涡轮蜗杆减速器课程设计
齐齐哈尔大学普通高等教育
机械设计课程设计
题目题号： 带式传输机中的蜗杆减速器 （C9）
学 院： 机电工程学院
专业班级： 过控124班
学生姓名： 郭鹏宇 （2012112032）
指导教师： 蔡有杰
成 绩：
2014年 12 月 10日
齐齐哈尔大学
过程装备与控制工程专业 机械设计课程设计任务书
学生姓名： 郭鹏宇 班级： 过控124 学号： 2012112032 一 设计题目：设计带式传输机中的蜗杆减速器(C9) 给定数据及要
求
已知条件：运输带工作拉力F=5800N；运输带工作速度v=0.5m/s（允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=500mm；工作时不逆转，载荷有轻微冲击：工作年限10年。两班制。
二 应完成的工作
1. 减速器装配图1张（A0图纸）；
2. 零件工作图1—2张（从动轴、齿轮等）； 3. 设计说明书1份。
指导教师：蔡有杰
发题日期 2013年12 月 01日
完成日期 2013年 12 月 10 日
机械设计课程设计成绩评阅表
注：1、评价等级分为A 、B 、C 、D 四级，低于A 高于C 为B ，低于C 为D 。
2、每项得分＝分值³等级系数（等级系数：A 为1.0，B 为0.8，C 为0.6，D 为0.4）
3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”
摘要
这篇课程设计的论文主要阐述的是一套系统的关于带式传输机中的蜗杆减速器 的设计方法。带式传输机中的蜗杆减速器是涡轮蜗杆减速器的一种形式。这个方法是以加工过程蜗杆减速器的使用条件的数学和物理公式为基础的
在论文中，首先，对蜗轮蜗杆做了简单的介绍，接着，阐述了蜗轮蜗杆的设计原理个理论计算。然后按照设计准则和设计理论设计了带式传输机中的蜗杆减速器。接着对带式传输机中的蜗杆减速器进行了尺寸计算和校核。该设计代表了带式传输机中的蜗杆减速器设计的一般过程。对其他的蜗轮蜗杆的设计工作也有一定的价值。
目前，在带式传输机中的蜗杆减速器的设计，制造以及应用上，国内与国外先进水平相比仍有较大差距。国内在设计制造带式传输机中的蜗杆减速器过程中存在着很大程度上的缺点，正如论文中揭示的那样，重要的问题如：轮齿的根切，蜗轮蜗杆校核。
目 录
目录： 机械设计课程设计说明书.................... -错误！未定义书签。- 目录：............................................................ -1-
1 设计题目: ................................................... -2- 2 传动简图: ................................................... -2- 3 原始数据 ................................... 错误！未找到引用源。 4 设计工作量要求 .............................................. -2- 5 传动装置的总体设计 .......................................... -2- 5.1 拟定传动方案............................................ -2- 5.2 选择电动机.............................................. -3- 5.3 确定传动装置的总传动比及其分配.......................... -4- 5.4 计算传动装置的运动及动力参数........... -错误！未定义书签。- 6 传动零件的设计计算 ......................... -错误！未定义书签。- 6.1 选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数.................. -4- 6.2 确定许用应力............................................ -5- 6.3 接触强度设计............................................ -5- 6.4 校核蜗轮齿面接触强度.................................... -7- 6.5 蜗轮齿根弯曲强度校核.................................... -7- 6.6 蜗杆刚度校核.......................................... -8-
7 轴的设计计算 ................................................ -9- 7.1 蜗轮轴的设计与计算...................................... -9- 7.2 蜗杆轴的设计与计算..................................... -13- 8 滚筒轴承的选择 ............................................. -17- 9 蜗杆联轴器选择 ............................................. -17- 10润滑剂的选择............................................... -18- 11箱体的选择................................................. -18- 12设计小结................................................... -19- 13参考资料................................................... -21-
三 传动方案的拟定与分析
由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V≤4-5 m/s, 这正符合本课题的要求
四 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：
2
η总=η连轴器⨯η轴承⨯η蜗杆⨯η链⨯η卷筒
=0. 99⨯0. 982⨯0. 80⨯0. 92⨯0. 96=0. 671 8（2）电机所需的功率：
P 电机=
FV 5800⨯0. 5
==2. 9KW
1000η总1000⨯0. 6718
3、确定电动机转速
计算卷筒工作转速：
60⨯1000V 60⨯1000⨯0. 6
η滚筒===22. 93r /min
πD π⨯500
按《机械设计课程设计指导书》P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i 减速器=10～40，取链传动比i 链=2～5，则总传动比合理范围为I
总
=20~200。故电动机转速的可选范围：
n 电动机=i 总⨯n 滚筒=(20～200) ⨯28. 66=573. 2～5732r /min 。符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min。 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，选定电动机型号为Y132S-4。
其主要性能：额定功率5.5KW ；满载转速1440r/min；额定转矩2.2。
五、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比
i 总=
n 电动机n 卷筒
=
1440
=62. 80 22. 93
2、分配各级传动比
（1） 据指导书P7表1，取蜗杆i 减速器=10（单级减速器i 减速器=10 ～40合理）（2） i 总=i 减速器⨯i 链
i 链=
i 总i 减速器
=
62. 80
=6. 2810
六、动力学参数计算
1、计算各轴转速
n Ⅰ=n 电动机=1440r /min
n Ⅱ=n III =
n Ⅰi 减速器
=
1440
=140r /min 10
n Ⅱ140
==22. 29r /min i 链6. 28
2、计算各轴的功率
P I =P电机×η连轴器=7.14×0.99=7.069 KW2 P II =PI ×η轴承×η蜗杆=7.069×0.98×0.80=5.542KW P III =PII ×η轴承×η链=5.542×0.98×0.92=4.997KW 3、计算各轴扭矩
T I =9.55×106P I /nI =9.55×106×7.069 /1440=46881.22N·mm
66
T II =9.55×10P II /nII =9.55×10×5.542/140=482206.79 N·mm T III =9.55×106P III /nIII =9.55×106×4.997/22.29=2140930.91 N·mm
七、传动零件的设计计算
连轴器的设计计算 1、类型选择
为了隔离振动与冲击, 选用弹性套柱销连轴器。 2、载荷计算
公称转矩T= TI=46881.22 N·mm=26.4N·m 3、型号选择
从GB4323—2002中查得LT4型弹性套柱销连轴器的公称转矩为63 N·m, 许用最大转速为5700r/min,轴径为20～28 mm之间, 故合用。 蜗杆传动的设计计算
1、选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085—1988的推荐, 采用渐开线蜗杆(ZI) 。 2、选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大, 速度只是中等, 故蜗杆采用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。
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。由教材P254式(11—12), 传动中心距
a ≥KT 2(
ZE ZP
σH ) 2
(1)确定作用在蜗杆上的转矩T2
按Z1=4，估取效率η=0.8,则T2= TI=46881.22N·mm (2)确定载荷系数K
因工作载荷有轻微冲击, 故由教材P253取载荷分布不均系数Kβ=1; 由教材P253表11—5选取使用系数KA =1. 15由于转速不高, 冲击不大, 可取动载系数
Kv =1. 05; 则由教材P252
K=KAKβKv =1. 15⨯1⨯1. 05≈1. 21 (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ZP
先假设蜗杆分度圆直径d 1和传动中心距a 的比值11—18中可查得ZP=3.33。 (5)确定许用接触应力[σH]
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>45HRC,可从教材P254表11—7查得蜗轮的基本许用应力[σH]=268MPa 。由
1
2
d 1
=0.25从教材P253图a
教材P254应力循环次数
1440
N=60jn 2L h =60⨯1⨯⨯(16⨯365⨯10)≈5. 05⨯108
10
寿命系数KHN
710==0. 6125 8
5. 05⨯10
'
则[σH ]=KHN ∙[σH ]=0. 6125⨯268=164. 15MPa
(6)计算中心距
⎛160⨯3. 33⎫
a ≥. 21⨯46881. 22⨯ ⎪=84. 23m m
⎝164. 15⎭
2
(6) 取中心距a=100mm,因i=10,故从教材P245表11—2中取模数m=4mm, 蜗轮
d
分度圆直径d 1=40mm这时1=0.4从教材P253图11—18中可查得接触系数
a
''
ZP=2.74因为ZP
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
(1) 蜗杆
轴向尺距Pa =πm =3. 14⨯4=12. 56mm; 直径系数q =10; 齿顶圆直径
*
d a 1=d 1+2h a m =40+2⨯1⨯4=48mm ; 齿根圆直径
*d f 1=d 1-2h a m +c =40-2(1⨯4+0. 2⨯4)=30. 4mm ; 分度圆导程角γ=21 48'05"
()
蜗杆轴向齿厚S a =(2) 蜗轮
πm
2
=
3. 14⨯4
=6. 28mm 。 2
蜗轮齿数Z 2=41 ; 变位系数X2=-0. 500mm;
演算传动比i =z 2=41=10. 25, 这时传动误差比为10. 25-10=2. 5%, 是允许的。
z 1
4
10
蜗轮分度圆直径d 2=mz 2=4⨯41=164mm
蜗轮喉圆直径d a 2=d 2+2h a 2=164+2[4×(1.5-0.5)]=172mm
蜗轮齿根圆直径d f 2=d 2-2h f 2=164-2[4(1. 5+0. 5+0. 2⨯4)]=141. 6mm 蜗轮咽喉母圆半径r g 2=a -d a 2=100-
1
2
172
=14mm 2
5、校核齿根弯曲疲劳强度
σF =
1. 53KT 2
Y Fa 2Y β≤[σF ] d 1d 2m
当量齿数Zv 2=Z2=
3
cos γ
41
cos 21. 8 3
=51. 23
根据X 2=-0. 5, Zv 2=51. 23从教材P255图11—19中可查得齿形系数:Y Fa 2=2. 76
21. 8
=1-=0. 8443 螺旋角系数Y β=1-
140140
'
从教材P255知许用弯曲应力:[σF ]=[σF ]∙K FN
γ
从教材P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力
[σF ]'=56MPa 。
由教材P255寿命系数K FN
661010===0. 511 8
N 4. 20⨯10
[σF ]=56⨯0. 511=28. 616MPa
σF =
1. 53⨯1. 21⨯42417. 92
⨯2. 76⨯0. 8443=6. 97MPa 可见弯曲强度是满足的。
40⨯164⨯4
6、验算效率η
η=(0. 95～ 0. 96)
tan γ
tan γ+ϕv 已知γ=21 48'05"=21.8°; ϕv =arctan f v ; f v 与相对滑动速度V s 有关。
V s =
πd 1n 1
60⨯1000cos γ
=
π⨯40⨯1440
60⨯1000⨯cos 21. 8
=3. 247m /s
从教材P264表11—18中用插值法查得f v =0.0268, ϕv =1 30'代入式中得
η=0.93,大于原估计值, 因此不用重算。
7、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, 属于通用机械减速器, 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。然后由参考文献[5]P187查得蜗杆的齿厚公差为Ts 1 =71μm, 蜗轮的齿厚公差为Ts 2 =140μm; 蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6μm, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μm 和3.2μm 。
V=πd 1n 1/60³1000=3.14³40³573.2/60³1000=1.2m/s
八、轴的设计计算
蜗杆输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径
选用45调质，硬度217~255HBS
根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115 d ≥115 (4.02/1440)1/3mm=12.7mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=12.7³(1+5%)mm=13.34mm ∴选d=22mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。 （2）确定轴各段直径和长度 I 段：直径d 1=22mm 长度取L 1=62mm
II 段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.08³22=1.76mm 直径d 2=d1+2h=22+2³1.76≈26mm, 长度取L 2=27 mm III 段：直径d 3= d2+1=27+3=30mm
距该段左2mm 有一宽为1.2mm ，直径为28mm 的弹性挡圈槽。初选用6006型深沟球轴承，其内径为30mm ，宽度为13mm 。初选用选用直径为30 mm的轴肩挡圈，宽度为1 mm。 故III 段长：L 3=14mm Ⅳ段：直径d 3=30mm
由教材P364得：h=0.08 d3=0.08³30=2.4mm d 4=d3+2h=30+2³2.4=34.8mm长度取L 4=5mm
Ⅴ段：直径d 5=30mm 长度L 5=90mm Ⅵ段：直径d 6=48mm 长度L 6=120mm Ⅶ段：直径d 7=d5=30mm 长度L 7=L5=90mm Ⅷ段：直径d 8= d4=34.8mm 长度L 8=L4=5mm
Ⅸ段：直径d 9= d 3= 30mm 和III 段一样初选用选用直径为30 mm 的轴肩挡圈，宽度为4 mm 。选用6006型深沟球轴承，其内径为30mm ，宽度为13mm 。故Ⅸ段长L 9=L3=17mm
由上述轴各段长度可算得轴承支承跨距L=344mm （3）按弯矩复合强度计算
①求小齿轮分度圆直径：已知d 1=40mm ②求转矩：已知T 2=482206.79N²mm ③求圆周力Ft ：
根据教材P198（10-3）式得：F t 1=2T1/d1=2³46881.22/40=23440.61N
F t 2=2T2/d2=2³482206.79/164=5880.57 N
④求径向力Fr
根据教材P198（10-3）式得：
Fr=F t 2²tanα=5880.57³tan200=21403.35N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：L A =LB =172mm ⏹ 绘制轴的受力简图（如图a ） ⏹ 绘制垂直面弯矩图（如图b ） 轴承支反力： F AY =FBY =Fr/2=472.6N
F AZ =FBZ =F t 1/2=659.9N
由两边对称，知截面C 的弯矩也对称。截面C 在垂直面弯矩为： M C1=FAy L/2=472.6³172³10-3=81.3N²m 截面C 在水平面上弯矩为：
M C2=FAZ L/2=659.9³172³10-3=113.5N²m ⏹ 绘制合弯矩图（如图d ）
M C =(MC12+MC22) 1/2=(81.32+113.52) 1/2=139.6N²m ⏹ 绘制扭矩图（如图）
转矩：T= TI =46881.22N²mm=26.4N²m ⏹ 校核危险截面C 的强度
∵由教材P373式（15-5）σca =
Mc +αT2
2
W
≤[σ-1]经判断轴所受扭转
切应力为脉动循环应力, 取α=0.6,
σca =
Mc +αT2
2
W
=
139. 6⨯10002+0. 6⨯42. 4⨯10002
3
0. 140=31. 6MPa
前已选定轴的材料为45钢, 调质处理, 由教材P362表15-1查得
[σ-1]=60MPa , 因此σca
∴该轴强度足够。 蜗轮输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=103 d≥A0(P2/n2) 1/3=103(3.120/140)1/3=33.91mm 取d=34mm
2、轴的结构设计
（1）轴上的零件定位，固定和装配
单级减速器中, 可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度
I 段：直径d 1=34mm 长度取L 1=34mm
II 段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.07³34=2.38mm 直径d 2=d1+2h=34+2³2.38≈38mm, 长度取L 2=30 mm III 段：直径d 3= d2+1=38+2=40mm
由GB/T297-1994初选用30208型圆锥卷子轴承，其内径为40mm ，宽度为18mm 。选用直径为40mm ，宽度为4mm 的轴肩挡圈。此段长为30mm. Ⅳ段：直径d 3=40mm
由教材P364得：h=0.08 d3=0.08³40=3.2mm
d 4=d3+2h=40+2³3.2≈47mm 由教材P250表11-4知蜗轮宽度
B≤0. 75d a 1=0. 75⨯48=36mm 故取长度L 4=36-3=33mm
Ⅴ段：直径d 5=47+0.07³47≈53mm Ⅵ段：直径d 6=45mm长度L 6=7mm Ⅶ段：直径d 7= d 3=40mm由GB/T297-1994初选用30208型圆锥卷子轴承，其内径为40mm ，宽度为18mm 。长度L 7=L3 =19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=59mm （3）按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d 2=164mm
②求转矩：已知T 2= TII =482206.79N²mm=212.94N²m ③求圆周力Ft ：根据教材P198（10-3）式得
F t 2=2T2/d2=2³482206.79/164=58805.61N ④求径向力Fr ：根据教材P198（10-3）式得 Fr=F t 2²tanα=58805.61³tan20°=21403.49N ⑤∵两轴承对称 ∴L A =LB =29.5mm
⏹ 求支反力F AY 、F BY 、F AZ 、F BZ F AY =FBY =Fr/2=945.1/2=472.6N F AZ =FBZ =F t 2/2=2597.1/2=1298.6N
⏹ 由两边对称，截面C 的弯矩也对称，截面C 在垂直面弯矩为 M C1=FAY L/2=472.6³29.5³10-3=14.1N²m ⏹ 截面C 在水平面弯矩为
M C2=FAZ L/2=1298.6³29.5³10-3=37.7N²m ⏹ 计算合成弯矩
M C =（M C12+MC22）1/2=（14.12+37.72）1/2=40.1N²m
⏹ 绘制扭矩图（如图）
⏹ 校核危险截面C 的强度由式（15-5） ∵由教材P373式（15-5）σca =为对称循环变应力, 取α=1,
σca =
Mc +αT2
2
Mc +αT2
2
W
≤[σ-1]经判断轴所受扭转切应力
W
=
2
40. 1⨯10002+0. 6⨯399030. 833
0. 148. 4=17. 7MPa
前已选定轴的材料为45钢, 调质处理, 由教材P362表15-1查得[σ-1]=60MPa , 因此σca
九、链及链轮的选择 1、选择链轮齿数
取小链轮尺数Z1=19,由前面计算知i 链=5. 02则大链轮齿数
Z2=i ∙Z1=5. 02⨯19=95
2、确定计算功率
由教材P178表9—6查得KA=1. 1, 由教材P179图9—13查得KZ=1. 35, 单排链, 则由教材P178式(9-15)得计算功率为
Pca =Ka Kz P=1. 1⨯1. 35⨯5. 5=8. 17kw
3、选择链条型号和齿距
根据Pca =8. 17kw 及n Ⅱ=140r /min 查教材P176图9-11, 可选24A-1。查教材P167表9-1得链条节距为P=38.1 mm。
4、计算链节数和中心距
初选中心距a 0=(30～50) P=(30～50) ⨯38. 1=952. 5～1587. 5mm 取a 0=1200mm 由教材P180式9—16相应链节数为查得
L p 0=
2a Z+Z2⎛Z2-Z1⎫P=0+1+ ⎪p 22π⎝⎭a 0
22
2⨯120019+95⎛95-19⎫38. 1++ ≈116. 68⎪38. 12⎝2π⎭1200
取链长节数L P =116节, 此时
L P -Z1116-19
==1. 28查教材P180表
Z2-Z195-19
9--7得到中心距计算系数f 1=0.23758,则由教材P180式9—17得链传动的最大中心距。
a =f 1p [2L P-(Z1+Z2)]
=0. 23758⨯38. 1[2⨯116-(19+95)]≈1186mm
5、计算链速v, 确定润滑方式
由教材P172式9—1 v =
n 1z 1p 140⨯19⨯38. 1
=≈1. 7m/s
60⨯100060⨯1000
由v=1.7m/s和链号24A-1查教材P181图9-14可知采用油池润滑
6、计算压轴力F P
有效圆周力为F e =
1000P 1000⨯3. 120
=≈1835N v 1. 7
链轮水平布置时的压轴力K FP =1. 15，则压轴力为
F p ≈K FP F e =1. 15⨯1835≈2110N 。
十 滚筒轴承的选择
由于滚筒处的轴承主要承受径向载荷，因此采用深沟球轴承，结构简单，使
用方便。因此选用60000 GB/T276—1994型轴承。
十一、键连接的选择及校核计算
1、连轴器与轴连接采用平键连接
轴径d 1=25mm，L 1=62mm T1=26.4N²m
查参考文献[5]P119选用A 型平键，得：b=8 h=7 L=62 即：键A8³62 GB/T1096-2003 根据教材P106式6-1得
2T⨯1032⨯26. 4⨯103
σp ===11. 2MPa
0. 5⨯7⨯62-8⨯25kld (110~120Mpa) ,故安全
2、电机与连轴器连接采用平键连接
轴径d 3=28mm L3=62mm T=23.6N²m
查参考文献[5]P119选用A 型平键，得：b=8 h=7 L=62 即：键8³62 GB/T1096-2003
2T⨯1032⨯26. 4⨯103
σp ===16. 03MPa
0. 5⨯7⨯62-8⨯28kld (110~120 Mpa) ,故安全
3、输出轴与蜗轮连接用平键连接
轴径d 2=47mm L2=31mm T=222.4N.m
查参考文献[5]P119选用A 型平键，得：b=14 h=9 L=31 即：键14³31GB/T1096-2003 根据教材P106（6-1）式得
2T⨯1032⨯222. 4⨯103
σp ===119. 5MPa
0. 5⨯9⨯31-14⨯49kld (110~120Mpa),故安全
十二、减速器的润滑与密封
1、齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度
2、卷动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑。
3、密封
轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。
十三、箱体的结构设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
H 7
大端盖分机体采用配合.
is 61. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H 为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6. 3
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 减速器机体结构尺寸如下：
名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度
符号 计算公式 σ σ=0. 025a +3≥8
结果 10 9 12 15 25 M24 6 M12 M10 10 8 8 34 22 18 28 16
σ1
b 1
b
σ1=0. 02a +3≥8
b 1=1. 5σ1
b =1. 5σ
箱座底凸缘厚度 b 2地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径
机盖与机座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径
b 2=2. 5σ
d f d f =0. 036a +12 查手册
n
d 1
d 1=0. 72d f d 2=（0.5~0.6）d f
d 2
d 3 d 3=（0.4~0.5）d f d 4=（0.3~0.4）d f
d =（0.7~0.8）d 2
视孔盖螺钉直径 d
4定位销直径
d
d f ，d 1，d 2至外机壁距离
C 1
查机械课程设计指导书表4
查机械课程设计指导书表4
d f ，d 2至凸缘边C 2
缘距离 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离
l 1 ∆1
∆2
l 1=C 1+C 2+（8~12） ∆1>1.2σ
∆2>σ
50 15 10
机盖，机座肋厚 m , m
1
轴承端盖外径 轴承旁联结螺栓
m 1≈0. 85σ1, m ≈0. 85σ m 1≈9 m ≈8.5
D 2
S
D 2=D +（5~5.5）d 3 120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
距离 150（3轴）
十四 设计小结
经过二周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。
作为一名过程装备与控制工程大三的学生，我觉得能做这样的课程设计是十分有意义。在已度过的两年半大学生活里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去面对现实中的各种机械设计？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当属查阅了很多次设计书和指导书。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计书是十分必要的，同时也是必不可少的。我们做的是课程设计，而不是艺术家的设计。艺术家可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依. 有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。记得我曾经设计了一个很“艺术化”的减速器箱盖吊钩，然后找老师询问，结果马上被老师否定了，因为这样的设计，理论上可用，实际上加工困难，增加产品成本。所以我们工程师搞设计不要认为自己是艺术家，除非是外形包装设计。
作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，虽然本次课程设计没有要求用 auto CAD 制图，但我却在整个设计过程中都用到了它。用cad 制图方便简洁，易修改，速度快，我的设计，大部分尺寸都是在cad 上设计出来的，然后按这尺寸画在图纸上。这样，有了尺寸就能很好的控制图纸的布局。 另外，课堂上也有部分知识不太清楚，于是我又不得不边学边用，时刻巩固所学知识，这也是我作本次课程设计的第二大收获。整个设计我基本上还满意，由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。希望答辩时，老师多提些问题，由此我可用更好地了解到自己的不足，以便课后加以弥补。
S ≈D 2
120（1轴）125（2轴）
齐齐哈尔大学普通高等教育专用纸
十五 参考资料:
1. 《机械设计》第八版
高等教育出版社
2. 《机械原理》
西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社
3. 《现代工程图学教程》 湖北科学技术出版社。
2002年8月版
4. 《机械零件设计手册》 国防工业出版社
1986年12月版
5. 《机械设计手册》 机械工业出版社
7. 《机械设计实践与创新》国防工业出版社。
其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。
8. 《AutoCAD2005机械制图》 机械工业出版社
附图：装配图 零件图
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