链式运输机上的蜗杆减速器课程设计

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: 信息工程专业班级: 机械设计制造及其自动化学 号: 姓 名: 指导教师: 目录第一章41.1机械设计课程设计任务书41.1.1 设计题目41.1 .2题目数据41.1.3运输机工作条件41.1.4设计内容：41.1.5设计成果要求41.2机构运动简图：5第二章52.1传动装置的运动和动力参数计算：52.1.1选择电动机的类型52.1.2选择电动机容量52.1.3确定电动机转速62.2 计算传动装置的总传动比并分配传动比：72.2.1 计算总传动比72.2.2 各传动部件传动比的分配72.3计算传动装置各轴的运动和动力参数82.3.1各轴转速82.3.3各轴转矩82.3.4将上述所计算的结果列表如下8第三章 传动零件的设计计算93.1 链轮传动的设计计算：93.1.1选择链轮齿数93.1.2确定当量的单排链的计算功率功率93.1.3选择链条型号和及其主要参数计算93.1.4计算链节数和中心距103.1.5计算链速v，确定润滑方式103.1.6计算链传动作用在轴上的压轴力103.1.7滚子链链轮的设计：11（2）113.2.1确定计算功率123.2.2 选择V带的带型：123.2.3 确定带轮的基准直径123.2.4 确定V带的中心距123.2.5 验算小带轮上的包角133.2.6 计算带的根数z：133.2.7 计算单根V带的初拉力的最小值133.2.8 计算压轴力143.3 蜗杆传动的设计计算：143.3.1选择蜗杆传动类型143.3.2选择材料143.3.3按齿面接触疲劳强度进行设计143.3.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸153.3.5校核齿根弯曲疲劳强度163.3.6 验算效率173.3.7校核蜗轮的齿面接触强度173.3.8 热平衡校核，初步估计散热面积A183.3.9 精度等级公差和表面粗糙度的确定18第四章 轴的设计计算及校核184.1 蜗轮轴的设计计算：184.1.1轴的材料的选择，确定许用应力184.1.2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径184.1.3 轴承类型及其润滑与密封方式：194.1.4轴的结构设计:194.1.5轴、轴承、键的强度校核：214.2 蜗杆轴的设计244.2.1轴的材料的选择，确定许用应力：244.2.2按扭转强度，初步估计轴的最小直径244.2.3轴承类型及其润滑与密封方式：254.2.4轴的结构设计254.2.5蜗杆、轴承、键的强度校核26第五章 箱体的设计计算285.1 箱体的结构形式和材料285.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系28第六章 键等相关标准的选择296.1键的选择306.2联轴器的选择306.3螺栓，螺母，螺钉的选择306.4销，垫圈垫片的选择31第七章 减速器结构与润滑的概要说明317.1 减速器的结构317.2减速箱体的结构327.3轴承端盖的结构尺寸327.4减速器的润滑与密封327.5减速器附件简要说明32第八章 设计总结33附录：参考文献34第一章1.1机械设计课程设计任务书1.1.1 设计题目：链式运输机减速器1.1 .2题目数据：原始数据题 号F1曳引链拉力F（N）6400曳引链速度v（m/s）0.28曳引链链轮齿数Z15曳引链节距P（mm）80工作班制单1.1.3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。1.1.4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）。1.1.5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。1.2机构运动简图：电动机联轴器蜗杆减速器链传动链式运输机第二章2.1传动装置的运动和动力参数计算：2.1.1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。2.1.2选择电动机容量：工作机所需的功率： =6400*0.28/1000 kw =1.792 kWw从电动机到工作机输送带间的总效率为：式中，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=0.99，=0.95，=0.98，=0.80，=0.90，所以=0.631。故所需电动机功率2.1.3确定电动机转速：链轮的输出转速为。查表传动比合理范围，取带传动的传动比，蜗杆传动的传动比，链传动的传动比，则总传动比的合理范围是。故电动机转速的可选范围是：。符合这一范围的同步转速有750 ，1000 ，1500 和3000 ，根据容量和转速，由机械设计基础课程设计(269)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方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）电动机重量总传动比同步转速满载转速1Y100L-2330002882330221.692Y100L-4315001420380109.233Y132S-63100096063073.854Y132M-8375071079054.62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型号额定功率/kW满载情况/A /N·m/N·m转速r/min电流/A效率/%功率因素Y100L-4314206.882.50.817.02.22.2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中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径K轴申尺寸装链部位尺寸100122.2 计算传动装置的总传动比并分配传动比：2.2.1 计算总传动比因为选用的电动机型号是Y100L-4，满载转速为，故总传动比是2.2.2 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24，V带传动的传动比是25，蜗杆减速器推荐的传动比范围是740，所以式中，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，故取；为了不发生脱链，不宜过大，又因为链节通常是偶数，则最好为奇数，由链轮齿数优先序列选择，所以 为了使V带传动外轮廓尺寸不至于过大，初步选，蜗杆减速器，故 速度验算 经验算可知，分配的传动比符合条件要求。2.3计算传动装置各轴的运动和动力参数2.3.1各轴转速：蜗杆轴 蜗轮轴 链轮轴 2.3.2 各轴输入功率：蜗杆轴 蜗轮轴 链轮轴 2.3.3各轴转矩：电动机输出 蜗杆轴 蜗轮轴 链轮轴 2.3.4将上述所计算的结果列表如下：轴名功率P（kW）转矩（·）转速（）传动比效率电动机轴320.176蜗杆轴25945.086579.59218蜗轮轴2.03636.25432.2002.45链轮轴1.791279.481 14.1232.28第三章 传动零件的设计计算3.1 链轮传动的设计计算：3.1.1选择链轮齿数： 前面已经选取了小链轮齿数，大链轮的齿数为。3.1.2确定当量的单排链的计算功率：P式中：工况系数 主动链轮齿数系数 多排链系数，双排链时=1.75，三排链时=2.5 传动的功率，查机械设计（第八版）表-得，1.1, =1.1, 单排链=1.0,所以3.1.3选择链条型号和及其主要参数计算： 根据及主动链轮转速，查机械设计手册可选用48A1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 max内链节圆宽b1 min销轴直径d2 max排距Pt内链板高度h2 max抗拒载荷单排min双排minmmKw48A76.247.6347.3523.8187.8372.39500.41000.83.1.4计算链节数和中心距初选中心距取。则相应的链节数为取链长节数节。链传动的最大中心距为：式中：为中心距计算系数，由，查机械设计手册（第八版）表9-7得。所以，链传动的最大中心距为3.1.5计算链速v，确定润滑方式：式中是小链轮的转速，根据链速和链号48A1，查机械设计手册可知应采用油池润滑或飞溅润滑。3.1.6计算链传动作用在轴上的压轴力：式中：有效圆周力，N压轴力系数，水平传动=1.15，垂直传动=1.05。有效圆周力为所以，压轴力3.1.7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，pt =87.83mm，分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿高 最大轴凸缘直径 齿宽齿侧倒角齿侧半径齿全宽（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。3.2 V带的设计3.2.1确定计算功率：由机械设计（第八版）表8-7查得工作情况系数，故 3.2.2 选择V带的带型：根据、由图8-11选择A型。3.2.3 确定带轮的基准直径并验算带速v：1）初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径。2）验算带速v。按照公式验算带的速度 因为速度5m/s<v<30m/s，所以带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据公式，计算大带轮的基准直径d2=i×dd1=2.45×90=220.5mm根据表8-8，圆整为dd2=220mm3.2.4 确定V带的中心距和基准长度：1）根据公式为初选的带传动中心距，mm，初选中心距。2）由公式计算带所需要的基准长度 由表8-2选带的基准长度为3）按公计算实际中心距中心距的变化范围是343415mm。3.2.5 验算小带轮上的包角：3.2.6 计算带的根数z：1）计算单根V带的额定功率。由和，查表8-4a得。根据和i1=2.45A型带，查表8-4b得。查表8-5得，表8-2得，于是2）计算V带的根数z。取4根。3.2.7 计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3的A型带的单位长度质量，所以应使带的实际初拉力3.2.8 计算压轴力压轴力的最小值为（FP）=2z×(F0)minsin =2×4×114.193×sin= 895.204NError! No bookmark name given.3.3 蜗杆传动的设计计算： 3.3.1选择蜗杆传动类型： 根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。3.3.2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4555HRC。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。3.3.3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。由公式有：传动中心距 (1) 作用在蜗轮上的转矩： (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=1；齿向载荷分布系数=1；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数=1.05；则(3) 确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=。(4) 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，查图11-18有=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，蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC，可查设计手册得蜗轮的基本许用应力=268MPa。寿命 应力循环次数 寿命系数 则 (6) 计算中心距取中心距160mm，因为i=18，故从机械设计（第八版）表11-2中取模数m=5mm，蜗杆分度圆直径。这时，查图11-18的接触系数=3.05，由于，故以上计算结果可用。3.3.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（） （1）蜗杆： 蜗杆头数；轴向齿距；直径系数q=10；齿顶圆直径；齿根圆直径；分度圆导程角；蜗杆轴向齿厚： （2）蜗轮：因为变位系数：，所以变位后涡轮齿数： ； 验算传动比： ，这时传动比误差： ，是允许的。 蜗轮分度圆直径： 蜗轮喉圆直径 ： 蜗轮齿根圆直径：蜗轮咽喉母圆半径：3.3.5校核齿根弯曲疲劳强度： 当量齿数 根据，查机械设计（第八版）图11-19可得齿形系数。螺旋角系数 许用弯曲应力 查表得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力。寿命系数 所以，弯曲强度是满足的。3.3.6 验算效率：啮合效率： 已知；与相对滑动速度有关。查表11-18得、；代入式中得，所以上述计算不用重算。3.3.7校核蜗轮的齿面接触强度：蜗轮圆周速度为对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时材料弹性系数 Ze=160查机械设计（第八版）表11-5使用系数（间隙工作）；齿向载荷分布系数=1；动载系数，载荷系数 =1×1×1=1（载荷平稳）蜗轮实际转矩：滑动速度影响系数，查表得 许用接触应力=223.512MPa，校核蜗轮轮齿接触疲劳强度 =223.512MPa 即齿面强度够。3.3.8 热平衡校核，初步估计散热面积A估算箱体的散热面积其中，P为蜗杆传递功率，为蜗杆传递效率，为箱体的表面传热系数，取15W/（m²·K） 为油的工作温度，取65度， 为周围空气温度，取20度。3.3.9 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4.1 蜗轮轴的设计计算：4.1.1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， b=600MPa b-11=55MPa4.1.2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径：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： dminA·=112×=44.577mm因该段轴最小直径处安装滚动轴承，4/取为标准值，取。因为最小直径处安装链轮，设有一个键47槽，故直径相应增大，取，圆整后。14.1.3 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。4.1.4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；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，轴肩高度为，故；3）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，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×23.75mm ；故选=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=4.5mm ；4）安装蜗轮轴处的直径（安装键槽），蜗轮轴右侧的轴环进行轴向定位，取，即，取即蜗轮右侧轴肩处的直径为，蜗轮轴段的右端直径右端为定位轴肩， 。（2）各轴段长度的确定查表根据第一轴段的直径为确定轴伸长度，为保证轴的强度、刚度，由链轮的轮毂宽度，取；轴承端盖的总宽度为24.6mm（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离，故取，圆整后为；蜗轮轮毂的长度，故取轮毂的长度为，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；因为轴环的宽度，即,取，即，所以蜗轮轴段直径右端为定位轴肩，故取；取蜗轮与箱体内壁的距离为,滚动轴承应该距箱体内壁一段距离，取s=8mm，已知轴承宽度为，涡轮轮毂长度为 ， 所以，取60；由滚动轴承宽度，取。综上所述，可知：各轴段的直径： 各轴段的长度： 轴的总长度为。（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，按轴段由机械设计（第八版）表6-1查得键平面，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；轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。（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，各轴肩处的圆角半径为。4.1.5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，蜗杆的分度圆直径，所以有：蜗轮的切向力为蜗轮的径向力为蜗轮的轴向力为（2）垂直平面的支撑反力：其中：135.75mm为两轴承中心的跨度，78.375mm为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。（3）水平平面支撑反力：（4）确定弯矩：1）水平弯矩 2）垂直弯矩 3）合成弯矩 4）扭矩（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=0.6 轴端计算应力：故是安全的。（6）轴承的校核对于圆锥滚子轴承，按表13-7派生轴向力查得Y=1.5，e=0.4，所以有其中则1被压紧，2被放松，即则因为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则轴承的寿命为（6）键的强度校核：按轴段由GB1095-2003，查得键平面，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=0.5h=0.5×12=6mm查得静荷时的许用挤压应力p=150>，所以挤压强度足够。由普通平键标准查得轴槽深t=7.5mm，毂槽深=4.9mm。4.2 蜗杆轴的设计4.2.1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 =55MPa4.2.2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： 联轴器的计算转矩，查表14-1，取=1.5，则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，半联轴器的孔径d= 22mm，即轴向直径取=22mm，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：=38mm。4.2.3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。4.2.4轴的结构设计蜗杆轴简图（1）从轴段=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，右端需制出一轴肩，故取=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，故的长度应比略短一些，现取=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=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，故=35mm；而。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43mm。轴环宽度,取=10mm。（3）5和7处有退刀槽,因，所以选。（4）取蜗杆齿顶圆直径。（5）轴承端盖总宽度取24.6mm，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。（6）和为退刀槽那段轴端长度：L7+L8=L4+L5=70mm，所以=60mm。（7）轴段的长度：查手册，又因为所以取=110mm。（8）蜗杆总长 L=（36+54.6+18.25+10+60+110+60+10+36.5）mm=395.35mm其中轴径 =22mm； =28mm； =35mm；=43mm； =37.6mm； =60mm； =37.6mm； =43mm； =35mm。长度 ； ； 。4.2.5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=54.2×103 N； 基本静载荷Cor=63.5×103 N,e=0.37,Y=1.6,=0.9。（2）求两轴承受到的径向载荷和 由前面设计蜗轮时求得的：=240.916N；=-0.522N=381.396N；=279.204N（3）求两轴承计算轴向力和 查表GB/T297-1994 12-4 可知，e=0.37 由公式求蜗杆受轴向力 (4)求当量动载荷和由表13-5 分别计算、，取=1.0,则=(X1+Y1)=1.0 ×（0.4×451.114+1.6×747.851）=1377 N=×（1×）=1.0×279.204=279.204 N（5）验算轴承寿命因为>，所以按轴承的受力大小计算：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=32mml=L-b=32-6=26mm；k=0.5×h=0.5×6=3mm因此，键的强度足够。第五章 箱体的设计计算5.1 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810mm，取=11mm。5.2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（mm）箱座壁厚 =11箱盖壁厚1 1=10箱座凸缘厚度b，箱盖凸缘厚度b1，箱座底凸缘厚度b2 b=1.5=16.5 b1=1.5=16.5 b2=2.5=27.5地脚螺钉直径及数目 df=17.76 n=4箱座、箱盖上的肋厚m=9.5、=9轴承旁联接螺栓直径 d1=13.32箱盖，箱座联接螺栓直径 d2=10 螺栓间距L=150轴承端盖螺钉直径 d3=8 螺钉数目6视孔盖螺钉直径 d4=6df，d1，d2至外壁距离 C1=26,22,16 d1，d2至凸缘边缘距离C2=16,14轴承端盖外径（蜗轮轴）凸缘式：D2=132，嵌入式：D2=122.5(蜗杆轴)凸缘式：D2=126，嵌入式：D2=116.25轴承旁联接螺栓距离 S=127轴承旁凸台半径 R1=30轴承旁凸台高度h根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定蜗轮外圆与箱内壁间距离 =14蜗轮轮毂端面与箱内壁距离=12地脚螺栓通孔直径=30地脚螺栓沉头座直径=60地脚螺栓底座凸缘尺寸C1=35,C2=30联接螺栓直径d=16联接螺栓通孔直径=17.5联接螺栓沉头座直径D=33联接螺栓底座凸缘尺寸C1=35，C2=30定位销直径d=7.5吊环螺钉直径D5=箱体外壁至轴承座端面的距离L1=70轴承端盖外径(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：6.1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*1402、轴与蜗轮相配合的键：A型普通平键，b*h*l=20*12*563、涡杆轴与联轴器相配合的键A型普通平键，b*h*l=6*6*324、齿轮轴与齿轮相配合的键A型普通平键，b*h*l=22*14*1405、齿轮轴与联轴器相配合的键A型普通平键，b*h*l=20*12*1006.2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160N.mm，半联轴器的孔径d= 22mm，即轴向直径取=22mm，半联轴器长度L=52，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：=38mm。齿轮轴选用HL6弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150N.mm，半联轴器的孔径d= 70mm，即轴向直径取=70mm，半联轴器长度L=142，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：=107mm。6.3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 M620 数量为2个M825， 数量为24个M616 数量为12个 *（参考机械设计基础课程设计图19-24配图）6.4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。7.1 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。7.2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7.3轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图7.4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（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7.5减速器附件简要说明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，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·2008.12 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 ·2002.8 （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 · 20017 张代东主编 ·机械工程材料应用基础北京：机械工业出版社 ·2001.68 赵祥主编·机械零件课程设计北京：中国铁道出版社·19889 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·199635