，故取L620mm；

取蜗轮与箱体内壁的距离为a16mm,滚动轴承应该距箱体内壁一段距离

s(5~8)mm，取s=8mm，已知轴承宽度为T23.75mm，涡轮轮毂长度为

Tsa(9088)(23.758162)mm49.75mm，取l90mm， 所以L360L350mm；

由滚动轴承宽度T23.75mm，取L723.75mm。 综上所述，可知： 各轴段的直径：

d147mm d256.4mm d360mm d469mm

d574mm d669mm d760mm

各轴段的长度：

L165mm L255mm L350mm L488mm

L514mm L620mm L723.75mm

轴的总长度为L(65555088142023.75)mm315.75mm。 （3）轴向零件的轴向定位

链轮：链轮与轴的周向定位均采用平键联接，按轴段d469mm由《机械设计》（第八版）表6-1查得键平面bh20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，键长为56mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，选择蜗轮轮毂与轴的配合为

H7；轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺k6寸公差为m6。

（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸

参照《机械设计》（第八版）表15-2取倒角245，各轴肩处的圆角半径为

d02.0mm。

轴、轴承、键的强度校核： （1）确定各向应力和反力：

已知蜗轮的分度圆直径d2185mm，T2636.254Nm，蜗杆的分度圆直径

d150mm，T145.086Nm，所以有：

蜗轮的切向力为Ft2T22636.2541000660.6N d2185蜗轮的径向力为FrFttan660.6tan20240.438N 蜗轮的轴向力为FaFttan660.6tan11.31N132N （2）垂直平面的支撑反力：

FNV1Fad2/278.375Fr132210/278.375240.438N240.916N

135.75135.75其中：为两轴承中心的跨度，为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。

FNV2FrFNV1(240.438240.916）N0.522N

（3）水平平面支撑反力：

FH1Ft78.375660.678.375N381.396N135.75135.75

FH2FtFH1(660.6381.396)N279.204N（4）确定弯矩：

1）水平弯矩

MH78.375FH178.375381.396Nmm29892Nmm 2）垂直弯矩

Mv1FNV178.37578.375240.916Nmm18882Nmm

Mv2Mv1Fad2/2(18882132210/2)Nmm5022Nmm3）合成弯矩

2M1MHMv21298922188822Nmm35356Nmm

2M2MHMv2229892250222Nmm30311Nmm

4）扭矩

T2691363N·mm

（5）按弯矩合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面（即危险截面C）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取α= 轴端计算应力：

caM12(T2)2W353562(0.6691363)20.169312.673MPa[1]55MPa

故是安全的。 （6）轴承的校核

Fr1Fr1vFr1H240.9162381.3962N451.114NFr2Fr2vFr2H0.5222279.2042N279.204N2222

对于圆锥滚子轴承，按表13-7派生轴向力Fd所以有

Fr2Y查得Y=，e=，

Fd1Fr1451.114N150.371N2Y21.5 Fr2279.204N93.068N2Y21.5

Fd2其中

Fd2Fae(93.068132）N225.068NFd1150.371N

则1被压紧，2被放松，即

Fa1Fd2Fae225.068NFa2Fd293.068N

F225.068对于轴承1：a10.499e0.4Fr1451.114F93.068对于轴承2：a20.333e0.4Fr2279.204

由表136取fp1.1

由表135取x10.40,Y11.5,x21,Y20 则

P1fp(x1Fr1Y1Fa1)1.10.4451.1141.5225.068N569.852NP2fp(x2Fr2Y2Fa2)1.11279.2040N307.124N

因为P1>P2，故按轴承的受力大小验算，轴承的基本额定动载荷通过查表可得

C59250N 则轴承的寿命为

10C105925060nP6029.645569.852300165h24000hLhLh61036103297156h,则选择的轴承满足工作由于LhLh要求。

（6）键的强度校核：

按轴段d469mm由GB1095-2003，查得键平面bh20mm12mm，即键宽b=20mm；键高h=12mm，因为涡轮轮毂的长度为90mm，故取标准键长80mm。

l=L-b=80-20=60mm，k==×12=6mm

p42T2103269136355.665MPa kld66069查得静荷时的许用挤压应力[σp]=150>F4，所以挤压强度足够。由普通平

0.20.2键标准查得轴槽深t=0，毂槽深t1=0。

蜗杆轴的设计

轴的材料的选择，确定许用应力：

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。

=600MPa  =55MPa

bb1按扭转强度，初步估计轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，淬火处理。根据《设计手册》，取A=112，于是得：

dA03p12.41112317.874mm n1592.902联轴器的计算转矩TcaKAT1，查表14-1，取KA=，则

TcaKAT11.544.09266.138Nm

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表GB/T 5014-2003 选用HL1弹性柱销联轴器，其公称转矩为160Nm，半联轴器的孔径d= 22mm，

即轴向直径取d1=22mm，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：L1=38mm。

轴承类型及其润滑与密封方式：

采用单列圆锥滚子轴承，并采用凸缘式轴承通盖和嵌入式轴承盖，实现轴承系两端单向固定。 轴的结构设计

蜗杆轴简图

（1）从轴段d1=22mm开始逐渐选取轴段直径，为了满足半联轴器的轴向定位要求，d1右端需制出一轴肩，故取d2=28mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故L1的长度应比L略短一些，现取L1=36mm。

（2）初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2=28mm,初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为

dDT35mm72mm18.25mm，故

d3d9=35mm；而L318.25mm,L9218.25mm36.5mm。

轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30207型轴承的定位轴肩高度为h=4mm，因此，取d4d843mm。轴环宽度b1.4h,取L4L8=10mm。

dd737.6mm（3）5和7处有退刀槽,因d5d7df1(2~4)mm，所以选5。

（4）d6取蜗杆齿顶圆直径d660mmda1。

（5）轴承端盖总宽度取，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，取其外端面与半联轴器左端面间的距离l=30mm ，故

L224.63054.6mm。

（6）d4和d5为退刀槽那段轴端长度：L7+L8=L4+L5=70mm，所以L5=L7=60mm。 （7）d6轴段的长度：查手册，z241，又因为

L612.50.1z2m2512.50.141525mm108mm

所以取L6=110mm。 （8）蜗杆总长

L=（36+++10+60+110+60+10+）mm=

其中轴径 d1=22mm； d2=28mm； d3=35mm；

d4=43mm； d5=； d6=60mm；

d7=； d8=43mm； d9=35mm。

长度 L136mm L254.6mm L318.25mm；

L410mm L560mm L6110mm；

L760mm L810mm L936.5mm。

蜗杆、轴承、键的强度校核

（1）校核30207 查表GB/T297-1994 表12-4 额定动载荷Cr=×103 N；

基本静载荷Cor=×103 N,e=,Y=,Yo=。 （2）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=FNV1=；Fr2V=FNV2=

Fr1H=FH1=；Fr2H=FH2=

F1F1vF1H240.9162381.3962451.114N

F2F2vF2H0.5222279.2042279.204N（3）求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2 查表GB/T297-1994 12-4 可知，e=

F.114d1Fr1/2Y45121.6140.973N Fd2FY279.204r2/221.687.251N

由公式Fa1FT2t22d求蜗杆受轴向力 2Fa1FaeFd2660.687.251747.851N Fa2Fd287.251N

(4)求当量动载荷P1和P2 Fa1F747.8511.658e r1451.114Fa2F87.251.2040.312e r2279由表13-5 分别计算P1、P2，取fp=,则

P1=fp(X1

Fr1+Y1

Fa1)

= ×（×+×） =1377 N

P2=fp×（1×Fr2）=×= N

（5）验算轴承寿命

因为

P1>

P2，所以按轴承的受力大小计算6610L10C103h60n1p60592.902288401377711874h19200h

1：

所以轴承满足寿命要求（c为基本额定动载荷，由设计手册选择）。 （6）键的强度校核

键选择的是：b×h=6mm×6mm；L=32mm

l=L-b=32-6=26mm；k=×h=×6=3mm

2T10327193083.834MPap110MPa

Kld32622因此，键的强度足够。

第五章 箱体的设计计算

箱体的结构形式和材料

采用上置式蜗杆减速器。铸造箱体，材料HT150。因其属于中型铸件，铸件最小

壁厚8～10mm，取δ=11mm。

铸铁箱体主要结构尺寸和关系

名称 箱座壁厚δ 箱盖壁厚δ1 箱座凸缘厚度b， 箱盖凸缘厚度b1， 箱座底凸缘厚度b2 地脚螺钉直径及数目 箱座、箱盖上的肋厚 轴承旁联接螺栓直径 箱盖，箱座联接螺栓直径 螺栓间距 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 减速器型式及尺寸关系（mm） δ=11 δ1=10 b=δ= b1=δ= b2=δ= df= n=4 m=、m1=9 d1= d2=10 L=150 d3=8 螺钉数目6 d4=6 df，d1，d2至外壁距离 d1，d2至凸缘边缘距离 轴承端盖外径 C1=26,22,16 C2=16,14 （蜗轮轴）凸缘式：D2=132，嵌入式：D2= (蜗杆轴)凸缘式：D2=126，嵌入式：D2= 轴承旁联接螺栓距离 轴承旁凸台半径 轴承旁凸台高度h 蜗轮外圆与箱内壁间距离 蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 地脚螺栓通孔直径 地脚螺栓沉头座直径 地脚螺栓底座凸缘尺寸 联接螺栓直径 联接螺栓通孔直径 联接螺栓沉头座直径 联接螺栓底座凸缘尺寸 定位销直径 吊环螺钉直径 箱体外壁至轴承座端面的距离 轴承端盖外径

S=127 R1=30 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定 21=14 =12 d'f=30 Do=60 C1=35,C2=30 d=16 d'= D=33 C1=35，C2=30 d= D5= L1=70 (蜗轮轴)D2=130；(蜗杆轴)D2=125 第六章 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：

键的选择

查表10-33《机械设计基础课程设计》：

1、涡轮轴与齿轮相配合的键A型普通平键，b*h*l=20*12*140 2、轴与蜗轮相配合的键：A型普通平键，b*h*l=20*12*56 3、涡杆轴与联轴器相配合的键A型普通平键，b*h*l=6*6*32 4、齿轮轴与齿轮相配合的键A型普通平键，b*h*l=22*14*140 5、齿轮轴与联轴器相配合的键A型普通平键，b*h*l=20*12*100

联轴器的选择

根据轴设计中的相关数据，查表GB/T 5014-2003，蜗杆选用HL1弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径d= 22mm，即轴向直径取 d1=22mm，半联轴器长度L=52，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：L1=38mm。齿轮轴选用HL6弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径d= 70mm，即轴向直径取d1=70mm，半联轴器长度L=142，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：L1=107mm。

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， M6*12,数量为12个 M6*18,数量为12个 M8*25,数量为2个 M8*30,数量为4个 M8*50，数量为12个 M16*100,数量为4个 M20*15， 数量为1个 螺母GB6170-86 M8 数量为4个

M16 数量为4个 M36 数量为1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《机械设计基础课程设计》图19-24配图）

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6个 选用毡圈2个

选用08F调整垫片6个

*（参考《机械设计基础课程设计》图10-8装配图） 有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图

第七章 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。

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《机械设计课程设计手册》图19-24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、圆柱齿轮），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；吊耳用来提升箱体，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。

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

轴承端盖的结构尺寸

详见零件工作图

该减速器的附件含窥视孔盖，排油孔与油盖，通气孔，油标，吊环螺钉，吊耳，

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（100°C）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》

减速器附件简要说明

起盖螺钉，刮油板，其结构及装配详见装配图。

第八章 设计总结

这一次的机械设计课程设计，比上学期做的机械原理的课程设计要难得多，工作量也不是简单的几个机构的设计所能比拟的，本来只是安排了3个星期的课程设计时间的，结果一直到现在的5个星期才算是完成了，可见设计一个减速器所要花费的精力和时间了。

这次课程设计让我感触最深的莫过于计算量的繁重了，前后5个星期我重做了3次，因为设计中的传动比分配不合理重做了一遍，因为前面的计算错误重做了一遍，因为强度刚度等不足的问题又重做了一遍，所以浪费了很多时间和力气在计算方面。

电动机的选择这一部分的设计，相对来说比较好做，因为计算量还不算大，当到了后面的传动零件的设计部分就频频出错了，数据太多，而且容易计算错误，结果就导致了很多参数选择不正确，到得后来的轴的设计校核就是更加地错误百出了，重新计算选择的次数也增加了很多。 设计的过程是艰苦的，也是无比充实的，它让我体会到一个真正的工程设计人员所要面对的情况，使我学到了一样很重要的东西——耐心。之前的我总是很浮躁，很难静得下心来做一件事情的，这一次的设计过程真真正正地让我安静了下来，坐在图书馆里查阅资料，坐在电脑前计算编写说明书和画图，面对着一错再错的计算数据而没有选择放弃，所以真的让我觉得很充实了。 在对课程的掌握方面，我也学到了很多非常有用的东西，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、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，这个也算是对以往学过的知识的检阅了。这次设计是我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，也为我今后的设计工作打了良好的基础。

附录：参考文献

[1] 杨黎明，杨志勤·《机械设计简明手册》——北京：国防工业出版社·

[2] 吴宗泽主编 ·《机械设计课程设计手册》 第3版 ——北京：高等教育出版社·1992（2007重印）

[3] 席伟光 ，杨光 ，李波主编 ·《机械设计课程设计》 ——北京：高等教育出版社· 2003（2004重印）

[4] 哈尔滨工业大学理论力学教研室· 《理论力学》 ——北京：高等教育出版社 · （2003重印）

[5] 孙恒 ，陈作模主编 · 《机械原理》——北京：高等教育出版社 ·2001（2003重印） [6] 吴宗泽主编 ·《机械设计》 ——北京：高等教育出版社 · 2001 [7] 张代东主编 ·《机械工程材料应用基础——北京：机械工业出版社 · [8] 赵祥主编·《机械零件课程设计》——北京：中国铁道出版社·1988

[9] 王连明主编·《机械设计课程设计》——哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社·1996