减速器在国内外的状况
1-1 减速器在国内外的状况 1.1.1国内的发展概况
国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。 2.1.1国外发展概况
国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。
1-2 课题研究的内容及拟采取的技术、方法 本设计是蜗轮蜗杆减速器的设计。设计主要针对执行机构的运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零部件的协调动作。该设计均采用新国标，运用模块化设计，设计内容包括传动件的设计，执行机构的设计及设备零部件等的设计。 第二章 传动装置总体设计 2-1 选择电动机
2.1.1选择电动机类型
按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机. 2.1.2选择电动机容量 工作机所需功率 =
式中 =1.8 , =0.65 .查文献[2]表10.7,得片式关节链 =0.95,滚动轴承 =0.99。取 = =0.95 0.99=0.94，代入上式得 = = =1.24
从电动机到工作机输送链间的总效率 为 =
式中，查文献[2]表10.7，得 联轴器效率 =0.98 滚动轴承效率 =0.99 双头蜗杆效率 =0.8 滚子链效率 =0.96 则
=0.98 0.99 0.80 0.96=0.745
故电动机的输出功率 = = =1.67 因载荷平稳，电动机额定功率 只需略大于 即可。查文献[2]中Y系列电动机技术数据表选电动机的额定功率 为2.2 。
2.1.3确定电动机转速 运输机链轮工作转速为 = = =24.11 r/min
查文献[2]表10.6得,单级蜗杆传动减速机传动比范围 11=10~40,链传动比 12 6,取范围 12=2~4,则总传动比范围为 =10 2~40 4=20~160.可见电动机转速可选范围为
=(20~160) 24.11=(482.2~3857.6)r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min，3000r/min四种。查文献[2]表19.1，对应于额定功率 为2.2KW的电动机型号分别取Y132S-8型，Y112M-6型,Y100L-4型和Y90L-2型。将以上四种型号电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-1。 表2-1
方案号 电动机型号 额定功率 （KW） 同步转速 （r/min） 满载转速 （r/min） 总传动比
1 Y132S-8 2.2 750 710 29.45 2 Y112M-6 2.2 1000 940 38.99 3 Y100L-4 2.2 1500 1420 58.90 4 Y90L-2 2.2 3000 2840 117.79
通过对四种方案比较可以看出：方案3选用的电动机转速较高，质量轻，价格低，与传动装置配合结构紧凑，总传动比为58.90，对整个输送机而言不算大。故选方案3较合理。
Y100L-4型三相异步电动机的额定功率为 =2.2KW，满载转速n=1400r/min。由文献[2]表19.2查得电动机中心高H=100 ，轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=28 和E=60 。
2-2确定传动装置总传动比和分配传动比 2.2.1总传动比
= = =58.90 2.2.2分配传动比
由 = 链 蜗杆，为使链传动的外部尺寸不致过大，初取传动比 链1 =3，则
蜗杆1 = = =19.63 取 蜗杆=20，则 链= = =2.95 2-3计算传动装置的运动和动力参数 2.3.1各轴转速 1 轴 n1=nm=1420r/min 2 轴 n2= =1420/20=71 r/min 3 轴 n3= =71/2.95=24.11 r/min 2 单级蜗轮蜗杆减速器设计 作者 2.3.2各轴的输入功率 1 轴 p1=p0 1=1.67 0.98=1.64 2 轴 p2=p1 =1.63 .080=1.31 3 轴 p3=p2 =1.31 0.99 0.96=1.24 2.3.3各轴的输入转矩 电机轴 T0=9550 =9550 1.67/1420=11.23 1 轴 T1=9550 =9550 1.63/1420=10.96 2 轴 T2=9550 =9550 1.31/71=176.20 3 轴 T3=9550 =9550 1.24/24.11=491.17 将以上算得的运动和动力参数列于表2-2。 表2-2 轴名 传动比i 效率 电机轴 1.67 11.23 1420 1 0.98 1 轴 1.63 10.96 1420 20 0.8 2 轴 1.31 176.20 71 2.95 0.95 3 轴 1.24 491.17 24.11 第三章 传动零件的设计 3-1蜗杆传动设计计算 3.1.1选择蜗杆传动类型 根据GB/T 10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。 3.1.2选择材料 蜗杆：根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，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:由公式 得 滑动速度
因而蜗轮用铸锡磷青铜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。
3.1.3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。由文献[1]式（11-12），传动中心距
1.确定作用在涡轮上的转距 =176.20 =176200 2.确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 ；由文献[1]表11-5选
取使用系数 ；由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数KV=1.05；则
K= =1.15 1 1.05 1.21 3.确定弹性影响系数
因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 =160 4.确定接触系数
假设蜗杆分度圆直径 和传动中心距a的比值 /a =0.35，从文献[1]图可查得 =2.9。 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>45HRC,可从文献[1]表11-7中查得蜗轮的基本许用应力 =268 。
应力循环次数 N=60j =601 7 1 16 300 20=4.091 0
寿命系数 = =0.6288
则 = =0.6288 268 =168.53 6.计算中心距
取中心距a=125 。因 =20，从文献[1]表11-2中取模数m=5，蜗杆分度圆直径d1=50 。这时d1/a=0.4，从文献[1]图11-18中可查得接触系数 =2.74。因为 < ，因此以上计算结果可用。 3.1.4蜗杆与蜗轮 1.蜗杆
轴向齿距pa=zm=15.708 直径系数q=d1/m=10
齿顶圆直径da1=d1+2 m=50+2 1 5=60 齿根圆直径df1=d1 =50 (1+0.2) 5=38 导程角 =
蜗杆轴向齿厚Sa=0.5 m=7.8540
2.蜗轮 蜗轮齿数za=41 变位系数x2= 00 验证传动比 =z2/z1=41/2=20.5 =0.025=2.5%<5%(允许) 分度圆直径d2=mz2=5 41=205 齿顶圆直径da1=d2+2ha2=205+2 0.5 5=210 齿根圆直径df2=d2 hf2=205 1.2 5=188 蜗轮咽喉母圆半径Rg2=a da2=125 210=20 3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度 AF= YFa2 当量齿数 Zv2= = =43.48 由x2= 00，Zv2=43.48，查文献[1]图11-19可查得齿形系数YFa2=2.87 螺旋角系数 =1 =0.9192 许用弯曲应力 = 从文献[1]表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 =56 寿命系数 = =0.512 =56 0.512=28.646 = =16.482< 弯曲强度是满足的。 3-2 链传动设计 3.2.1链结构设计 1.选择链轮齿数Z 、Z 假定链速V<0.6 .由文献[1]表[1]中9-8选取小链轮齿数Z1=19,从动轮齿数Z2=iZ1=2.95 19=56. 2.计算功率Pca 由文献[1]表9-9选取工作情况系数kA=1,故 作者：tiannimahuang 3 单级蜗轮蜗杆减速器设计 Pca=KAP=1 1.31KW=1.31 3.确定链节数LP 初定中心距a0=40LP,则链节数为 L = = =117.52节 取L =118节。 4.确定链条的节距P
由文献[1]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧是,可能出现链板疲劳强度破坏.由文献[1]表9-10查得小链轮齿数系数k =( ) =( ) =1,k =( ) =1.04选取单排链.有文献[1]表9-11查得多排链系数ｋP=1.0,故所需传递的功率为 P = = =1.26
根据小链轮转速n1=71r/min，功率P0=1.26 ,由文献[1]图9-13选取链号为12Ａ的单排链.同时也证实原估计工作在功率曲线顶点左侧是正确的.由文献[1]表9-1查得链节距Ｐ=19.05 。
5.确定链长Ｌ及中心距a L= 2.25 a= = =758
中心距减小量 a=(0.002～0.004) 758 =1.5~3.0 实际中心距 a¬’
=a- a=758mm- (1.5~3.0) =756.5~755 取 a’=756
6.验算链速
v= =0.43 <0.6 与原假设相符.
7.作用在轴上的压轴力 FP=kFPFe
有效圆周力 Fe=1000 =1000× =3046.5 按水平布置,取压轴力系数kFP=1.15,故
FP=1.15×3046.5=3503
8.滚子链标记
12A-1×118 GB1243.1-83
滚子外径d1=11.91 ,内链节内宽b1=12.57 ,内链板高度h2=18.08 。
9.小链轮结构和材料
1)小链轮基本参数及主要尺寸
分度圆直径d d=P/sin(180º/Z)= =115.7 齿顶圆直径da da= =124.45
分度圆弦齿高ha ha=0.27P=0.27×19.05=5.14 齿根圆直径df df=d-d1=115.7-11.91=103.79
齿侧凸缘直径dg dg≤Pcot(180º/Z) -1.04h2-0.76=94.60 查文献[1]表9-4的链轮毂孔最大许用直径dkmax=62 2)链轮齿形
采用三圆弧一直线齿形 齿面圆弧半径
remin=0.008d1(Z2+180)=0.008×11.91(192+180)=35.35 remax=0.12d1(Z+2)=0.12×11.91(19+2)=30.01 re=(35.35~30.01) 取re=32
齿沟圆弧半径
rimax=0.505d1+0.069
=0.505×11.91+0.069 =6.25
rimin=0.505d1=0.505×11.91=6.01
ri=(6.01~6.25) 取ri=6.1mm
齿沟角 αmin=120º-90º/Z=115.26º αmaz=140º-90º/Z=135.26º
齿宽 bf1=0.95b1=0.95×12.57=11.94 倒角宽 ba=(0.1～0.15)P=(0.1～0.15)×19.05=1.91~2.86 取 ba=2
倒角半径 rx P=19.05 取 rx=20
齿侧凸缘圆角半径 ra=0.04P=0.76 链轮齿宽 bfn=(n-1)Pt+bf1=bf1=11.94 齿形按 3R GB/T 1244-1985 规定制造 3)链轮结构
小链轮采用整体形式 4)链轮材料
由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮轮齿啮合次数多,所受冲击也较严重,故小链轮采用较好的材料制造,选用40钢,表面淬火处理,硬度为40～50HRC.
3.2.2低速链传动静力强度计算与校核
由于链速V=0.43 <0.6 ,故按文献[1]式9-22校核静力强度.
Sca= = =10.21>8 故满足抗拉静力强度。 式中：
Flim-----单排链的极限拉伸载荷，查文献[1]表9-1取Flim=31.1
F1-------链的紧边工作拉力，由于向心力和悬垂拉力很小，故F1 Fe。
第四章 轴及轴承装置的设计
4-1 轴的设计
4.1.1绘制轴的布置简图和初定跨距 轴的布置如图4-1。（a=125 ） 初取轴承宽度分别为n1=22 ,n2=20 。 4-1 蜗杆轴（1轴）跨距 为提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按L1=(0.9~1.1)da2 公式计算 L1=(0.9~1.1) 210=（189~231） 取 L1=200 蜗杆两端滚动轴承对称布置，取s1=k1 蜗轮轴（2轴）跨距 S2=k2=da1+25=60+25=85 L2=2 S2=2 85=170 4.1.2蜗杆轴（1轴）的设计 1.选择轴的材料及热处理 选用45钢调质 2.轴的受力分析 作者：tiannimahuang 4 单级蜗轮蜗杆减速器设计 轴的受力简图如图4-2（a）所示。图中 LAB=L1=200 LAC=LCB=100 ①计算蜗杆的啮合力 Ft1=Fa2= = =438.4 Fa1=Ft2= = =1687.41 Fr1=Fr2= Ft2tan = Ft2 =1687.4 =626.33 ②求水平面内的支承反力。作水平面内的弯距图。 轴在水平面内的受力简图如图4-2（b） RAX= = =219.2 RBX= Ft1 =438.4-219.2=219.2 MH= RAXLAC=219.2 100=21920 轴在水平面内的弯距图如图4-2（d）。 ③求垂直面内的支承反力。作垂直面内的弯距图。 轴在垂直面内的受力简图如图4-2（c）。 Ma1= = =42185.25 RAY= = =524.1 RBY= Fr1 =626.33-524.1=102.22 MV1= RAYLAC=524.1 100=52410 MV2= RBY LCB=102.22 100=10222 轴在垂直面内的弯距图如图4-2（e）
④求支承反力，作轴的合成弯距图，转距图。 轴的合成弯距图如图4-2（f）。 RA= = =568.09 RB= =241.87
（轴向力Fa1=1687.4N。用于支承轴的滚动轴承拟选用圆锥滚子轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A上。） MA=MB=0
M1= = =56809.28 M2= =24187.12
T= Ft1 =438.4 =10960 轴的转距图如图4-2（g）。
4-2 3.轴的初步设计 由文献[3]中式7-10 d
按文献[3]表7-1，轴的材料为45号钢调质处理， =637 按文献[3]表7-4，插值得[ ]=58.7 取折算系数 0.6
将以上数值代入轴计算截面（c截面）直径计算公式 d
= =21.82 4.轴的结构设计
按经验公式，减速器输入轴的轴端直径de
de=(0.8~1.2)dm=(0.8~1.2) 28=(22.4~33.6) 式中：
dm-----电动机轴直径， 。
参考联轴器标准轴孔直径，联减速器蜗杆轴的轴端直径de=25 。
根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查文献[4]表5-2，初定各轴段的直径及长度。其中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 减速器蜗杆轴的结构见图4-3
4-3 4.1.3蜗轮轴（2轴）的设计 1.选择轴的材料及热处理 选用45钢调质 2.轴的受力分析
轴的受力简图如图4-4（a）所示。图中 LAB=L2=170 LAC=LCB=85 ①计算蜗杆的啮合力 Fa2= = =438.4 Ft2= = =1687.41
Fr2= Ft2tan = Ft2 =1687.4 =626.33
②求水平面内的支承反力。作水平面内的弯距图。 轴在水平面内的受力简图如图4-4（b） RAX= = =843.7 RBX= Ft2 =1687.4-843.7=843.7 MH= RAXLAC=843.7 85=71714.5 轴在水平面内的弯距图如图4-4（d） ③求垂直面内的支承反力。作垂直面内的弯距图。 轴在垂直面内的受力简图如图4-4（c） Ma2= = =44936 RAY= = =48.84 RBY= Fr1 =626.33-48.84=577.94 MV1= RAYLAC=48.84 85=4151.4 MV2= RBY LCB=577.94 85=49086.65 轴在垂直面内的弯距图如图4-4（e） ④求支承反力，作轴的合成弯距图，转距图。 轴的合成弯距图如图4-4（f）, 转距图如图4-4（g） RA= = =845.11 RB= =1022.41 （轴向力Fa2=438.4N。用于支承轴的滚动轴承拟选用圆锥滚子轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A上。） MA=MB=0 M1= RA LAC =71834.35 M2= RB LCB =86904.85 T=T2=176200 4-4 3.轴的初步设计 由文献[3]中式7-10 d 按文献[3]表7-1，轴的材料为45号钢调质处理， =637 按文献[3]表7-4，插值得[ ]=58.7 取折算系数 0.6 将以上数值代入轴计算截面（c截面）直径计算公式 d = =28.57 在此轴段开有一个键槽，直径增大4%，计算截面直径d 29.71 。 4.轴的结构设计 按经验公式，减速器从动轴的危险截面直径dd dd=(0.3~0.35)a=(0.3~0.35) 125=37.5~43.75 按文献[4]表5-1，取减速器蜗轮轴的危险截面直径dd=45 。 根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查文献[4]表5-2，初定各轴段的直径及长度。其中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 作者：tiannimahuang 5 单级蜗轮蜗杆减速器设计 减速器蜗杆轴的结构见图4-5 4-5 4-2 滚动轴承的选择 4.2.1蜗杆轴（1轴）上滚动轴承的选择 按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命取为96000h。 由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=568.09 ，Fa=1687.4 ，轴承工作转速n=1420r/min。 初选滚动轴承32306 GB/T279-1994，按文献[2]表14.4，基本额定动载荷Cr=81.5 ,基本额定静载荷Cor=96.5 。 Fa/Fr=1687.4/568.09=2.97>e=0.31 X=0.4 Y2=1.9 按文献[1]表13-6，载荷系数fp=1.2。 pr=（XFr＋Y2Fa）=（0.4×568.09＋1.9×1687.4）×1.2＝4119.96N Cjs=prL1/ε=pr（60Lhn/106）1/ε=4119.96（60×96000×1420/106）3/10 =61476.10 式中 ε----指数。对于滚子轴承，ε=10/3。 由于Cjs 由前计算结果知:蜗杆轴(1轴)的工作转距T=10.96 ,工作转速n=1420r/min ,d11=25 , =44 。 1.联轴器的选择 ①类型选择 为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。 ②载荷计算 按文献[1]中表14-1，工作情况系数KA=1.5。计算转距Tca Tca=KAT=1.5×10.96=16.44 ③型号选择 选用TL型弹性套柱销联轴器。 ④校核许用转距和许用转速 按文献[4]附表F-2，选TL4联轴器 GB 4323-84。许用转距[T]=63 ，许用转速[n]=5700r/min。 因 Tca<[T],n<[n],故联轴器满足要求。 2.键联接选择 ①选择键联接的类型和尺寸 选择A型普通平键。 L11=44-(10~15)=34~39 按文献[2]表18-1，初选键8×36 GB 1096-1990，b=8 ，h=7 ，L=36 。 ②校核键联接强度 键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献[1]表6-2查得许用挤压应力 =100~120 ，取其平均值 =110 。键的工作长度l=L-b=36-8=28 ，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5×7=3.5 。由文献[1]式6-1可得 ζp= 故选用键合适。 4.3.2蜗轮轴(2轴)上键联接的选择 由前计算结果知：蜗轮轴（2轴）的工作转距T=176.20 ,工作转速n=71r/min ,d21=45 , ≤（1.6~1.8）d21=(72~81) 。 1.选择键联接的类型和尺寸 选择A型普通平键 参考键的长度系列，取键长L21=63 。 按文献[2]表18-1，初选键14×63 GB 1096-1990，b=14 ，h=9 ，L=63 。 2.校核键联接强度 轴，轮毂和键比较得，轮毂的材料最差，为铸铁，由文献[1]表6-2查得许用挤压应力 =50~60 ，取其平均值 =55 。键的工作长度l=L21-b=63-14=49 ，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5 。由文献[1]式6-1可得 = 故选用键合适。 第五章 机座箱体结构尺寸及其附件 5-1 箱体的结构尺寸 5.1.1箱体结构形式的选择 选择本蜗杆减速器的箱体形式为剖分式.由于蜗杆圆周速度v=0.46m/s≤4～5m/s,故采用蜗杆下置式 作者：tiannimahuang 2007-1-15 11:06 回复此发言 6 单级蜗轮蜗杆减速器设计 5.1.2箱体材料的选择与毛坯种类的确定 根据蜗杆减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200.由于铸造箱体刚性好,易得到美观的外形,灰铸铁铸造的箱体还易于切削、吸收振动和消除噪音等优点,可采用铸造工艺获得毛坯. 5.1.3箱体主要结构尺寸计算 1.箱座壁厚 δ≈0.004a+3=0.004×125+3=8 8 取δ=8 2.箱盖壁厚 δ1≈0.85δ=0.85×10=8.5 6 取δ1=7 3.箱座分箱面凸缘厚 b≈1.5δ=1.5×8=12 4 箱盖分箱面凸缘厚 b1=1.5δ1=1.5×7=11 5.平凸缘底座厚 b2≈2.35δ=2.35×8 =20 6.地脚螺栓 df≈0.036a+12=0.036×125+12≈16 7.轴承螺栓 d1≈0.7df=0.7×16≈12 8.联接分箱面的螺栓 d2≈(0.6～0.7)×16.59≈10 9.轴承端盖螺钉直径 d3≈(0.4～0.5)df≈8 10.窥视孔螺栓直径 d4=6 个数 n=4 11.吊环螺钉 d5=8 (根据减速器的重量GB825-1988确定) 12.地脚螺栓数 n=4 13.轴承座孔（D）外的直径 D2=1.35D3=1.35×52=72 D3=52 D 14.凸缘上螺栓凸台的结构尺寸 C1=18,C2=14,D0=25,R0=5,r=3,R1≈C1=18, r1≈0.2C2=0.2×14=3 15.轴承螺栓凸台高 h≈(0.35～0.45)D2=30 16.轴承旁联接螺栓距离 S=D2=72 17.轴承座孔外端面至箱外 l9=C1+C2+2=18+14+2=34 5-2 减速器的附件 5.2.1检查孔与检查孔盖 为检查传动件的啮合情况、接触斑点、侧隙和向箱体内倾注润滑油,在传动啮合区上方的箱盖上开设检查孔 5.2.2通气器 减速器工作时,箱体温度升高,气体膨胀,压力增大,对减速器各接缝面的密封很不利,故常在箱盖顶或检查孔盖上装有通气器 5.2.3油塞 为了换油及清洗箱体时排出油污,在箱体底部最低位置设有排油孔,通常设置一个排油孔,平时用油塞及封油圈堵住 5.2.4定位销 为了保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度,需在想替分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销 第六章 蜗杆减速器的润滑 6-1 蜗杆的润滑 虽然本蜗杆的圆周速度略小于0.5m/s,但考虑本传动装置寿命较长，滑移速度较大，故采用油池润滑. 参照文献[1]表11-20选择润滑剂为L-AN 6-2 滚动轴承的润滑 下置式蜗杆的轴承，由于轴承位置较低，可以利用箱内油池中的润滑油直接浸浴轴承进行润滑，即滚动轴承采用油浴润滑 第七章 蜗杆传动的热平衡计算 7-1 选择冷却装置 1.由前面计算可得 蜗杆传动效率η蜗=0.8, 蜗杆传动功率P=1.63 2.摩擦损耗功率转化成的热量 Φ1=1000P(1-η)=1000×1.63(1-0.8) =326 3.由草图估算减速器箱体内表面能被润滑油所飞溅到外表面有可被周围空气所冷却的箱体表面面积 S=0.35 4.计算散热面积 取周围空气温度ta=20 ,箱体散热系数ad=12ω/(m2•0C) 热平衡时 ,则要求的散热面积为 t0=ta+ =20+ =89.5 因t0>80 ,因此采用在传动箱体内装循环冷却管路的方法 即蛇形管水冷却。 7-2 冷却装置设计 1.单位时间内自然冷却散掉的热量 Φ2s=ks•S(tmax-t0)=14×0.2×(65-20)=126 式中： ks-----散热系数，ks =14ω/( • ) tmax---油温， tmax=65 2.单位时间内需蛇形管带走的热量 Φ2W=Φ1¬-Φ2s=326-126=200 3.冷却水流量 = 式中： -----水的密度， =1×103 . -----水的比热， ≈4186.8 / , △tW=5 , t1=20 , t2=t1+△tW=20+50=25 4.蛇形管尺寸 由文献[9]表4.20查得d×δ=13×1.5,di=10 ,S=0.041 的蛇形管 5.冷却水流速 6.所需蛇形管表面积 式中KW=147 /( • )为蛇形管散热系数 7.所需蛇形管长度 结 论 本文通过对单级蜗杆减速器的结构形状进行分析，得出总体方案.按总体方案对各零部件的运动关系进行分析得出单级蜗杆减速器的整体结构尺寸，然后以各个系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算，得出各零部件的具体尺寸，再重新调整整体结构，整理得出最后的设计图纸和说明书.此次设计通过对单级蜗杆减速器的设计，使我对成型机械的设计方法、步骤有了较深的认识.熟悉了蜗轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法. 这次设计贯穿了所学的专业知识，综合运用了各科专业知识，从中使我学习了很多平时在课本中未学到的或未深入的内容.我相信这次设计对以后的工作学习都会有很大的帮助. 由于自己所学知识有限，而机械设计又是一门非常深奥的学科，设计中肯定存在许多的不足和需要改进的地方，希望老师指出，在以后的学习工作中去完善它们. 致谢 首先，我要特别感谢我的指导老师王世刚副教授，他对我毕业设计给予了很多的指导，花费了很多的心血，使我最后圆满完成了毕业设计。在王老师悉心教导的这段时间里，他严谨的治学态度，渊博的知识，正直的人格，给我留下了极为深刻的印象，为我今后的工作、生活树立了良好的榜样。 其次，我要感谢张文忠老师、夏萍老师，他们在毕业设计中给予了我很多的指导和帮助。 最后，我要感谢我的同学，他们给予了我无私的爱，对我的成人本科学习给予了大力的支持，使我顺利的完成了学业。 再次感谢关心我，爱护我，帮助我的老师，同学。 参考文献 [1] 濮良贵，纪名刚等著.机械设计（第七版）.北京：高等教育出版社,2001 [2] 王世刚，张秀亲，苗淑杰.机械设计实践.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，2003 [3] 唐照民等著.机械设计. 西安：西安交通大学出版社，1995 [4] 任金泉等著.机械设计课程设计.西安：西安交通大学出版社，2003 [5] 刘鸿文.材料力学.3版. 北京：机械工业出版社,1992 [6] 孙桓，陈作模主编.机械原理.6版. 北京：高等教育出版社，2001 [7] 机械设计手册编委会.机械设计手册.新版.北京：机械工业出版社，2004 [8] 林景凡，王世刚，李世恒.互换性与质量控制基础. 北京：中国科学技术出版社，1999 [9] 张培金，蔺联芳等著.机械设计课程设计.上海：上海交通大学出版社， 1988 作者：tiannimahuang 8 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 能不能给发个装配图啊 我课程设计用 谢谢 wtq28009@126.com 作者：00浪雨00 9 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 能不能把上面提到的图都发过来呀！我课程设计急用！！谢 作者：60.8.10.* 10 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 兄弟,帮忙发个详细的结构图成不~~谢谢了~我的毕业设计还有一多半啊55 作者：221.14.154.* 12 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 tiannimahuang，你好！看到你关于减速器设计的帖子，偶感 到十分的高兴和荣幸。偶这几天也正在搞关于减速器的课程设计，由于平时把太多的精力放在了考研复习上（偶打算跨专业考研），导致专业知识掌握的很不扎实，结果在搞机械设计的课程设计时，让那些繁琐的计算和复杂的绘图把偶折磨的焦头烂额，在此偶真诚地向你求助，希望你能慷慨解囊，把相关的装配图和零件图也给偶贴上来吧，或者是发到的偶的邮箱里，偶的邮箱：cypvscyp@eyou.com. 偶会感激你的！！ 作者：啤酒想念烟 13 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 你好..我也在弄这一方面的结构图..能不能发到我的邮箱zhang99608582@126.com 作者：220.189.70.* 15 回复12：单级蜗轮蜗杆减速器设计 作者：124.130.163.* 16 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 朋友，能不能把你设计的装配图发给我啊．我有急用啊 谢谢了！！我的邮箱是:feer_123@126.com 作者：121.46.21.* 17 回复10：单级蜗轮蜗杆减速器设计 朋友,有没有单级蜗轮蜗杆减速器的装配图啊??? 作者：121.46.26.* 18 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 谢谢啊。我要课程设计。可不可以把设计图发给我啊。yf19850622@126.com 作者：60.176.50.* 19 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 哥们,有没有设计图啊,最近俺也毕业设计呢,呵呵,帮帮忙吧 zengjianyong07@yahoo.com.cn 作者：219.225.210.* 20 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 嘿嘿~`国家的人才~ 作者：221.234.226.* 21 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 哥哥~~帮个忙啊~~你上面都做得超好，可不可以送我上面的设计图啊！万分的感谢！xiaolong9240@163.com 作者：221.234.224.* 22 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 我是数控专业的 但毕业设计却是减速器!!!!! 作者：郎五小利毛 23 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 我也在课程设计 麻烦把图发给我 大恩大德啊 我的邮箱;xutieping530@163.com 作 24 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 我也在课程设计 麻烦把图发给我 大恩大德啊 我的邮箱;xutieping530@163.com 作者：61.130.107.* 25 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 麻烦也给我发一份图吧！不胜感激。谢谢。我的邮箱： 作者：222.134.71.* 27 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 能不能把上面提到的图都发过来呀！fanfanhuang2008@163.com 作者：58.19.228.* 28 回复6：单级蜗轮蜗杆减速器设计 我对画图软件不太熟，希望你能把你的设计三维，工程兔，电子文档传我一下。谢谢了！luwei0330@163.com 作者：220.180.129.* 30 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 GG 我也是课程设计要用啊 能不能帮忙发个装配图到我邮箱 啊 laimuyi@sohu.com 作者：58.48.196.* 32 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 我也是机械设计要用 能不能把装配图到我邮箱 谢谢！！zhengxianhui12@163.com 作者：60.179.128.* 33 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 给偶也发一份 作者：61.187.179.* 34 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 给我发一份上面提到的分析两个轴受力的图吧!轴的设计和弯扭矩图~~~ 感谢啊~~邮箱:guocrazy@163.com 作者：58.217.157.* 35 回复6：单级蜗轮蜗杆减速器设计 36 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 同求一张图，我的邮箱chguangguo@sohu.com 课程名称： 机械设计课程设计 题目名称： 带式运输机的传动装置设计 班 级：2006级 机制 专业 06机制教 班 姓 名： 学 号： 指导教师： 杨 文 敏 评定成绩： 教师评语： 指导老师签名： 年 月 日 目录 一、设计任务 书…………………………………………………………………3 1、带式运输机工作原 理………………………………………………………3 2、已知条 件……………………………………………………………………3 3、设计数 据……………………………………………………………………3 4、传动方 案……………………………………………………………………3 5、设计内 容……………………………………………………………………3 二、总体传动方案的选择与分 析……………………………………………4 1、传动方案的选 择……………………………………………………………4 2、传动方案的分 析……………………………………………………………4 三、原动机的选 择………………………………………………………………4 1、原动机功率的确 定…………………………………………………………4 2、原动机转速的确 定…………………………………………………………5 3、原动机的选 择………………………………………………………………5 四、传动装置运动及动力参数计 算…………………………………………5 1、各轴转速的计 算……………………………………………………………5 2、各轴功率的计 算……………………………………………………………5 3、各轴转矩的计 算……………………………………………………………6 五、蜗杆的设计计 算……………………………………………………………6 六、低速轴的设计计算及校 核………………………………………………7 七、联轴器的选取 择……………………………………………………………11 1、高速级联轴器的选 择………………………………………………………11 2、低速级联轴器的选 择………………………………………………………11 八、低速级滚动轴承和键的校 核……………………………………………12 九、润滑方式的选 择……………………………………………………………13 十、心得体 会……………………………………………………………………13 一、课程设计任务书 1．带度运输机的工作原理 带式动输机传动示意图如下所示： 图1.1 带式运输机传动示意图 2．设计已知条件 1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度为35℃； 2）使用折旧期：8年； 3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V； 5）运输带速度允许误差：±5%； 6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 3．设计数据 运输带工作接力F/N 运输带工作速度/（m/s） 卷筒直径D/mm 1500 1.1 220 4．传动方案 本课题采用的是蜗轮蜗杆封闭式减速器传动。 5．课程设计内容 1）按照给定的数据及传动方案设计减速器装置； 2）完成减速器装配图1张（A0或A1）； 3）零件工作图1 3张； 4）编写设计计算说明书一份； 139 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 作者：fu45018 二、总体传动方案的选择与分析 1．传动方案的选择 该传动方案在任务书中已确定，采用一个一级蜗轮蜗杆封闭式减速器传动装置传动，如下图所示： 2．传动方案的分析 该工作机采用的是原动机为Y系列的三相异步电动机，三相异步电动机在室内比较实用，传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小；另外价格相对于其它种类的各种原动机稍微便宜，在室内使用比较环保。传动装置采用一级蜗轮蜗杆减速器组成的封闭式减速器，采用蜗杆传动能实现较大的传动比，结构紧凑,传动平稳，但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但采用圆锥滚子轴承可以减小这缺点带来的影响，但它常用于高速重载荷传动，所以将它安放在高速级上。并且在电动机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷筒轴之间采用弹性联轴器联接，因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。 总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。 三、原动机的选择 1．原动机的功率的确定 1）工作机各传动部件的传动效率及总效率： 查《机械设计课程设计手册》书中表1- 7得各传动部件的效率分别为： 工作机的总效率为： 2）原动机的功率： 2．原动机的转速的确定 1）传动装置的传动比的确定： 查《机械设计课程设计手册》书中表13 – 2得各级齿轮传动比如下： 理论总传动比： 2）原动机的转速： 3．原动机的选择 根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，可由《机械设计课程设计手册》书中表12 – 1可选择合适的电动机。本设计选择的电动机的型号及参数如下表： 型号 额定功率 满载转速 最大转矩 质量 轴的直径 Y100L2 – 4 3kw 1430r/min 2.3 38 kg 24mm 四、传动装置运动及动力参数计算 1．各轴的转速的计算 1）实际总传动比及各级传动比的他配： 由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。 则总传动比 =1430/95.5=14.9 所以取 =15 2）各轴的转速： 第一轴转速： 第二轴转速： 2．各轴的功率 第一轴功率： 第二轴功率： 第三轴功率： 3．各轴的转矩 第一轴转矩： 第二轴转矩： 第三轴转矩： 五、蜗轮蜗杆的设计及其参数计算(用机械设计手册V3.0设计的) 1．传动参数 蜗杆输入功率：2.32kW 蜗杆类型：阿基米德蜗杆(ZA型) 蜗杆转速n1：1430r/min 蜗轮转速n2：95.5r/min 使用寿命：46080小时 理论传动比：14.974 蜗杆头数z1：2 蜗轮齿数z2：30 实际传动比i：15 2．蜗杆蜗轮材料 蜗杆材料：45 蜗杆热处理类型：调质 蜗轮材料：ZCuSn10P1 蜗轮铸造方法：离心铸造 疲劳接触强度最小安全系数SHmin；1.1 弯曲疲劳强度最小安全系数SFmin；1.2 转速系数Zn：0.726 寿命系数Zh；0.903 材料弹性系数Ze：147N^0.5/mm 蜗轮材料接触疲劳极限应力ζHlim：340N/mm^2 蜗轮材料许用接触应力[ζH]：202.654N/mm^2 蜗轮材料弯曲疲劳极限应力ζFlim：190N/mm^2 蜗轮材料许用弯曲应力[ζF]：158.333N/mm^2 3．蜗轮材料强度计算 140 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 蜗轮轴转矩T2:185.6N.m 蜗轮轴接触强度要求:m^2d1≥1355.784mm^3 模数m:5mm 蜗杆分度圆直径d1:50mm 4．蜗轮材料强度校核 蜗轮使用环境：平稳 蜗轮载荷分布情况：平稳载荷 蜗轮使用系数Ka：1 蜗轮动载系数Kv：1.2 蜗轮动载系数Kv：1.2 导程角系数Yβ：0.906 蜗轮齿面接触强度ζH:200.532N/mm^2，通过接触强度验算！ 蜗轮齿根弯曲强度ζF:15.262N/mm^2，通过弯曲强度计算！ 5．几何尺寸计算结果 实际中心距a：100mm 齿根高系数ha*:1 齿根高系数c*:0.2 蜗杆分度圆直径d1：50mm 蜗杆齿顶圆直径da1：60mm 蜗杆齿根圆直径df1：38mm 蜗轮分度圆直径d2：150mm 蜗轮变位系数x2：0 法面模数mn：4.903mm 蜗轮喉圆直径da2：160mm 蜗轮齿根圆直径df2：138mm 蜗轮齿顶圆弧半径Ra2：20mm 蜗轮齿根圆弧半径Rf2：31mm 蜗轮顶圆直径de2：161mm 蜗杆导程角γ：11.31° 轴向齿形角αx：20° 法向齿形角αn：19.642° 蜗杆轴向齿厚sx1：7.854mm 蜗杆法向齿厚sn1：7.701mm 蜗杆分度圆齿厚s2：7.854mm 蜗杆螺纹长b1≥：64mm 蜗轮齿宽b2≤：45mm 齿面滑动速度vs：3.818m/s 六、低速轴的设计计算及校核 1、低速轴的设计计算 １)选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理. 2 )初估轴的最小直径 已知功率为1.806kw ， 转速为95.5r/min 。 按扭矩初估轴的直径,查参考文献[2]中的表15-3,得Ao=106至118,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取Ao=115则: 又 轴上有二个键槽 则取 3 )轴的设计参数及校核 (用机械设计手册V3.0设计的): 1、轴的总体设计信息如下： 轴的编号：001 轴的名称：阶梯轴 轴的转向方式：单向恒定 轴的工作情况：无腐蚀条件 轴的转速：95.5r/min 功率:1.806kW 转矩：180600N•mm 所设计的轴是实心轴 材料牌号：45调质 硬度(HB)：230 抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa 弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa 许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180Mpa 2、确定轴的最小直径如下： 所设计的轴是实心轴 A值为：118 许用剪应力范围：30～40MPa 最小直径的理论计算值：31.44mm 满足设计的最小轴径：40mm 3、轴的结构造型如下： 轴各段直径长度： 长度 直径 左起第一段 25mm 50mm 二 10mm 60mm 三 58mm 54mm 四 37mm 50mm 五 47mm 46mm 六 45mm 40mm 轴的总长度：222mm 轴的段数：6 轴段的载荷信息： 直径 距左端距离 垂直面弯矩 水平面弯矩 轴向扭矩 54mm 64mm 180600N•mm 65733N•mm 180600N•mm 40mm 199.5mm 0N•mm -165000N•mm 0N•mm 轴所受支撑的信息： 直径 距左端距离 50mm 12.5mm 50mm 111.5mm 4、支反力计算 距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 12.5mm -751.13N -2979.58N 141 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 111.5mm 1374.71N 571.6N 5、内力 x/mm d/mm m1/N•mm m2/N•mm 12.5 50 0 0 64 54 158249.12 38326.28 111.5 50 33002.04 33002.04 199.5 40 165003.8 5.07 6、弯曲应力校核如下： 危险截面的x坐标：111.5mm 直径：50mm 危险截面的弯矩M：33002.04N•mm 扭矩T：180600N•mm 截面的计算工作应力：9.76MPa 许用疲劳应力：180MPa 111.5mm处弯曲应力校核通过 结论：弯曲应力校核通过 7、安全系数校核如下： 疲劳强度校核如下： 危险截面的x坐标：111.5mm 直径：50mm 危险截面的弯矩M：33002.04N•mm 扭矩T：180600N•mm 有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89 截面的疲劳强度安全系数S：7.89 许用安全系数[S]：2.0 111.5mm处疲劳强度校核通过 结论：疲劳强度校核通过 静校核计算： 危险截面的x坐标：111.5mm 直径：50mm 危险截面的弯矩M：33002.04N•mm 扭矩T：180600N•mm 截面的静强度安全系数：29.21 许用安全系数[Ss]：1.8 111.5mm处静强度校核通过 结论：静强度校核通过 8、扭转刚度校核如下： 圆轴的扭转角：0.059(°) 许用扭转变形：0.9°/m 扭转刚度校核通过 9、弯曲刚度校核如下： 挠度计算如下： x/mm νi/mm 1 3.125 0.003108 2 6.25 0.002072 3 9.375 0.001036 4 12.5 0 5 37.25 -0.001036 6 62 -0.001513 7 86.75 -0.000875 8 111.5 0 9 125.3125 0.000978 10 139.125 0.002123 11 152.9375 0.003591 许用挠度系数：0.003 最大挠度：0.003591mm 弯曲刚度校核通过 10、临界转速计算如下： 当量直径dv：53.19mm 轴截面的惯性距I：392906.75mm^4 支承距离与L的比值：0.45 轴所受的重力：400N 支座形式系数λ1：9.0 轴的一阶临界转速ncr1：36614.45r/min 5 )低速轴的受力分析： 蜗轮轴上的力： 圆周力 径向力 轴向力 6 )低速轴零件图及各弯矩图和扭矩图(用机械设计手册V3.0设计的)： 零件图 垂直面弯矩： 水平面弯矩： 合成弯矩： 扭矩： 七、联轴器的选择 1、高速级联轴器的选择 1.1、选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理. 1.2、初估轴的最小直径 已知扭矩为2.303kw ， 转速为1430r/min 。 按扭矩初估轴的直径,查参考文献[2]中的表15-3,得Ao=106至118,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取Ao=115则: 又 轴上有1个键槽 则取 1.3、载荷计算 已知转矩 为15.380N.m , 查文献[2]中的表14-1得 = 1.5 142 回复：单级蜗轮蜗杆减速器设计 1.4、选择联轴器 而所选的联轴器为弹性套柱销联轴器，查文献[1]中的表8-5选用其型号为LT3。它的公称扭矩为31.5N•m，故满足要求。 2、低速级联轴器的选择 2.1、载荷计算 已知转矩 为376.476N.m , 查文献[2]中的表14-1得 = 1.5 2.2、选择联轴器 而所选的联轴器为弹性套柱销联轴器，查文献[1]中的表8-5选用其型号为LT7。它的公称扭矩为500N•m，故满足要求。 八、低速级滚动轴承和键的校核 1、低速级轴键的校核 1, 低速级轴蜗轮轴上键的校核(用机械设计手册V3.0设计的) 平键连接（静连接）校核计算结果 传递的转矩 T =180600N•mm 轴的直径 d=54 mm 键的类型 sType =A型 键的截面尺寸b×h =16x10mm 键的长度L=50mm 键的有效长度L0 =34.000 mm 接触高度k =4.000 mm 最弱的材料 Met =钢 载荷类型PType =静载荷 许用应力[ζp] =135 Mpa 计算应力ζp =49.183 MPa 校核计算结果： ζ≤[ζ] 满足 2, 低速级轴联轴器上键的校核(用机械设计手册V3.0设计的) 平键连接（静连接）校核计算结果 传递的转矩 T =180600 N•mm 轴的直径 d =40 mm 键的类型 sType =A型 键的截面尺寸b×h=10x8 mm 键的长度L=32 mm 键的有效长度L0=22.000 mm 接触高度k=3.200mm 最弱的材料Met=钢 载荷类型PType =静载荷 许用应力[ζp] =135 Mpa 计算应力ζp =128.267 MPa 校核计算结果： ζ≤[ζ] 满足 2、低速级滚动轴承的选用及校核 1、设计参数(用机械设计手册V3.0设计的) 径向力 Fr=876.44 (N) 轴向力 Fa=615.2 (N) 圆周力 Ft=2408 (N) 轴颈直径 d1=50 (mm) 转速 n=95.5 (r/min) 要求寿命 Lh'=46080 (h) 作用点距离 L=99 (mm) Fr与轴承1距离 L1=47.5 (mm) Fr与轴心线距离 La=75 (mm) 温度系数 ft=1 润滑方式 Grease=脂润滑 2、选择轴承型号 轴承类型 BType=圆锥滚子轴承 轴承型号 BCode=30210 轴承内径 d=50 (mm) 轴承外径 D=90 (mm) 轴承宽度 B=22 (mm) 基本额定动载荷 C=73200 (N) 基本额定静载荷 Co=92000 (N) 极限转速(脂) nlimz=4300 (r/min) 3、计算轴承受力 轴承1径向支反力 Fr1=1252.69 (N) 轴承1轴向支反力 Fa1=1015.24 (N) 轴承2径向支反力 Fr2=1456.31 (N) 轴承2轴向支反力 Fa2=1630.44 (N) 4、计算当量动载荷 当量动载荷 P1=1503.23 (N) 当量动载荷 P2=1906.21 (N) 5、校核轴承寿命 轴承工作温度 T=<=120 (℃) 轴承寿命 L10=190812 (10^6 转) 轴承寿命 Lh=33300574 (h) 验算结果 Test=合格 九、润滑方式的选择 1．齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度为3.818m/s<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。 2．滚动轴承的润滑 因在减速器中各轴的轴颈圆周速度v=0.29m/s所以采用脂润滑。 十、心得体会 机械设计课程设计是机械课程当中的一个重要环节，通过3 周的课程设计我学了很多平时在书本上学不到的东西。对机械传动的理解能力加深了，对各个零部件有机的结合有了深刻的认识。 尽管这次课程设计的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了一些基本的传动装置的设计计算，也对制图软件Auto CAD2007有了更进一步的掌握。我深知对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的课程设计对我们的帮助还是很大的,它需要我们把学过的东西联系起来,形成一个统一的整体以便随时可以用的上。我做这次的课程设计基本上把我们以前学过的课本都拿出来看了。 在这种这次课程设计让我感受最深的是：只要你有一种信念，你就能冲向成功的彼岸。我在设计计算的过程中是遇到了很多的问题可在多方的思考下还是把问题给解决了，但在这些过程中我深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我会更加努力。 当然本次课程设计是在杨文敏老师的悉心指导和热情关怀下完成的。通过这次课程设计，让我对机械的理解，又有了一个新的看法。也要感谢同学们的帮助，才能让我此次课程设计得以圆满完成。在这里我要感谢杨文敏老师和给予我帮助的同学们。 总的来说通过这次机械设计，使我受益很大，发现了自己的不足，巩固了自己以前所学的知识，又学到了以前所没有学到的东西。同时也希望老师能多给我们这样的机会。 参考文献 [1]、吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册.3版.北京：高等教育出版社，1999. [2]、纪名刚，濮良贵.机械设计.8版.高等教育出版社,2008. [3]、杨黎明，杨志勤.机械零部件选用与设计.国防工业出版社,2007 许多朋友想学习设计蜗轮蜗杆减速机，我提供一套《(非标)蜗轮蜗杆减速机》给各位参考。全套CAD图，不是练习题，是工程配套设备。拿出来给大家参考，让TX们看看工程师的设计。也许我能够提高一些朋友的“审美观”。其实，工作中机械设计师大部分都是非标设计。本设计工整、完善、图面简洁、没有“华而不实（各位自己理解）”的东西。设计思想：1、工程配套设备，只制造两套（单件生产），完全非标设计。2、根据本公司的制造能力，力求方便制造和安装。另外：本人有加工蜗杆的挂轮计算方法介绍：《普通车床加工非标准模数蜗杆的挂轮调整计算》给各位参考。http://www.jxcad.com.cn/read.php?tid=326778很高兴看到后面朋友的贴子，另外说明：1、关于线条粗细的回答：我只在“打印式样”里面，按照显示颜色设置线条粗细，白色----打印黑色，b=0.35；其他颜色------打印黑色，b=0.15。很好用的。有附件可以试试。2、关于“形位公差要求”的回答：注意“技术要求-------未注形位公差按照.................”，其实，标注和未标注，不是有和没有的意思，只是要求高低的意思。其他尺寸亦然。过高的形位公差要求，除非非常必要，最好能低就低。因为形位公差是很难检查的参数，不（好）检查的数据，没有实际的意义。你能说出工厂里5种常用形位公差的检查方法吗？特别是单件小批量的零件。学校的老师不懂这些。谢谢支持！ 因篇幅问题不能全部显示，请点此查看更多更全内容