燕山大学机械设计课程设计说明书题目二级蜗杆齿轮减速器设计学院（系）:机械工程学院年级专业：10级机控（1）班学 号：学生：指导教师： 教师职称： 目录一. 传动方案分析 11. 斜齿轮传动 12. 蜗杆传动 1二. 电动机选择计算 11. 原始数据 12. 电动机型号选择 1三. 总传动比确定及各级传动比分配 3四. 传动装置的运动和动力参数 3五. 传动零件的设计计算 51. 蜗杆蜗轮的选择计算 52. 齿轮传动选择计算 10六. 轴的设计和计算 161. 初步计算轴径 162. 轴的结构设计 173. 3轴的弯扭合成强度计算 18七. 角接触轴承的选择校核 23八. 键的选择及其大齿轮键校核 2526九. 传动装置的附件及说明十・联轴器的选择 27十一・润滑和密封说明 281. 润滑说明 282. 密封说明 28十二.拆装和调整的说明 28十三.设计小结 28十四.参考资料 29一、传动方案分析1. 斜齿轮传动啮合性能好：斜齿圆柱齿轮轮齿之间是一种逐渐啮合过程，轮齿上的受 力也是逐渐由小到大，再由大到小；因此斜齿轮啮合较为平稳，冲击和噪声 小，适用于高速、大功率传动斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好， 常用在高速级或要求传动平稳的场合。
因此斜圆柱齿轮传动，这样的传动方 案是比较合理的2. 蜗杆传动蜗杆传动平稳，适用于中小功率间歇运转的场合当与齿轮传动同时 使用时若要求减速器结构紧凑，可布置于低速级因此，在传动方案中设置 蜗杆齿轮传动是合理的二. 电动机选择计算F=1842NV=0.34m/sD=0.38m1. 原始数据① 传输带牵引力F=1842N② 传输带工作速度V=0.34m/s③ 滚筒直径D=0.38m2. 电动机型号选择1. 选择电动机类型由于Y系列三相异步电动机具有高效节能按工作要求和工作条件，选用Y系列三相异步电动机2, 确定电机容量电动机的输出功率Pd=Pw/ na其中，传输带所需功率1842 x 0.341000 x 0.96=0.652kw「 Fv ”厂1000门 Wa功率0.626kw式中门为卷筒效率(不包括轴承)， w取丑=0.96w传动装置的总效率na=(ni)2Xn2X n3X (n4)4式中ni为联轴器的效率ni=0.99,n2为齿轮传动效率(8级精度齿 轮传动)n2=0.97 , n3为蜗轮蜗杆传动效率(双头蜗杆)n3=0.75,n4 为轴承效率(滚动轴承)n4=0.993,；n a=0 . 992 X 0 . 97 x 0 . 75 x 0 . 99 34=0 . 694电动机功率 Pd=Pw / n a=0.626/0.694=0.94kwPd =0.94 kw3. 选择电动机转速卷筒轴的工作转速为60 x 1000v 60 x 0.34n = = = 17.1 尸 / min丸d 丸x 0.38按推荐的传动比合理围，i‘二60~90,故电动机可选转速围为n'. = i' xn = (60 〜90)x 17.1 = 1026 1539r/min符合这一围的同步转速有1500r/min。
因此选用同步转速为1500r/min 的电动机综合考虑电动机和传动装置尺寸的重量、价格、功率等因素，决 定选用型号为Y90S-4电动机其主要性能如表：电动机 型号额定功率/kw同步转速 /(r/min)满载转速/(r/min)堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y90S-41.1150014002.22.3电动机 型号Y90S-4 i2=4.55 i1= 18三. 总传动比确定及各级传动比分配蜗轮副传动比18齿轮副传动比 4.55总传动比为(满载转速n =1400r/min)Ia=n/n=1400/17.1=81.87取齿轮传动比 i2=(0.04~0.07)ia=(0.04~0.07) 81.87=3.27~5.73取 i2=4.55，i1=i/i2=81.87/4.55=18传动装置的运动和动力参数设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，圆柱齿轮轴为3轴，卷筒轴为4轴，1. 各轴转速：njn =1400 r / minn2=n1 / ij1400 /18=77.78 r / minn3=n2 / i2=77.78 /4.55=17.10r / minn-=n3=17.10r/min2. 各轴输入功率：P1=PdXn 01= PdXn 1=1.1X0.99=1.089kwP2=P1Xn 12= P1Xn3Xn 4=1.089X0.993X0.75=0.811kwP3=P2Xn23= P2Xn2Xn 4=0.811X0.993X0.97=0.78kwP4=P3Xn34= P3Xn1Xn 4=0.78X0.993X0.99=0.767kw3. 各轴输入转距：电动机轴输出转矩为：Td=9550XPd/nm=9550X1.1/1440=7.5N • mT1=TdXn 01= TdXn 1=7.5X0.99=7.425 N • mT =T Xi Xn = TXiXn Xn =7.425X18X0.75X0.993=99.54 N・m2 1 1 12 1 1 3 4T =T Xi Xn = TXiXn Xn =99.54X4.55X0.97X0.993=436.243 2 2 23 2 2 2 4轴号功率P/kw转矩T/ (N • m)转速n/(r min)传动比i效率电机轴1.'7.514001.000.99T4=T3xn 34= T3XniXn 4=436.24X0.99X0.993=428.85 N • m 运动和动力参数计算结果整理于下表：运动和动力 参数渐开线蜗杆 蜗杆用45 钢蜗轮用铸锡 青铜ZCuSn10P11轴1.0897.4251400Z1=2Z2=36Ka=1 Kv=1.1Z=155MPa1/2E180.742轴0.81199.5477.784.550.963轴0.78436.2417.101.000.98卷筒轴0.767428.8521.28五.传动零件的设计计算1.蜗杆蜗轮的选择计算(1) .选择蜗杆的传动类型根据GB/T 10085—1988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。
2) .初选材料、精度等级和蜗杆头数蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，调质处理， 蜗轮用铸锡青铜ZCuSnlOPl，沙模铸造轮芯用灰铸铁HT100制造精度等级：初选9级蜗杆头数Z1=2Z2=ix Zj18 x 2=36(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电动机m3q > 9.47 cosy kT29.47cos y =9.26 由 Zj2 得确定载荷K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数匕=1，由于所选用为 预估v2 < 3m/s ；则《机械设计》查表6-4取K「1,取Kv=1.1K=KaXKpxKv=1X1.1X1=1.1确定作用在蜗轮上的转距T2=99540N/mm确定弹性影响系数因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配故 Z=155MPa1/2E确定许用接触应力1072［广（0切~b=220MPm3q =1250a=115mm根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，砂模铸造，可查得^b =220MPa9级精度合 适应力循环次数N = 60n t = 60x77.78x6x300xlx8 = 6.72x1072 1 107 …g ] = 0.8x 220x 8 = 130MPah 8 6.72 x107Z 150m3q > 9.47coe KT (-^ )2 = 9.26x1.1x99.54<1(X 2 =10412、z , 36x1302[鬲• 取 9.47cos y = 9.26 ,查表得m 3 q = 1250, m = 5mm, q = 10, z = 2, d = 50(4).传动基本尺寸确定1. d=mZ =5X36=180mm2 22. a=1/2X(d+d ) =1/2 (50+180) =1151 2Z 23 y = tan-it = tan-1 — = 11.31 = 1118'35". q 10o o4.确定精度等级V=^d^ =兀、87.5 x160 = 0.733m / s〈 1.5m / s 2 60 x 1000 60 x 1000•滑动速动v = v /siny = 4.675初选9级精度合适(5)复核m3q甲=1.30。
啮合效率_ tan y _ tan11.31 —0 872n1 = tan(y +p ) , tan(11.3b +1.30)— *V取n2n3 = 0.955其中门2为滚动轴承效率，门5为搅油效率则门二1 门 2门 3=0.872X0.955=0.833 则「Z ]2m3 q = 9.47cos y kT 1 ——^e~12L Q气」」0.833 155=9.47 x cos11.31x 1.1x (88480 x ) x ( )20.75 32 x 136.68=1397 <1575m=4mm d]=50m q=12.5Yf = 1.744应力无问题，不必再修正6) .校核齿根弯曲疲劳强度1.64 K孔 Y Y v g ] f d d m f P f• 当量齿数Z =-^^ = —36— = 33.22V C0S3 y C0S11.31由此，查表可得齿形系数yf = L91• 螺旋角系数 Yp=1—y/140 = 1 -11.31/140 = 0.936• 许用弯曲应力… … /10?，“Q ] = (0.25 0.0% )9 一 X1.25' 21 106=(0.25 x 140 + 0.08 x 220)J x 1.2597.56 X107=32.53MPa气。
人由表7-2查得气=140MPa 广220MPa1.25是蜗杆硬度＞ 45HRc时所乘的系数―些 XL’8848X1.91X 0.936 f 63 x 160 x 5=11.421MPav32.53MPa=[J满足弯曲强度7) .热平衡核算由于摩擦损耗的功率Pf = P(1-门)，则产生的热流量s=140MPab=220MPap x=15.7mm q=10d =60mm 1Y=W8'35”1 s = § 兀 m = 7.85mm z2=36 d2= 180mm a=115 + 0.0 435mmy=11^18'35"9级精度， 侧隙种类为 f，初选8级精 度Z1=20Z2= 91H1= 1000户(1一门)P 蜗杆传递的功率以自然冷却方式，能从箱体外壁散逸到周围空气中去的热流量为H 2 = kA(t -10)kd——箱体的散热系数，可取k广15W/(m2 -oC)；A——散热面积，箱能溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体 表面面积，单位为m2；t——油的工作温度；to ——周围空气的温度，常温情况可取t0 = 20°C ；按热平衡条件H1 = H2，可求得在即定工作条件下的油温1000P (1—门) 小 1000 X (1-0.840) X 1.089t = t0 + 广^一- = 20 + "5 0421 = 47.59。
＜ 80oCd满足温度要求8)蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸①蜗杆轴向齿距p =15.7mm；直径系数q=10；齿顶圆直径d =60mm；分度x 11圆导程角y = 11o18 35 ；蜗杆轴向齿厚s — §兀m = 7.85mm②蜗轮蜗轮齿数z2=36；变位系数x2=0；验算传动比i = z2/z1=36/2=18；传动比误差为0蜗轮分度圆直径 d2=mXz2=5X36=180mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2mX (ha*+x)=180+2X5X1=190mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2mX (ha*-x+c*)=180-2X5X 1.25=167mm齿宽b2=2m(0.5+ pTTT )=2X5(0.5+ 扣11 )=38.66初选螺旋角8 =14中心距 a=115土 0.0435mm 导程角 Y=11?18'35”(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，属于通用机械减速器，从GB/T 10089—1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择9级精度，侧隙种类为f,标注为 9f GB/T 10089—1988Ka=1.25Kv=1.07K a =L412.齿轮传动选择计算(1) .初选传动类型、精度等级、材料和热处理方式及部分参数1. 传动类型：斜齿圆柱齿轮传动2 .精度等级：运输机一般工作机器，速度不高，故初选8级精度。
3. 材料选择和热处理方式由表选择小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为250HBS，大齿轮材 料为45钢(正火)硬度为200HBS，二者材料硬度差为50HBS4. 选取齿数小齿轮齿数初选Z1=20大齿轮齿数 Z2=iXZ1=4.55X20=915. 选取螺旋角P =8~25初选螺旋角8=146. 齿宽系数 取中d=0.8(2) .按齿面接触疲劳强度设计「〔2KT u + 此ZZ ZZ「《=3, r [^F J①确定公式各计算数值计算载荷系数K=KaKv匕Kp使用系数Ka=1.25动载荷系数：8级精度，估计v=4m/s n vZ1//100=0.92查表Kv=1.07齿间载荷分配系数% =1.41端面重合度「 r i i气=1.88-3.21 Z + Z J cos PL X 1 2’」=「1.88-3.2(1/ 20 +1/ 91)]cos14o=1.63轴向重合度bsin p ^ Z o e = = ~~1 tan pp 兀m 兀0.8 x 20” f …一= tan14 o = 1.27兀总重合度七=七+% = 2.9齿向载荷分布系数k p =1.07n K=KaKv 气 K p =2.03②计算ZZHZ e Z p弹性系数ZE =189.8 J MPa节点区域系数Z =2.41H重合度系数k p =1.07Ze =189.8』MPaZh =2.415 h lim1 =600MPa5 Hlim2=3904—g C ) g—3^虹―8^ +g^ 因 gp >1 取'广1aMPag螺旋角系数 Z广 Bos P = \：cos14o = 0.985n ZZZgZp =189.8 x 2.41 x 0.783 x 0.985=352.79③计算接触疲劳许用应力[b ]=- ^HNHlimH 8H接触疲劳强度极限\: H lim1I H lim28 Hlim1 =600MPa 8 Hlim2 =390MPa寿命系数KHN1= KHN2=1N1=60n2jLn=60 x 77.8 x 1 x (8 x 300 x 6)=6.72 x 107N2=60n3jLn=1.48 x 107④取安全系数Sh=1，取失效概率为1%[b ]= —HN1—H liml =726MPa h 1 Sn h[b ]= —HN2~H lim2 =640MPa H 2 SHn[b h ]= min 儒反 Jb 反 J=640依。
⑤试算小齿轮分度圆直径七，代入[h]sh=1失效概率为1%k' =1.01分度圆直径55.57mm2x2.03x99540 4.55+1/189.8x0.985x0.783x2.41V x一4.550.8640⑥校正试算的分度圆直径校正齿轮圆周速度兀d nV _ 60 x1000兀 x 57.2 x 77.78 =0.2329m / s 丰 4m / s60x1000修正载荷系数k' — ^-v k = L02 x1.60 = 1.53k 1.07k' =1.01 u vZ1/100=0.2329 x 20/100=0.047校正分度圆直径=57.2mmm =3mma=170mm（2）确定主要参数尺寸1.计算法向模数_ d cos p _ 55.57 x cos14 ?&9n z 20取第二系列m =3mm2. 计算中心距a -(Z1 + &)mn _ (20 + 91)x3 — 170mm 2cos p 2cos14o圆整取a=170mm3. 按圆整后的中心距修正螺旋角Y =0.71&因8值改变不多，故气,K，Zh等值不必修正Y =0.8774.计算大、小齿轮的分度圆直径di =工=20 x 3 = 61.26mm cos P cos11.65。
^m = 91x3 = 278.74mmcos P cos11.65°5.计算齿轮宽度b =、4 = 0.8 x 61.26 = 49mm b =B +(5~10)mm所以取 B2 = 49mm; B^ = 55mm(3)校核齿根弯曲疲劳强度^LY Y YY bd m Fa1 Sa1 e P—F1 七 2 La 2 < [bYFaYsa1 F 2Sa 21.2.3.<[b f 1 ]重合度系数七=0.25+0.75/ea =0.25+0.75/L63=0.71螺旋角系数%=1-ep 刍 *x ll"120"77当量齿数Yd1=61.2669F2= 278.74 mmYB = =T18Fa=55mm1Y 1 = 1.58Y 2 = 1.84b = 500MPa小® b Ft=320sh=1P = arccos (七 + &)% = arccos (20 + 91)X 3 = 11.6538'47"2a 2x17020z ——= = 21.2991cos3 P cos311.65z 八 〜〜= = 96.86cos3 P cos311.654. 查取齿形系数由图6-21查得么广2.69,Q2= 2.184.查取应力修正系数由图6-22查得七]=1.58，七广1.845. 计算弯曲疲劳许用应力• 弯曲疲劳极限应力b = 500MPa小齿轮调质F limlb f ].2 = 320MPa大齿轮正火• 寿命系数查得 KFN1 = KFN 2=1• 安全系数Sh=1取失效概率为1%lb ]= K b = 500MPalbf2]=七"f 2 = 320MPa• 计算弯曲应力b =2KT^y Y YYF1 bd m Fa1 Sa1 8 P2 x 2.03 x 99540 . x1.58 x 2.69 x 0.71 x 0.877 49 x 61.26 x 3=118.77MPa <[af 1 ]_ b Y Y“ - 118.77 x 2.18 x1.84f2 = Y FY Sa2 2.69 x1.58=112.1MPa 霭 f J合适齿轮的主要参数和几何尺寸（4）齿轮的主要参数和几何尺寸齿顶圆d = Zm /cosP + 2h齿根圆d = Zm /cosP -2h小齿轮=61.26 - 2 x 3 x 1.25 = 53.76mm 大齿轮=278.74 - 2 x 3 x 1.25 = 271.24mm分度圆d = Zm = Zm /cosp小齿轮二20 x 3/cos11.65 = 61.26mm大齿轮=91 x 3/cos11.65=278.74mm齿根高气=m-x )= 3 x 1.25 = 4.75mmn an齿顶高h =m5 * an+ x )= 3 x1 = 3mm中心距a=170土0.315mm螺旋角小齿轮=61.26 + 2 x 3 x1 = 67.26mm大齿轮=278.74 + 2 x 3 x 1 = 284.74mm11.65中心距 a=170土 0.315mm螺旋角p =11.65o、小齿轮8 = 49mm齿宽 ―云 大齿轮8 = 55mm六.轴的设计和计算1. 初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法 按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式为：1, 3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，查表取C=118。
d > C x 3P =118 x 31089 = 10.9mm1 3 n1 3 1400d > C x 3 J = 118 x M"081 = 25.8mm2 3 n2 3 77.78d > C x 3J = 118 x 3-0^ = 42.4mm3 3 n3 317.10考虑到1轴要与电动机联接，初算直径di必须与电动机轴和联轴器空相匹 配，所以初定 dj20mm d2 =30mm d3 =45mm2. 轴的结构设计蜗杆的初步设计如下图:装配方案是：甩油环、轴承、联轴器、端盖、密封圈依次从轴的左端向右端 安装，甩油环、轴承依次从轴的右端安装轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直 径变化值要大些，可取（3~8） mm，否则可取（广3） mm轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定 的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度 轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固 定作用，一般可取L= （1~3） mm轴上的键槽应靠近轴的端面处2轴的初步设计如下图:504845.55352COcodoaco装配方案：左端从左到右依次安装蜗轮、套筒、挡油板和角接触轴承，右端 从右到左依次安装斜齿轮、套筒、挡油板、角接触轴承。
3.轴的初步设计如下图T2=436240N, mm装配方案：左端从左到右依次安装挡油板、角接触轴承、端盖、密封圈和联 轴器，右端从右到左依次安装大齿轮、挡油板、角接触轴承3.3轴的弯扭合成强度计算由3轴两端直径d=55mm，查《机械零件手册》得到应该使用的轴承型号为7211C, D=100mm, B=21mm求作用在齿轮上的力，轴上的弯距、扭距，并作图齿轮上的作用力：转矩 T =436.24N , m=436240N , mm22T―2d22 x 436240278.74=3135N径向力 F = F 黑n = 3135x W： = 1165N r t cosp cos11.65轴向力 F = F tanp = 3135xtan11.65°= 646.37N a t由此可画出大齿轮轴的受力图计算轴承支反力水平面278 743684 x118.5 + 646.37 x -1165 x165278.74= 6257R = 725 1652 = 1408N1165<7233684<(72.5b165+118.5)646.3X72.5^165F 313X165R = R =_l == 21781 2 2 72.5165垂直面 R =313-217=9572画出水平弯矩图M巧图，垂直面弯矩*图，和合成弯矩图M = [S ] = 1.5侦S 2 + S2 <5.382 +17.062因此轴的强度满足要求七.角接触轴承的选择校核校核3轴轴承7211C，查手册得基本额定动载荷C = 52800N,基本额定静载荷C = 40500N, 脂润滑七 =5600r/min,a = 2501.寿命计算，计算部轴向力由表11-4知，7211C轴承S=0.7Fr 则F 1 = 1406N, F 2 = 6257N, F = 646.37N，，广 0.7 x1406 = 984.2N, S2 = 0.7 x 6257 = 4379.9NS1 < F + S2轴承I被压紧，轴承II被放松F1 =3733.53N, "= 4379.9N计算当量动载荷由表 11-7 fp = 1.2，由表 11-6匕=3373.53 = 2.65 > 0.68, X = 0.41,7 = 0.87 ,F 1406 r1堂=菖79' = 0.69 > 0.68, X = 0.41,7 = 0.87F 6257 r 2P = 1.2x(0.41 x 1406 + 0.87x3733.53)= 3824.63N， 1P = 1.2 x(0.41 x 6257 + 0.87 x 4379.9) = 7651N， 2计算寿命，取p P2中较大的值代入寿命计算公式2.静载校核10660 x 17.1(52800)3、7651 /=320331h>19200hX 0 = 0.5, Y = 0.38,P01 = X F + YF0 r1 0 a1=0.5 x1406 + 0.38 x 3733.53 = 2121.74 < C0p02=X 0 Fr 2 + [ Fa 2=0.5 x 6257 + 0.38 x 4379 = 4792 < C03.极限转速校核P 3824.63 p 7651.67t = = 0.07,= = 0.14C 52800 C 52800由图11-4查得"f12 = O'9tan P=堂== 2.65,tan P1 F 1891.42 2r1IT2496.23——=0.691891.42由图11-5查得=0.95,匕2 = 0.99九匕九 二1x 0.95 x 5600 = 5320 > 17.1,L f&n = 0.89 x 0.99 x 5600 = 4034 > 17.1轴承的各项指标均合格，选用7211C型轴承符合要求。
八•键的选择及其大齿轮键校核普通平键具有靠侧面传递转矩对中良好，结构简单、装拆方便的特点 因此减速器的键连接选用普通平键1. 输入轴与联轴器联接采用平键联接选择A型平键联接根据轴径d =20mm , L =52mm，查手册得，选用GB1096-79系列的 键6X40，键高h=62. 2轴与蜗轮、齿轮联接采用平键联接选择A型平键联接，根据轴径d =32mm，与蜗轮配合的轴长度L =48mm，查手册选用GB1096-93系列的键10X40，键高h=8与小齿轮配合的轴的长度L=74mm，轴径d=32查手册选用GB1096-93 系列的键10X40，键高h=83. 3轴与大齿轮、联轴器联接采用平键联接与大齿轮的连接：选择A型平键联接根据轴径d =57mm ， L =68mm，查手册得，选用A型平键，选用GB1096-93系列的键16X56，则键高h=10与联轴器的联接：选择A型平键联接根据轴径d =45mm ，L =112mm， 选用GB1096-93系列的键12X100，则键高h=94. 大齿轮键校核键的接触强度1’ =l-b=(56-16)=40,由表3-1取联接的许用挤压应力W ] = 125MP , T =1 hl'd [q p]= 0.25 x10x 40x57 x125 =712 5N m>43l p」 46.24所以选取的键符合要求。
九.传动装置的附件及说明1. 窥视孔盖为了检查传动件啮合情况，润滑状态以及向箱注油，在减速器箱盖顶部开 窥视孔，以便于检查传动件的啮合情况、润滑状况、接触斑点级齿侧间隙 等窥视孔应设在能看到传动零件啮合区的位置，并有足够大小，以便手能深 入操作减速器的润滑油也有窥视孔注入，为了减少油的杂质，可在窥视孔装一过 滤网平时将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装 防渗漏的纸质封油垫片2. 放油螺塞放油孔的位置设置在油池的最低处，并安装在减速器不与其他部件靠近的 一侧，以便于放油螺塞材料采用Q235A3. 油标油标尺常放置在便于观测减速器油面级油面稳定处，对于多级传动油标安 置在低速级传动件附近长期连续工作的减速器，在杆式油标的外面常装 有油标尺套，可以减轻油的搅动干扰，以便在不停车的情况下随时检测油 面4. 通气器减速器在运转时，箱体温度升高，气压增大，对减速器密封极为不利为 沟通箱体外的气流使箱体的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而 造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器 通气器设有金属滤网，可减少停车后灰尘随空气吸入机体5. 起盖螺钉箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱 盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装与其中的起盖螺钉便可方便 地顶起箱盖。
起盖螺钉材料为45螺杆顶部做成半圆形，以免顶坏螺纹6. 定位销为保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体的联接凸缘的长 度方向两端各安置一个圆锥定位销，并尽量设置在不对称位置定位销为圆公称直径（小端直径）可取 ， 为箱座，箱盖凸缘联接螺栓的直径；取长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利于装7. 起吊装置 d d吊环螺钉装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖，也可用来吊运轻型减速器8. 轴承盖轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（HT200）9. 调整垫片组调整垫片组的作用是调整轴承的轴向位置垫片组材料为08F十.联轴器的选择为了改善减速器的缓冲性能，因此选择弹性柱销联轴器，这种联轴器 机构简单、成本低1轴的联轴器选择根据电机轴的直径选择HL1轴孔直径20mm轴孔长度52mm3轴的联轴器选择HL4轴孔直径45mm，轴孔长度112mm十^一.润滑和密封说明1. 润滑说明蜗杆采用浸油润滑，大、小斜齿圆柱齿轮采用甩油环润滑1号轴轴承选择油润滑，其余轴轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速 v<1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2〜2/32. 密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。
剖分面允许 涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片轴伸处密封应涂上润滑脂橡 胶油封应注意按图纸所示位置安装十二.拆装和调整的说明在安装齿轮或蜗杆蜗轮时，为了使运动副能正常运转，必须保证需要的 侧隙及足够的齿面接触斑点蜗杆副沿齿高接触斑点不小于55%，沿齿长接 触斑点不小于50%，齿轮副按齿高接触斑点不于40%，按齿长接触斑点不小于 35%必要时可用研磨或刮后研磨以改善接触情况当传动侧隙及接触斑点不 符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置也 可调整蜗轮轴承的垫片，使蜗杆轴中心线通过蜗轮中间平面十三.设计小结紧而又充实的机械设计课程程设计马上就要结束了，仔细回味这一个月的 生活与学习，疲惫之余又学到了许多设计常识以及作为一名机械设计者缩影 具备的一些优良素养与习惯草图设计阶段刚开始时，由于缺乏设计经验，思路比较模糊但随着铺图， 定中心距等工作有条不紊的展开，我所设计的涡杆齿轮减速器终于有了初步 的造型，看着自己辛苦设计的成果，十分欣慰在图纸抄正过程中，由于对二维软件运用不够娴熟，开始阶段走了许多可 笑又可气的弯路，但经过了几天的学习和运用，我对CAXA电子图版有了比较 全面的认识。
最终的结果证明，只有不断经历挫折，才能学到真正的重视和 技能零件图的标注过程虽然略显乏味，但是通过不断地查图表，定数据，标注， 我逐渐意识到了在机械设计过程中，要始终有严谨的态度和思路三维图的绘制过程还是比较有趣的，恰好赶上研究生考试，我们集体在宿 舍绘制三维图，大家相互讨论，设计过程比较顺利最后的动态仿真设计激 起了我浓厚的兴趣，前前后后的修改录制视频就花费了将近一天的时间虽 然很累，但是当看到自己设计的成果能够在电脑上流畅的旋转运行，心里无 比愉悦虽然课程设计结束了，但是我感觉我的机械旅途才刚刚开始！十四.参考资料1. 《机械设计课程设计指导手册》晓娟主编：中国标准20092. 《机械设计》周许立忠主编：中国标准20093. 《机械设计课程设计图册》龚淮义主编：高等教育20094. 《画法几何与机械制图》贾春玉 长民主编：中国标准20085. 《机械原理》安子君主编：国防工业20096. 《机械设计手册》成大先主编：化学工业2008燕山大学《机械设计》课程设计综评项目细则成绩平时成绩(30 分)出勤(15 分)(A)全勤(B)缺勤不多于2次(C)缺勤不多于5次(D)缺勤5次以上的态度(15 分)(A)积极(B)比较积极(C) 一般(D)不积极图面成绩 (50 分)结构(10 分)合理比较合理图面质量(40 分)优良中及格不及格答辩成绩(20 分)优良中及格不及格总成绩答辩小组成员签字年 月 日。