机械设计综合课程设计(一级蜗轮蜗杆减速器)

机械课程设计

设计说明书

课程名称： 系 姓 学 别： 名： 号：

机械设计原理课程设计 机械系 丁戈 02011512 王鸿翔

指导教师：

一、 《设计原理与方法》课程综合训练任务书

1.设计题目

带式输送机传动装置。第 3 题，第 6 组

2.工作条件及设计要求 带式传送机工作装置如下图所示，主要完成由传送带运送机器零、部件的工作。该机室内工作， 单向运转，工作有轻微振动，两班制。要求使用期限十年，大修期三年。输送带速度允许误差±5％。 在中小型机械厂批量生产。

3.原始数据 传动带工作拉力 F=4100N，运输带工作速度 V=1m/s，滚筒直径 D=500mm。

二、传动方案的拟定与分析

用一级蜗轮蜗杆减速器和一级链传动达到减速要求，传动方案图已经给出：

三、电动机的选择

1、电动机类型的选择 选择 Y 系列三相异步电动机。 2、电动机功率选择 （1）传动装置的总效率：

总  联轴器轴承蜗轮蜗杆滚筒滚子链

总 =0.73

=0.99× 0.99× 0.8× 0.96

Pd =5.6kw

Pw =4.1kw

× 0.97=0.73 （蜗轮蜗杆减速器效率包括减速器中的轴承） （2）电机所需的功率： 电动机输出功率：

Pd 

 a kw

Pw

工作机所需的功率： Pw  以

FV Pd  1000 总

FV 4100 1 kw= kw  4.1kw 1000 1000

所

kw=5.6kw

因载荷轻微振动，电动机 P ed

 pd 即可，但 5.6kw 与 5.5kw 较

Ped =5.5kw

为接近，效率又为保守估计，实际效率应该稍高于假设效率，故

Ped 可先取 5.5kw。

3、确定电动机转速 计算滚筒工作转速 V  1000  60 1  1000  60 nw  r/min  r/min  38.2r/min  D   500 符合这一范围的同步转速有 1000、1500、和 3000r/min。 一般全取转速在 1000r/min 到 1500r/min 之间故可选用方案 2，电 机转速为 1440r/min。

nw =38.2r/min

方案

电动机 型号 Y132S1-2 Y132S1-4 Y132M2-6

额定 动率/kw 5.5 5.5 5.5

同步转速 (r/min) 满载转速

1 2 3

3000/2890 1500/1440 1000/960

4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速， 电动机型号为 选定电动机型号为 Y132S1-4。 其主要性能：额定功率 5.5KW；满载转速 1440r/min；三角 Y132S1-4 形接法；额定电流 11.6A；质量 68kg。

四、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比

i总 

n w 1440   37.70 nd 38.2

i总 =37.7

2、分配各级传动比

由课本可查得：蜗轮蜗杆传动比一般在 i 蜗  5 - 80 之间。链传动比一 般 在 i 链  7 。 故 可 试 取 蜗 杆 传 动 比 i 蜗  20 ， 链 传 动 比

i 蜗  20

i链 

i 总 37.70   1.885 。确定蜗轮蜗杆减速器的具体参数后，传动比 i蜗 20

i 链  1.885

会略有改动，此处仅为初设计，并非已定设计。

五、传动零件的设计计算

蜗杆

蜗轮设计计算 1、蜗杆传动类型 根据 GB/T 10085-1988，拟采用阿基米德蜗杆（ZA） 2、选择蜗轮蜗杆材料 蜗杆用 45 钢，考虑到要求使用年限为十年，效率需高一些， 耐磨性好一些，蜗杆螺旋面进行表面淬火 45~55HRC。查表得蜗轮 用铸锡青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造，为节省贵重金属，仅齿圈 用青铜制成，轮芯用 HT150 制造。

3、确定蜗杆头数 由课本表 10-2，传动比 20 时，可取 z1  2 。 4、按齿面接触疲劳强度设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设 计，设计公式为

a  3 K AT2 ( ZEZ

 HP

)2

（1）、确定蜗杆上的转矩 T2 按 z1  2 ，根据课本表 10-8，估取   0.8 ，则

T2=9.55³106P2/n2 =9.55³106³5.6³0.8³20/1440KN· m=594.2KN· m （2） 、确定载荷系数

T2=594200 N· mm

由题工作时轻微振动，故查课本表 9-11，选用系数 K A =1.10。 K A =1.10 （3） 、许用接触应力 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, 由课本表 10-4 知涡轮的基本许用接触应力

，  HP =220Mpa。 ，  HP =220Mpa

应力循环次数： N  60 n2 kth =60³1440/20³1³16³300³10= 20.16  10 7 N= 20.16  10 7 (双班制时间 t h =2³8³300³10） 寿命系数：

ZN  8 10 7 =0.687 20 .16  10 7

按 P1  5.6KW ，由课本图 10-10 查得 V S =6.1m/s。采用油浴 润滑，再由课本图 10-11 查得滑动速度影响系数 Z S =0.88，则许 用接触应力

Z N =0.687

 HP  Z S Z N  ， HP

=0.88×0.687×220MPa=133MPa （4） 、计算中心距 ɑ 因为选用的是锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配， 故 Z E =160 MPa ；

Z E =160 MPa

 HP =133MPa

假设蜗杆分度圆直径 d 1 与中心距的比值为 d 1 /a=0.35, 从课本图

10-9 可查得 Z   2.9 。

a  3 K AT2 ( ZEZ )2 =

 HP

3

160  2.9 2 1.1  594200  ( ) =199.6mm 133

a=199.6mm

（5）、校核 Z  和 Z S 取中心距 ɑ=200mm， 因为 i=20， 则从课本表 10-1 中选取模 数 m=8 ，蜗杆分度 圆直径 d 1 =80mm ，分度圆导程角  =11 ° 18´ 36´ ´ 。这时 d 1 /a=0.4，从课本图 10-9 可以查得 Z  =2.74≤ Z  ，

,

ɑ=200mm 36´ ´  =11°18´

符合要求。 计算滑动速度 =

VS =

  d1  n1

60  1000 cos

  80  1440

60  1000  cos1118， 36，，

V S =6.13m/s

=6.13m/s

由 图 查 得 Z S =0.88 ， 修 正 的  HP =133MPa ， 复 算 中 心 距 ɑ=199.6mm≤200mm。因此计算结果可用。 5、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1)、蜗杆： 轴向齿距 PX    m =25.133mm 直径系数 q 

d1

PX  25.133mm

m

=10

q=10

d a1 =96mm

齿顶圆直径 d a1  d1  2ha1  d1  2ha  m  96mm 齿根圆直径 d f 1  d1  2h f 1  d1  2(ha  m  c)  60.8mm 分度圆导程角 γ =11°18´362 (2)、蜗轮： 由课本表 10-1 查得蜗轮系数 Z 2 =41，变为系数 x 2 =-0.5； 验算传动比：i=

Z2 41 = =20.5 Z1 2

d f 1 =60.8mm

γ =11°18´36[(124  )  (124  )  8( ) ] 4 2 2 2



=1037mm （5）、选择润滑方式

V Z1 pn1 30  25.4  70.24  m / s  0.89 m / s 60  1000 60  1000

按 16A 链，V=0.89m/s，由课本图 12-17 查得应采用滴油润滑 （2 区） 。 （6）、作用在轴上的压力 如前所述 FQ  (1.15  1.3) F ，取 FQ  1.3F F=1000×P/V=1000×5.24×0.858/0.89N=5052N≈5050N

FQ  6560 N

(7)、滚子链齿轮主要参数 查得可直接选用 RS80 规格的滚子链齿轮。 考虑到承重与稳定性选用有轮毂的 B 型链齿轮。参数如下： 齿数 节 圆 外 径 （ DP) mm 243 436.84 外 径 （ OD) mm 257 451 齿 底 径 mm 轴 径 （D) mm 26-75 30-80 轮 毂 （DH) mm 97 117 长（L) mm 概 略 重 量 Kg 7.23 19.8

FQ  6560 N

30 54

227.12 420.96

50 55

六、动力学参数计算

1、计算各轴转速

n电机  n 蜗杆  1440 r / min

n 小链轮  n 蜗轮 

n 蜗杆 i蜗



1440  70 .24 r / min 20 .5  70.24  39 .02 r / min 1.8

n 大链轮  n 滚筒轴 

n 小链轮 i链

2、计算各轴的功率

Ped  5.5kw

P输出  5.24 kw

Ped  5.5kw

P输出  5.24 kw

P蜗杆  5.24   联轴器  5.24  0.99 kw  5.2kw

P蜗杆  5.2kw

P蜗轮  5.2  蜗  5.2  0.858 kw  4.45kw

P滚筒  4.45   链   轴承   滚筒  4.45  0.97  0.99  0.96 kw  4.1kw

P蜗轮  4.45kw

P滚筒  4.1kw

3、计算各轴扭矩

T蜗杆 =9.55³ 10 6 P蜗杆 / n 蜗杆 T蜗杆 =34486N²mm

=9.55³ 10 6 ³5.2/1440N²mm=34486N²mm

T蜗轮 =9.55³ 10 6 P蜗轮 / n 蜗轮 T蜗轮 =605033N²m

=9.55³ 10 6 ³4.45/70.24N²mm=605033N²mm

T滚筒轴 =9.55³ 10 6 P滚筒轴 / n 滚筒轴

m

T滚筒轴 =1003460N

=9.55³ 10 6 ³4.1/39.02N²mm=1003460N²mm

²mm

轴名 电 动 机轴 0 蜗 杆 轴1 蜗 轮 轴2 滚 筒 轴3

功率 p/kw 5.24 5.2 4.45 3.13

转 矩 T/N.m 34.486 34.486 605.03 1003.5

转 速 n(r/min) 1440 1440 70.24 39.02

传动比 i

效率

1 20.5 36.9

0.99 0.858 0.73

七、轴的设计计算

蜗轮轴的设计 1、选择轴的材料

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， 经调质处理， 硬度为 217-255HBS。 由课本表 19-1 查得对称循环许用应力[  -1 ] =180MPa。 2、初步估计轴径 取 β=0，并由课本表 19-3 选系数 A=110，得 [  -1 ] =180MPa

p 4.45  110  3  46 mm d≥ A n 70.24

3

d=55mm

轴伸部位有键并安装链齿轮，一方面消弱了轴的强度，另一 方面增加了轴的径向载荷，故增加轴径至 55mm。 3、轴的结构设计 （1）、拟定轴上零件布置方案 根据轴上轴承、蜗轮、端盖、链齿轮的装配方向、顺序和相 互关系，轴的直径选择方案如图所示。

（2）、轴上零件定位及轴的主要尺寸的确定 1）轴端链齿轮选用和定位 链条选择 A16 单排滚子链，链齿轮选择 RS80,

链轮轴孔长 L=50mm 。 取 轴 端 长 为 48mm 。 按 轴 径 选 择 用 普 通 平 键 b×h=16mm×10 b×h=16mm×10mm ，键长 45mm （ GB/T 1095-1990) 。挡圈取 mm D=65mm,厚度 H=6mm， 紧固轴端挡圈螺栓为 M8×25mm （GB/T 892-1986)。 D=65mm H=6mm 2）轴承及蜗轮的定位及轴段主要尺寸 M8×25mm 轴受中等载荷，有轴向力，选取 32213 滚动轴承。其尺寸为 d×D×B=65mm×120mm×32.75mm ，与其配合的轴段的轴径为 d×D×B=65mm× 65mm，查手册配合为 m。左端轴承也选用 32213，由于要加挡 120mm×32.75m 油环，长度无法确定。如图轴径逐步加大，安装蜗轮处直径取 m 70mm，查手册配合为 H7/r6,配合轴段长应比蜗轮宽度小一些， 32213 取 108mm。蜗轮处键根据轴径查手册选 b×h=20mm×12mm，键 b×h=20mm×12 长 100mm。轴肩定位，轴肩直径取 80mm，宽度取 10mm。 mm

3）轴结构的工艺性 取轴端倒角为 2×45° ，按规定确定轴肩的圆角半径，键槽位 于同一轴线上。 4、按弯扭合成校核轴的强度 （1）、 画轴空间受力简图如下， 将轴上作用力分解为垂直面受力 图和水平面受力图。取集中力作用于蜗轮、链轮和轴承宽度的中 点。

（2）、轴上受力分析 蜗轮圆周力 Ft 

2T2 2  605033  N  3689 N d2 328 2T1 2  34486  N  960 N d1 72

Ft  3689 N

蜗轮轴向力 Fa 

Fa  960 N

蜗轮径向力 Fr  Ft tan  3689  tan 20 N  1200 N 轴头所受力由链轮设计时求得 F=6560N

Fr  1200 N

F=6560N

(3)、计算作用于轴上的支反力 水平面内的支反力 对 A 点取矩 由力平衡 求得

Ft  80mm  F  (80  2  150 )mm  FHB  80  2mm

FHA  FHB  F  Fr

FHA  4304 N

FHB  14555 N

FHA  4304 N

垂直面内的支反力 1 FVA  ( Fr  80  Fa  328 / 2)  1584 N 80  2

FVB  Fr  FVA  1200  1584  384 N

FHB  14555 N

FVA  1584 N

FVB  384 N

(4)、计算轴的弯矩，并画弯矩图 计算 A、B 中点蜗轮处的弯矩

M H  80  FHA  80  4304 N  mm  -344320 N  mm

M V 1  80  FVA  80  1584 N  mm  126720 N  mm M V 2  80  FVB  80  384 N  mm  30720 N  mm

M H  -344320 N  mm

M V 1  126720 N  mm M V 2  30720 N  mm

计算 B 处弯矩

M B  150  F  150  6050 N  mm  -907500 N  mm

M B  -907500 N  mm

分别画出垂直面和水平面的弯矩图；求合成弯矩并画出其弯矩图

M 1  M H  M V 1  366900 N M 2  M H  M V 2  345690 N

M 1  366900 N M 2  345690 N

（5）、画扭矩图 （6）、校核轴的强度 危险截面多为承受最大弯矩和扭矩的截面，通常只需要该截 面进行校核。必要时也对其他截面进行校核。 由于转矩不变，故选取 α≈0.65；实心轴 β=0，则有

c 

M 1  (T ) 2

2

0.1d 3

=

2 907500

2  （0.65  605033） =36MPa 0.1  65 3

 c  36 MPa  [ 1 ]  180 MPa

故安全。

 c  36 MPa

 [ 1 ]  180 MPa

蜗杆轴的设计计算 1、选择轴的材料 选用 45 号钢，经调质处理，硬度为 217-255HBS。由课本表 19-1 查得对称循环许用应力[  -1 ] =180MPa。 2、初步计算轴径 取 β=0，并由课本表 19-3 选系数 A=110，得 d≥ A3 [  -1 ] =180MPa

p 5.2  110  3  16.9mm n 1440

d=38mm

由于轴头要与电机头用联轴器连接，故取轴头最小直径与电 机输出轴轴径相同为 38mm。 3、轴的结构设计 （1） 、拟定轴上零件布置方案 根据轴上轴承、联轴器、端盖的装配方向、顺序和相互关系， 轴的直径选择方案如图所示。

（2） 、轴上零件的定位及主要尺寸的确定 1)轴端联轴器选用和定位 蜗杆扭矩 T=34.5N· m 根据 GB/T 5843-1997，选用 J 型联轴器，根据孔径 38mm 可 选用 HL3， L=60mm， 可选轴头长度为 55mm。 挡圈直径 D=55mm。 挡圈厚度 H=5mm。紧固轴端挡圈螺栓为 M6×20mm。按轴径选 择用普通平键 b×h=12mm×8mm， 键长 45mm （GB/T 1095-1990)。 2）轴承轴承及蜗轮的定位及轴段主要尺寸 轴受轻载荷，有轴向力，选取两枚 32011 滚动轴承，组成固 定端，其尺寸为 d×D×B=55mm×90mm×23mm，与其配合的轴段 的轴径为 55mm，查手册配合为 k。游动端轴承选用 6211，其尺 寸为 d×D×B=55mm×90mm×21mm ，与其配合的轴段的轴径为 55mm，查手册配合为 j。如图轴径逐步加大。两端轴肩定位，轴 肩直径取 65mm，宽度取 10mm。轴左端为 M50 螺纹，两个圆螺 母锁死轴承，长度为 15mm。

T=34.5N· m HL3 D=55mm b×h=12mm×8m m 32011 d×D×B=55mm× 90mm×23mm 6211 d×D×B=55mm× 90mm×21mm

3）轴结构的工艺性 取轴端倒角为 2×45° ，按规定确定轴肩的圆角半径。 4、按弯扭合成校核轴的强度 蜗杆轴为轻载，故强度达标，不用校核。

八、滚动轴承的选择及校核计算

根据条件，两班制，大修期三年。三年更换一次轴承。轴承 预计寿命： 3³300³16=14400 小时。 1、 计算蜗轮轴轴承

蜗轮已选轴承 32213。查手册得

C r =160KN； C 0 =222KN

由表 17-8 得 为平稳）

f p =1.1（机器有轻微震动，轴承所受载荷较

（1）、计算附加轴向力 FS1 、 FS 2 由蜗轮轴的校核知

Fa =960N

FHA  4304 N

FVA  1584 N

Fr1  Fr 2 

2 2

FHB  14555 N

FVB  384 N

FHA  FVA =4586N FHB  FVB =14560N

2 2

Fr1 =4586N Fr 2 =14560N

擦手册得 Y=1.5； FS  Fr / 2Y

FS1 =4586/(2×1.5)N=1530N FS 2 =14560/(2×1.5)N=4850N FS1 =1530N FS 2 =4850N

(2)、计算轴承所受轴向载荷

因为

FS 2  Fa =（960+4850)N=5810N≥ FS1

分析得知，轴承Ⅰ被压紧，轴承Ⅱ被放松。由此可得

Fa1 = FS 2  Fa =5810N Fa1 =5810N Fa 2 = FS 2 =4850N Fa 2 =4850N

(3)、计算当量动载荷 查手

册知系数 e=0.4 轴承Ⅰ

Fa1 =5810/4586=1.27≥0.4 Fr1

e=0.4

则由手册知 P1  f p ( 0.4 Fr1  YFa1 )=11605N 轴承Ⅱ

Fa 2 =4850/14560=0.33≤0.4 Fr 2

P1  11605N

则有手册知 P2  f p Fr 2  16016N

P2  16016N

（4）、轴承寿命 Lh 计算 因为 P1 ≤ P2 ， 所以按照轴承Ⅱ计算轴承寿命,一直蜗轮轴转速

n 2 =70.24r/min Lh =

10 6 C  （ ) 60 n P

Lh =509510h

10 6 160000 10 / 3 （ ) = 60  70.24 16016

≥14400h

=509510h≥14400h 所选轴承 32213 寿命足够，合格。 2、计算蜗杆轴轴承

蜗杆轴为轻载，故轴承寿命足够，此处不再计算。

九、键连接的选择及校核计算

1、链齿轮与输出轴连接采用平键连接 机器有轻微震动，所以查课本表 15-19 选择[σ p]=110MPa。 轴径 d1=55mm，L=45mm 查设计手册选用 A 型平键，得： b=16 h=10 L=45 即：

[σ p]=110MPa d1=55mm L=45mm

l=L-b=31mm T2=605000N· mm 根据课本公式得 σ p=4T2/dhl =4³605000/55³10³31MPAa =142MPa≥[σ p](110MPa) 该键不可靠，可改成双键，考虑到在和分布的不均匀性，计 算时可按照 1.5 个键来计算。 σ p=4T2/1.5dhl=95MPa σ p=95MPa 强度达标。 ≤[σ p](110MPa) 2、输入轴与蜗杆连接采用平键连接 机器有轻微震动，所以查课本表 15-19 选择[σ p]=110MPa。 轴径 d1=38mm，L=45mm 查设计手册选用 A 型平键，得： b=12 h=8 L=45 即： l=L-b=31mm T2=34486N· mm 根据课本公式得 σ p=4T2/dhl =4³34486/38³8³31MPAa =14.6MPa≤[σ p](110MPa) 强度达标。 3、蜗轮轴与蜗轮连接用平键连接 机器有轻微震动，所以查课本表 15-19 选择[σ p]=110MPa。 轴径 d1=70mm，L=100mm 查设计手册选用 A 型平键，得： b=20 h=12 L=100 即： l=L-b=80mm T2=605000N· mm 根据课本公式得 σ p=4T2/dhl =4³605000/70³12³80MPAa =36MPa≤[σ p](110MPa) 强度达标。

d1=38mm L=45mm

σ p=14.6MPa ≤[σ p](110MPa)

σ p=36MPa ≤[σ p](110MPa)

十、联轴器的选择及校核计算

蜗杆端联轴器的选择

1、类型选择： 为了隔离振动与冲击，选用非金属弹性元件挠性联轴器。 2、载荷计算： 公称转矩： T  9.55 106 

p  34.5N.m n

由课本表 18-1 查得 K A =1.3。故计算转矩为：

Tca  K AT =1.3×34.5=44.9N· m

3、型号选择： 依据蜗杆轴的设计与计算中知：查 GB/T 5014-1955 HL3 选 J HL3 型弹性销柱联轴器，标准孔径 d=38mm，即轴伸直径为 38mm 。 选 J 型弹性销柱 联轴器

十一、减速器的润滑与密封

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。 1、 减速器的结构 本课题所设计的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，由上箱体

和下箱体组成，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 及润滑情况并用于加住箱体内加润滑油，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，在箱体底部设有放放油器；吊环螺栓用来提 升箱体；减速器用地脚螺栓固定在机架或地基上。 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。 3、轴承端盖的结构尺寸 具体尺寸本设计不予说明，大概尺寸可见装配图。 4、减速器的润滑与密封 （1）、蜗轮蜗杆传动部分润滑油的选取 1)润滑油种类的选择 考虑载荷为中载， 载荷平稳， 选取 L-CKE 复合型蜗轮蜗杆油。 2)工作油温 箱体散热面积为内部能被润滑油溅到而外表面空气流通正常 的箱体表面积。 箱体长度 L=413mm；宽度 B=152mm；高度 H=515mm。 轴承外径大小的圆的区域无法被润滑油溅到，其面积

S 轴承 = (  d 2 / 4) =3.14×( 90 2  100 2  120 2  2 )/4 S 轴承 0.368 ㎡

=36820 mm =0.368 ㎡ 箱体下表面离机架或地面很近，故空气无法正常流通。

2

故箱体散热面积为 S=LB+2×LH+2×BH- S 轴承 =152×413+2×413×515+2×152×515-36820 =608000 mm 2 =0.608 ㎡ 由蜗轮蜗杆设计时油温初估计公式知，实际工作油温

t1 =

S=0.608 ㎡

1000 P(1   )  t0 dS

1000  5.24(1  0.858 ) t 1 =100.6℃ = （  20） C =100.6℃≥70℃ 15  0.608 油温过高，必须加散热片。 ≥70℃ 现加散热片的高度 H=40mm； 只在机体正面和背面合理添加 H=40mm 散热片共 32 片，经测得总长度 L=3200×2mm=6400mm。 L=6400mm 铸铁按含碳量 1.0％碳钢查传热学课本可得  =43.2W/(m· k）

由 之 前 的 假 设 h=15 w /(m 2  C ) ； 散 热 片 平 均 厚 度 可 以 取

 =7.5mm

AL =200 mm 2

 =7.5mm； AL = H mm 2 =200 mm 2 ; H , =H+3mm=43mm。

由传热学课本公式

（H , ) 3 / 2 [h （ / AL )]1 / 2 =0.37

查传热学课本图 2-19 散热片散热效率 f = 83％。 故增加的散热面积

S 散热 =  f ×6400×2×40（双面）

 f = 83％

S 散热 =0.43 ㎡

=425000 mm 2 =0.43 ㎡ 所以加完散热片后的散热面积 S=0.61+0.43 ㎡=1.04 ㎡ 复算实际工作油温

t1 =

S=1.04 ㎡

1000 P(1   )  t0 dS

t 1 =67.7℃

1000  5.24(1  0.858 ) = （  20） C =67.7℃≤70℃ 15  1.04 油温正常，设计可用。

≤70℃

3）润滑油牌号的选取 计算力-速度因子  

T =52.2N a3n

 =52.2N

查课本图 10-13 得润滑油动力粘度

为为 V50C ≤200 mm 2 / s ， 并查表 10-8 得蜗杆蜗轮油牌号为 L-CKE220，润滑方式油浴润 滑。 （2）、蜗杆轴轴承的润滑 L-CKE220

蜗杆轴周向速度 6.13m/s，速度较大，故箱体内的润滑油可 以摔倒轴承内，轴承用箱底内的润滑油润滑。 （3）、蜗轮轴轴承的润滑 蜗轮轴转速慢，无法用箱体内润滑油润滑，故使用脂润滑， 轴承端加挡油环，防止稀油污染轴承。 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，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。

十二、箱体及附件的结构设计

1、减速器结构 减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装 配图及零件图。 采用上置剖分式蜗杆减速器（由于 Vs=6.13m/s≥5m/s 时，蜗 杆上置） 。 铸造箱体，材料 HT150。 2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系 名称 下箱体壁厚 δ 上箱体壁厚δ 1 上箱体凸缘厚度 b1， 下箱体凸缘厚度 b， 箱座底凸缘厚度 b2 地脚螺钉直径及数目 轴承旁联接螺栓直径 上下箱体联接螺栓 直径 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径

Df ，d1，d2 至外壁

减速器型式及尺寸关系 δ =15mm δ 1=15mm b=15mm b1=15mm b2=30mm M20 n=4 M20 M16 M10 n=6 d4=6mm C1=35,13,25 C2=28,25

距离

d f ，d2 至凸缘

边缘距离 轴承端盖外径 轴承旁联接螺栓距离 轴承旁凸台半径

150mm

170mm

S=214mm 150mm 170mm

轴承旁凸台高度 散热片平均厚度 蜗轮外圆与箱 内壁间距离 蜗轮轮毂端面 与箱内壁距离

根据轴承座外径和扳手空间 的要求由结构确定  =7.5mm 15mm 6mm

3、注意事项 （1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机 油浸蚀的涂料； （2） 圆锥滚子轴承及深沟球轴承的轴向游隙均为 0.20～0.40mm； （3） 箱体与接触面之间禁止用任何垫片， 允许涂密封胶和水玻璃， 各密封处不允许漏油； （4）减速器装置内装 L-CKE 220 润滑油，工业用油至规定的油面 高度范围； （5）减速器外表面涂灰色油漆； （6）按减速器的实验规程进行试验。

设计小结

通过 3 周的一级蜗轮蜗杆减速器设计，觉得自己受益非浅。

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、理论力学、材料力学、热力学等） 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；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。 感谢我的指导老师钱瑞明老师的无私帮助和同学之间的互助， 当一份比较像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，她让我感觉大学是如 此的充实。

参考文献

【1】 、吴克坚、于晓红、钱瑞明主编 《机械设计》 ---北京：高等教育出版社， 2003.3 【2】 、王之栎、吴大康主编 《机械设计综合课程设计》 –2 版 ---北京：机械工业出版社， 2007.8 【3】 、杨世铭、陶文铨主编 《传热学》 –4 版 ---北京：高等教育出版社，2006.8（2010 重印） 【4】 、 龚桂义、潘沛森、陈秀、严国良主编《机械设计课程设计图册》 ---北京：高等教育出版社， 1989.5（2010 重印）

机械课程设计

设计说明书

课程名称： 系 姓 学 别： 名： 号：

机械设计原理课程设计 机械系 丁戈 02011512 王鸿翔

指导教师：

一、 《设计原理与方法》课程综合训练任务书

1.设计题目

带式输送机传动装置。第 3 题，第 6 组

2.工作条件及设计要求 带式传送机工作装置如下图所示，主要完成由传送带运送机器零、部件的工作。该机室内工作， 单向运转，工作有轻微振动，两班制。要求使用期限十年，大修期三年。输送带速度允许误差±5％。 在中小型机械厂批量生产。

3.原始数据 传动带工作拉力 F=4100N，运输带工作速度 V=1m/s，滚筒直径 D=500mm。

二、传动方案的拟定与分析

用一级蜗轮蜗杆减速器和一级链传动达到减速要求，传动方案图已经给出：

三、电动机的选择

1、电动机类型的选择 选择 Y 系列三相异步电动机。 2、电动机功率选择 （1）传动装置的总效率：

总  联轴器轴承蜗轮蜗杆滚筒滚子链

总 =0.73

=0.99× 0.99× 0.8× 0.96

Pd =5.6kw

Pw =4.1kw

× 0.97=0.73 （蜗轮蜗杆减速器效率包括减速器中的轴承） （2）电机所需的功率： 电动机输出功率：

Pd 

 a kw

Pw

工作机所需的功率： Pw  以

FV Pd  1000 总

FV 4100 1 kw= kw  4.1kw 1000 1000

所

kw=5.6kw

因载荷轻微振动，电动机 P ed

 pd 即可，但 5.6kw 与 5.5kw 较

Ped =5.5kw

为接近，效率又为保守估计，实际效率应该稍高于假设效率，故

Ped 可先取 5.5kw。

3、确定电动机转速 计算滚筒工作转速 V  1000  60 1  1000  60 nw  r/min  r/min  38.2r/min  D   500 符合这一范围的同步转速有 1000、1500、和 3000r/min。 一般全取转速在 1000r/min 到 1500r/min 之间故可选用方案 2，电 机转速为 1440r/min。

nw =38.2r/min

方案

电动机 型号 Y132S1-2 Y132S1-4 Y132M2-6

额定 动率/kw 5.5 5.5 5.5

同步转速 (r/min) 满载转速

1 2 3

3000/2890 1500/1440 1000/960

4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速， 电动机型号为 选定电动机型号为 Y132S1-4。 其主要性能：额定功率 5.5KW；满载转速 1440r/min；三角 Y132S1-4 形接法；额定电流 11.6A；质量 68kg。

四、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比

i总 

n w 1440   37.70 nd 38.2

i总 =37.7

2、分配各级传动比

由课本可查得：蜗轮蜗杆传动比一般在 i 蜗  5 - 80 之间。链传动比一 般 在 i 链  7 。 故 可 试 取 蜗 杆 传 动 比 i 蜗  20 ， 链 传 动 比

i 蜗  20

i链 

i 总 37.70   1.885 。确定蜗轮蜗杆减速器的具体参数后，传动比 i蜗 20

i 链  1.885

会略有改动，此处仅为初设计，并非已定设计。

五、传动零件的设计计算

蜗杆

蜗轮设计计算 1、蜗杆传动类型 根据 GB/T 10085-1988，拟采用阿基米德蜗杆（ZA） 2、选择蜗轮蜗杆材料 蜗杆用 45 钢，考虑到要求使用年限为十年，效率需高一些， 耐磨性好一些，蜗杆螺旋面进行表面淬火 45~55HRC。查表得蜗轮 用铸锡青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造，为节省贵重金属，仅齿圈 用青铜制成，轮芯用 HT150 制造。

3、确定蜗杆头数 由课本表 10-2，传动比 20 时，可取 z1  2 。 4、按齿面接触疲劳强度设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设 计，设计公式为

a  3 K AT2 ( ZEZ

 HP

)2

（1）、确定蜗杆上的转矩 T2 按 z1  2 ，根据课本表 10-8，估取   0.8 ，则

T2=9.55³106P2/n2 =9.55³106³5.6³0.8³20/1440KN· m=594.2KN· m （2） 、确定载荷系数

T2=594200 N· mm

由题工作时轻微振动，故查课本表 9-11，选用系数 K A =1.10。 K A =1.10 （3） 、许用接触应力 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, 由课本表 10-4 知涡轮的基本许用接触应力

，  HP =220Mpa。 ，  HP =220Mpa

应力循环次数： N  60 n2 kth =60³1440/20³1³16³300³10= 20.16  10 7 N= 20.16  10 7 (双班制时间 t h =2³8³300³10） 寿命系数：

ZN  8 10 7 =0.687 20 .16  10 7

按 P1  5.6KW ，由课本图 10-10 查得 V S =6.1m/s。采用油浴 润滑，再由课本图 10-11 查得滑动速度影响系数 Z S =0.88，则许 用接触应力

Z N =0.687

 HP  Z S Z N  ， HP

=0.88×0.687×220MPa=133MPa （4） 、计算中心距 ɑ 因为选用的是锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配， 故 Z E =160 MPa ；

Z E =160 MPa

 HP =133MPa

假设蜗杆分度圆直径 d 1 与中心距的比值为 d 1 /a=0.35, 从课本图

10-9 可查得 Z   2.9 。

a  3 K AT2 ( ZEZ )2 =

 HP

3

160  2.9 2 1.1  594200  ( ) =199.6mm 133

a=199.6mm

（5）、校核 Z  和 Z S 取中心距 ɑ=200mm， 因为 i=20， 则从课本表 10-1 中选取模 数 m=8 ，蜗杆分度 圆直径 d 1 =80mm ，分度圆导程角  =11 ° 18´ 36´ ´ 。这时 d 1 /a=0.4，从课本图 10-9 可以查得 Z  =2.74≤ Z  ，

,

ɑ=200mm 36´ ´  =11°18´

符合要求。 计算滑动速度 =

VS =

  d1  n1

60  1000 cos

  80  1440

60  1000  cos1118， 36，，

V S =6.13m/s

=6.13m/s

由 图 查 得 Z S =0.88 ， 修 正 的  HP =133MPa ， 复 算 中 心 距 ɑ=199.6mm≤200mm。因此计算结果可用。 5、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1)、蜗杆： 轴向齿距 PX    m =25.133mm 直径系数 q 

d1

PX  25.133mm

m

=10

q=10

d a1 =96mm

齿顶圆直径 d a1  d1  2ha1  d1  2ha  m  96mm 齿根圆直径 d f 1  d1  2h f 1  d1  2(ha  m  c)  60.8mm 分度圆导程角 γ =11°18´362 (2)、蜗轮： 由课本表 10-1 查得蜗轮系数 Z 2 =41，变为系数 x 2 =-0.5； 验算传动比：i=

Z2 41 = =20.5 Z1 2

d f 1 =60.8mm

γ =11°18´36[(124  )  (124  )  8( ) ] 4 2 2 2



=1037mm （5）、选择润滑方式

V Z1 pn1 30  25.4  70.24  m / s  0.89 m / s 60  1000 60  1000

按 16A 链，V=0.89m/s，由课本图 12-17 查得应采用滴油润滑 （2 区） 。 （6）、作用在轴上的压力 如前所述 FQ  (1.15  1.3) F ，取 FQ  1.3F F=1000×P/V=1000×5.24×0.858/0.89N=5052N≈5050N

FQ  6560 N

(7)、滚子链齿轮主要参数 查得可直接选用 RS80 规格的滚子链齿轮。 考虑到承重与稳定性选用有轮毂的 B 型链齿轮。参数如下： 齿数 节 圆 外 径 （ DP) mm 243 436.84 外 径 （ OD) mm 257 451 齿 底 径 mm 轴 径 （D) mm 26-75 30-80 轮 毂 （DH) mm 97 117 长（L) mm 概 略 重 量 Kg 7.23 19.8

FQ  6560 N

30 54

227.12 420.96

50 55

六、动力学参数计算

1、计算各轴转速

n电机  n 蜗杆  1440 r / min

n 小链轮  n 蜗轮 

n 蜗杆 i蜗



1440  70 .24 r / min 20 .5  70.24  39 .02 r / min 1.8

n 大链轮  n 滚筒轴 

n 小链轮 i链

2、计算各轴的功率

Ped  5.5kw

P输出  5.24 kw

Ped  5.5kw

P输出  5.24 kw

P蜗杆  5.24   联轴器  5.24  0.99 kw  5.2kw

P蜗杆  5.2kw

P蜗轮  5.2  蜗  5.2  0.858 kw  4.45kw

P滚筒  4.45   链   轴承   滚筒  4.45  0.97  0.99  0.96 kw  4.1kw

P蜗轮  4.45kw

P滚筒  4.1kw

3、计算各轴扭矩

T蜗杆 =9.55³ 10 6 P蜗杆 / n 蜗杆 T蜗杆 =34486N²mm

=9.55³ 10 6 ³5.2/1440N²mm=34486N²mm

T蜗轮 =9.55³ 10 6 P蜗轮 / n 蜗轮 T蜗轮 =605033N²m

=9.55³ 10 6 ³4.45/70.24N²mm=605033N²mm

T滚筒轴 =9.55³ 10 6 P滚筒轴 / n 滚筒轴

m

T滚筒轴 =1003460N

=9.55³ 10 6 ³4.1/39.02N²mm=1003460N²mm

²mm

轴名 电 动 机轴 0 蜗 杆 轴1 蜗 轮 轴2 滚 筒 轴3

功率 p/kw 5.24 5.2 4.45 3.13

转 矩 T/N.m 34.486 34.486 605.03 1003.5

转 速 n(r/min) 1440 1440 70.24 39.02

传动比 i

效率

1 20.5 36.9

0.99 0.858 0.73

七、轴的设计计算

蜗轮轴的设计 1、选择轴的材料

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， 经调质处理， 硬度为 217-255HBS。 由课本表 19-1 查得对称循环许用应力[  -1 ] =180MPa。 2、初步估计轴径 取 β=0，并由课本表 19-3 选系数 A=110，得 [  -1 ] =180MPa

p 4.45  110  3  46 mm d≥ A n 70.24

3

d=55mm

轴伸部位有键并安装链齿轮，一方面消弱了轴的强度，另一 方面增加了轴的径向载荷，故增加轴径至 55mm。 3、轴的结构设计 （1）、拟定轴上零件布置方案 根据轴上轴承、蜗轮、端盖、链齿轮的装配方向、顺序和相 互关系，轴的直径选择方案如图所示。

（2）、轴上零件定位及轴的主要尺寸的确定 1）轴端链齿轮选用和定位 链条选择 A16 单排滚子链，链齿轮选择 RS80,

链轮轴孔长 L=50mm 。 取 轴 端 长 为 48mm 。 按 轴 径 选 择 用 普 通 平 键 b×h=16mm×10 b×h=16mm×10mm ，键长 45mm （ GB/T 1095-1990) 。挡圈取 mm D=65mm,厚度 H=6mm， 紧固轴端挡圈螺栓为 M8×25mm （GB/T 892-1986)。 D=65mm H=6mm 2）轴承及蜗轮的定位及轴段主要尺寸 M8×25mm 轴受中等载荷，有轴向力，选取 32213 滚动轴承。其尺寸为 d×D×B=65mm×120mm×32.75mm ，与其配合的轴段的轴径为 d×D×B=65mm× 65mm，查手册配合为 m。左端轴承也选用 32213，由于要加挡 120mm×32.75m 油环，长度无法确定。如图轴径逐步加大，安装蜗轮处直径取 m 70mm，查手册配合为 H7/r6,配合轴段长应比蜗轮宽度小一些， 32213 取 108mm。蜗轮处键根据轴径查手册选 b×h=20mm×12mm，键 b×h=20mm×12 长 100mm。轴肩定位，轴肩直径取 80mm，宽度取 10mm。 mm

3）轴结构的工艺性 取轴端倒角为 2×45° ，按规定确定轴肩的圆角半径，键槽位 于同一轴线上。 4、按弯扭合成校核轴的强度 （1）、 画轴空间受力简图如下， 将轴上作用力分解为垂直面受力 图和水平面受力图。取集中力作用于蜗轮、链轮和轴承宽度的中 点。

（2）、轴上受力分析 蜗轮圆周力 Ft 

2T2 2  605033  N  3689 N d2 328 2T1 2  34486  N  960 N d1 72

Ft  3689 N

蜗轮轴向力 Fa 

Fa  960 N

蜗轮径向力 Fr  Ft tan  3689  tan 20 N  1200 N 轴头所受力由链轮设计时求得 F=6560N

Fr  1200 N

F=6560N

(3)、计算作用于轴上的支反力 水平面内的支反力 对 A 点取矩 由力平衡 求得

Ft  80mm  F  (80  2  150 )mm  FHB  80  2mm

FHA  FHB  F  Fr

FHA  4304 N

FHB  14555 N

FHA  4304 N

垂直面内的支反力 1 FVA  ( Fr  80  Fa  328 / 2)  1584 N 80  2

FVB  Fr  FVA  1200  1584  384 N

FHB  14555 N

FVA  1584 N

FVB  384 N

(4)、计算轴的弯矩，并画弯矩图 计算 A、B 中点蜗轮处的弯矩

M H  80  FHA  80  4304 N  mm  -344320 N  mm

M V 1  80  FVA  80  1584 N  mm  126720 N  mm M V 2  80  FVB  80  384 N  mm  30720 N  mm

M H  -344320 N  mm

M V 1  126720 N  mm M V 2  30720 N  mm

计算 B 处弯矩

M B  150  F  150  6050 N  mm  -907500 N  mm

M B  -907500 N  mm

分别画出垂直面和水平面的弯矩图；求合成弯矩并画出其弯矩图

M 1  M H  M V 1  366900 N M 2  M H  M V 2  345690 N

M 1  366900 N M 2  345690 N

（5）、画扭矩图 （6）、校核轴的强度 危险截面多为承受最大弯矩和扭矩的截面，通常只需要该截 面进行校核。必要时也对其他截面进行校核。 由于转矩不变，故选取 α≈0.65；实心轴 β=0，则有

c 

M 1  (T ) 2

2

0.1d 3

=

2 907500

2  （0.65  605033） =36MPa 0.1  65 3

 c  36 MPa  [ 1 ]  180 MPa

故安全。

 c  36 MPa

 [ 1 ]  180 MPa

蜗杆轴的设计计算 1、选择轴的材料 选用 45 号钢，经调质处理，硬度为 217-255HBS。由课本表 19-1 查得对称循环许用应力[  -1 ] =180MPa。 2、初步计算轴径 取 β=0，并由课本表 19-3 选系数 A=110，得 d≥ A3 [  -1 ] =180MPa

p 5.2  110  3  16.9mm n 1440

d=38mm

由于轴头要与电机头用联轴器连接，故取轴头最小直径与电 机输出轴轴径相同为 38mm。 3、轴的结构设计 （1） 、拟定轴上零件布置方案 根据轴上轴承、联轴器、端盖的装配方向、顺序和相互关系， 轴的直径选择方案如图所示。

（2） 、轴上零件的定位及主要尺寸的确定 1)轴端联轴器选用和定位 蜗杆扭矩 T=34.5N· m 根据 GB/T 5843-1997，选用 J 型联轴器，根据孔径 38mm 可 选用 HL3， L=60mm， 可选轴头长度为 55mm。 挡圈直径 D=55mm。 挡圈厚度 H=5mm。紧固轴端挡圈螺栓为 M6×20mm。按轴径选 择用普通平键 b×h=12mm×8mm， 键长 45mm （GB/T 1095-1990)。 2）轴承轴承及蜗轮的定位及轴段主要尺寸 轴受轻载荷，有轴向力，选取两枚 32011 滚动轴承，组成固 定端，其尺寸为 d×D×B=55mm×90mm×23mm，与其配合的轴段 的轴径为 55mm，查手册配合为 k。游动端轴承选用 6211，其尺 寸为 d×D×B=55mm×90mm×21mm ，与其配合的轴段的轴径为 55mm，查手册配合为 j。如图轴径逐步加大。两端轴肩定位，轴 肩直径取 65mm，宽度取 10mm。轴左端为 M50 螺纹，两个圆螺 母锁死轴承，长度为 15mm。

T=34.5N· m HL3 D=55mm b×h=12mm×8m m 32011 d×D×B=55mm× 90mm×23mm 6211 d×D×B=55mm× 90mm×21mm

3）轴结构的工艺性 取轴端倒角为 2×45° ，按规定确定轴肩的圆角半径。 4、按弯扭合成校核轴的强度 蜗杆轴为轻载，故强度达标，不用校核。

八、滚动轴承的选择及校核计算

根据条件，两班制，大修期三年。三年更换一次轴承。轴承 预计寿命： 3³300³16=14400 小时。 1、 计算蜗轮轴轴承

蜗轮已选轴承 32213。查手册得

C r =160KN； C 0 =222KN

由表 17-8 得 为平稳）

f p =1.1（机器有轻微震动，轴承所受载荷较

（1）、计算附加轴向力 FS1 、 FS 2 由蜗轮轴的校核知

Fa =960N

FHA  4304 N

FVA  1584 N

Fr1  Fr 2 

2 2

FHB  14555 N

FVB  384 N

FHA  FVA =4586N FHB  FVB =14560N

2 2

Fr1 =4586N Fr 2 =14560N

擦手册得 Y=1.5； FS  Fr / 2Y

FS1 =4586/(2×1.5)N=1530N FS 2 =14560/(2×1.5)N=4850N FS1 =1530N FS 2 =4850N

(2)、计算轴承所受轴向载荷

因为

FS 2  Fa =（960+4850)N=5810N≥ FS1

分析得知，轴承Ⅰ被压紧，轴承Ⅱ被放松。由此可得

Fa1 = FS 2  Fa =5810N Fa1 =5810N Fa 2 = FS 2 =4850N Fa 2 =4850N

(3)、计算当量动载荷 查手

册知系数 e=0.4 轴承Ⅰ

Fa1 =5810/4586=1.27≥0.4 Fr1

e=0.4

则由手册知 P1  f p ( 0.4 Fr1  YFa1 )=11605N 轴承Ⅱ

Fa 2 =4850/14560=0.33≤0.4 Fr 2

P1  11605N

则有手册知 P2  f p Fr 2  16016N

P2  16016N

（4）、轴承寿命 Lh 计算 因为 P1 ≤ P2 ， 所以按照轴承Ⅱ计算轴承寿命,一直蜗轮轴转速

n 2 =70.24r/min Lh =

10 6 C  （ ) 60 n P

Lh =509510h

10 6 160000 10 / 3 （ ) = 60  70.24 16016

≥14400h

=509510h≥14400h 所选轴承 32213 寿命足够，合格。 2、计算蜗杆轴轴承

蜗杆轴为轻载，故轴承寿命足够，此处不再计算。

九、键连接的选择及校核计算

1、链齿轮与输出轴连接采用平键连接 机器有轻微震动，所以查课本表 15-19 选择[σ p]=110MPa。 轴径 d1=55mm，L=45mm 查设计手册选用 A 型平键，得： b=16 h=10 L=45 即：

[σ p]=110MPa d1=55mm L=45mm

l=L-b=31mm T2=605000N· mm 根据课本公式得 σ p=4T2/dhl =4³605000/55³10³31MPAa =142MPa≥[σ p](110MPa) 该键不可靠，可改成双键，考虑到在和分布的不均匀性，计 算时可按照 1.5 个键来计算。 σ p=4T2/1.5dhl=95MPa σ p=95MPa 强度达标。 ≤[σ p](110MPa) 2、输入轴与蜗杆连接采用平键连接 机器有轻微震动，所以查课本表 15-19 选择[σ p]=110MPa。 轴径 d1=38mm，L=45mm 查设计手册选用 A 型平键，得： b=12 h=8 L=45 即： l=L-b=31mm T2=34486N· mm 根据课本公式得 σ p=4T2/dhl =4³34486/38³8³31MPAa =14.6MPa≤[σ p](110MPa) 强度达标。 3、蜗轮轴与蜗轮连接用平键连接 机器有轻微震动，所以查课本表 15-19 选择[σ p]=110MPa。 轴径 d1=70mm，L=100mm 查设计手册选用 A 型平键，得： b=20 h=12 L=100 即： l=L-b=80mm T2=605000N· mm 根据课本公式得 σ p=4T2/dhl =4³605000/70³12³80MPAa =36MPa≤[σ p](110MPa) 强度达标。

d1=38mm L=45mm

σ p=14.6MPa ≤[σ p](110MPa)

σ p=36MPa ≤[σ p](110MPa)

十、联轴器的选择及校核计算

蜗杆端联轴器的选择

1、类型选择： 为了隔离振动与冲击，选用非金属弹性元件挠性联轴器。 2、载荷计算： 公称转矩： T  9.55 106 

p  34.5N.m n

由课本表 18-1 查得 K A =1.3。故计算转矩为：

Tca  K AT =1.3×34.5=44.9N· m

3、型号选择： 依据蜗杆轴的设计与计算中知：查 GB/T 5014-1955 HL3 选 J HL3 型弹性销柱联轴器，标准孔径 d=38mm，即轴伸直径为 38mm 。 选 J 型弹性销柱 联轴器

十一、减速器的润滑与密封

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。 1、 减速器的结构 本课题所设计的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，由上箱体

和下箱体组成，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 及润滑情况并用于加住箱体内加润滑油，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，在箱体底部设有放放油器；吊环螺栓用来提 升箱体；减速器用地脚螺栓固定在机架或地基上。 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。 3、轴承端盖的结构尺寸 具体尺寸本设计不予说明，大概尺寸可见装配图。 4、减速器的润滑与密封 （1）、蜗轮蜗杆传动部分润滑油的选取 1)润滑油种类的选择 考虑载荷为中载， 载荷平稳， 选取 L-CKE 复合型蜗轮蜗杆油。 2)工作油温 箱体散热面积为内部能被润滑油溅到而外表面空气流通正常 的箱体表面积。 箱体长度 L=413mm；宽度 B=152mm；高度 H=515mm。 轴承外径大小的圆的区域无法被润滑油溅到，其面积

S 轴承 = (  d 2 / 4) =3.14×( 90 2  100 2  120 2  2 )/4 S 轴承 0.368 ㎡

=36820 mm =0.368 ㎡ 箱体下表面离机架或地面很近，故空气无法正常流通。

2

故箱体散热面积为 S=LB+2×LH+2×BH- S 轴承 =152×413+2×413×515+2×152×515-36820 =608000 mm 2 =0.608 ㎡ 由蜗轮蜗杆设计时油温初估计公式知，实际工作油温

t1 =

S=0.608 ㎡

1000 P(1   )  t0 dS

1000  5.24(1  0.858 ) t 1 =100.6℃ = （  20） C =100.6℃≥70℃ 15  0.608 油温过高，必须加散热片。 ≥70℃ 现加散热片的高度 H=40mm； 只在机体正面和背面合理添加 H=40mm 散热片共 32 片，经测得总长度 L=3200×2mm=6400mm。 L=6400mm 铸铁按含碳量 1.0％碳钢查传热学课本可得  =43.2W/(m· k）

由 之 前 的 假 设 h=15 w /(m 2  C ) ； 散 热 片 平 均 厚 度 可 以 取

 =7.5mm

AL =200 mm 2

 =7.5mm； AL = H mm 2 =200 mm 2 ; H , =H+3mm=43mm。

由传热学课本公式

（H , ) 3 / 2 [h （ / AL )]1 / 2 =0.37

查传热学课本图 2-19 散热片散热效率 f = 83％。 故增加的散热面积

S 散热 =  f ×6400×2×40（双面）

 f = 83％

S 散热 =0.43 ㎡

=425000 mm 2 =0.43 ㎡ 所以加完散热片后的散热面积 S=0.61+0.43 ㎡=1.04 ㎡ 复算实际工作油温

t1 =

S=1.04 ㎡

1000 P(1   )  t0 dS

t 1 =67.7℃

1000  5.24(1  0.858 ) = （  20） C =67.7℃≤70℃ 15  1.04 油温正常，设计可用。

≤70℃

3）润滑油牌号的选取 计算力-速度因子  

T =52.2N a3n

 =52.2N

查课本图 10-13 得润滑油动力粘度

为为 V50C ≤200 mm 2 / s ， 并查表 10-8 得蜗杆蜗轮油牌号为 L-CKE220，润滑方式油浴润 滑。 （2）、蜗杆轴轴承的润滑 L-CKE220

蜗杆轴周向速度 6.13m/s，速度较大，故箱体内的润滑油可 以摔倒轴承内，轴承用箱底内的润滑油润滑。 （3）、蜗轮轴轴承的润滑 蜗轮轴转速慢，无法用箱体内润滑油润滑，故使用脂润滑， 轴承端加挡油环，防止稀油污染轴承。 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，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。

十二、箱体及附件的结构设计

1、减速器结构 减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装 配图及零件图。 采用上置剖分式蜗杆减速器（由于 Vs=6.13m/s≥5m/s 时，蜗 杆上置） 。 铸造箱体，材料 HT150。 2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系 名称 下箱体壁厚 δ 上箱体壁厚δ 1 上箱体凸缘厚度 b1， 下箱体凸缘厚度 b， 箱座底凸缘厚度 b2 地脚螺钉直径及数目 轴承旁联接螺栓直径 上下箱体联接螺栓 直径 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径

Df ，d1，d2 至外壁

减速器型式及尺寸关系 δ =15mm δ 1=15mm b=15mm b1=15mm b2=30mm M20 n=4 M20 M16 M10 n=6 d4=6mm C1=35,13,25 C2=28,25

距离

d f ，d2 至凸缘

边缘距离 轴承端盖外径 轴承旁联接螺栓距离 轴承旁凸台半径

150mm

170mm

S=214mm 150mm 170mm

轴承旁凸台高度 散热片平均厚度 蜗轮外圆与箱 内壁间距离 蜗轮轮毂端面 与箱内壁距离

根据轴承座外径和扳手空间 的要求由结构确定  =7.5mm 15mm 6mm

3、注意事项 （1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机 油浸蚀的涂料； （2） 圆锥滚子轴承及深沟球轴承的轴向游隙均为 0.20～0.40mm； （3） 箱体与接触面之间禁止用任何垫片， 允许涂密封胶和水玻璃， 各密封处不允许漏油； （4）减速器装置内装 L-CKE 220 润滑油，工业用油至规定的油面 高度范围； （5）减速器外表面涂灰色油漆； （6）按减速器的实验规程进行试验。

设计小结

通过 3 周的一级蜗轮蜗杆减速器设计，觉得自己受益非浅。

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、理论力学、材料力学、热力学等） 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；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。 感谢我的指导老师钱瑞明老师的无私帮助和同学之间的互助， 当一份比较像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，她让我感觉大学是如 此的充实。

参考文献

【1】 、吴克坚、于晓红、钱瑞明主编 《机械设计》 ---北京：高等教育出版社， 2003.3 【2】 、王之栎、吴大康主编 《机械设计综合课程设计》 –2 版 ---北京：机械工业出版社， 2007.8 【3】 、杨世铭、陶文铨主编 《传热学》 –4 版 ---北京：高等教育出版社，2006.8（2010 重印） 【4】 、 龚桂义、潘沛森、陈秀、严国良主编《机械设计课程设计图册》 ---北京：高等教育出版社， 1989.5（2010 重印）