蜗轮蜗杆减速器课程设计方案说明(cad图).doc

项 目 课 程 说 明 书

题目： 运输机减速器

二级学院
机械工程学院
年级专业
机械设计制造及其自动化
学 号

学生姓名

指导教师

新余学院项目课程任务书
二级学院：
学 号

学生姓名

专业（班级）

设计题目
运输机减速器

设
计
技
术
参
数
设计一用于带式运输机上的减速器。运输机每天单班制工作，每班工作8小时，每年按300天计算，轴承寿命为齿轮寿命的1/3～1/4，卷筒效率（不包括轴承）η4=0.96。其技术条件如下：
（1）运输机工作时载荷性能较平稳启动过载不大于5%，单向回转。
（2）电源为三相交流电，电压为380/220V。
（3）允许鼓轮的速度误差为±5%。
（4）工作环境：室内，有少量灰尘。
设计参数
设计数据
二级齿轮减速器
V带+一级齿轮减速器
蜗杆蜗轮减速器
1—1
1—2
1—3
2—1
2—2
2—3
3—1
3—2
运输带拉力F1/KN
2.2
2.4
2.6
2.2
2.4
2.6
2.2
2.4
运输带速度V/ms-1
1.1
1.3
1.5
1.1
1.3
1.5
1.1
1.3
鼓轮直径D/mm
300
250
230
300
250
230
300
250
鼓轮直径D/mm
6
6
6
6
6
6
6
6

设
计
要
求
课程设计前，学生应认真阅读设计任务书，了解设计题目、设计对象及设计内容；复习课程相关内容，熟悉有关零部件的设计方法和步骤；准备好设计中常用的图册、手册以及绘图工具；做好设计计划，合理分配各阶段的设计时间。
课程设计是在教师指导下由学生独立完成的，课程设计过程中，学生应树立正确的设计思想，对设计中发现的问题，首先应独立思考，进行分析和解决。学生应认真对待每一个设计细节，边计算、边绘图、边修改，保质、保量、按时完成设计任务。其主要任务有：
1、确定机械传动装置的总体设计方案；2、选择电动机型号；3、传动装置的运动和动力参数的计算；4、传动零件及轴的设计计算；5、轴承、连接件、润滑密封和联轴器的选择及计算；6、机体结构及附件的设计；7、绘制减速器装配工作图与零件图；8、编写设计计算说明书，进行总结与答辩。
学生的具体人员安排：
1、学号42——50（共9人，分三组，每组3人，设计二级齿轮减速器），其中，学号42、43、44三人共同做题号1—1，45、46、47三人共同做题号1—2，48、49、50三人共同做题号1—3。
2、学号51——57（共7人，分三组，设计V带+一级齿轮减速器），其中，学号51、52、53三人共同做题号2—1，54、55二人共同做题号2—2，56、57二人共同做题号2—3。
3、学号58——61（共4人，分二组，设计蜗杆蜗轮减速器），其中，学号58、59二人共同做题号3—1，60、61二人共同做题号3—2。

工
作
量
1、减速器的相关设计和计算
2、绘制减速器的装配图一份（1#或2#图纸）
3、绘制减速器主要零件的零件图
4、编写减速器设计计算说明书

工
作
计
划
课程设计主要内容及时间分配如下表：
序号
设计主要内容
时间分配
备注
1
讲课布置任务，确定设计方案
0.5天
12月9日开始
2
传动装置的总体设计
0.5天

3
设计计算
2天

4
装配草图设计
0.5天

5
装配图绘制
2天

6
零件图绘制
1.5天

7
编写设计计算说明书
2天

8
总结及答辩
1天
12月20日结束
小 计
10天

参
考
资
料
1.机械设计课程设计
2.工程力学
3.机械设计手册
4.机械制图
5.机械设计基础

指导教师签字

教研室主任签字

说明：此表一式叁份，学生、指导教师、二级学院各一份。
年 月 日

目录
1．电机选择 1
2．选择传动比 3
2.1总传动比 3
2.2减速装置的传动比分配 3
3．各轴的参数 4
3.1各轴的转速 4
3.2各轴的输入功率 4
3.3各轴的输出功率 4
3.4各轴的输入转矩 4
3.5各轴的输出转矩 5
3.6各轴的运动参数表 6
4.蜗轮蜗杆的选择 7
4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型 7
4.2选择材料 7
4.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设 7
4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 8
4.5校核齿根弯曲疲劳强度 9
4.6验算效率 10
4.7精度等级公差和表面粗糙度的确定 10
5． 轴的设计计算 16
5.1蜗杆轴 16
5.1.1按扭矩初算轴径 16
5.1.2蜗杆的结构设计 16
5.2蜗轮轴 17
5.2.1输出轴的设计计算 17
5.2.2轴的结构设计 18
5.3蜗杆轴的校核 19
5.3.1求轴上的载荷 19
5.3.2精度校核轴的疲劳强度 22
5.4蜗轮轴的强度校核 24
5.4.1精度校核轴的疲劳强度 25
5.4.2精度校核轴的疲劳强度 27
6.滚动轴承的选择及校核计算 30
6.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算 30
6.2蜗杆轴上轴承的选择计算 31
7.键连接的选择及校核计算 35
7.1输入轴与电动机轴采用平键连接 35
7.2输出轴与联轴器连接采用平键连接 35
7.3输出轴与蜗轮连接用平键连接 35
8．联轴器的选择计算 37
8.1与电机输出轴的配合的联轴器 37
8.2与一级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器 37
9.润滑和密封说明 39
9.1润滑说明 39
9.2密封说明 39
10．拆装和调整的说明 40
11．减速箱体的附件说明 41
12.设计小结 42
13．参考文献 43

新余学院
1．电机选择
工作机所需输入功率

所需电动机的输出功率

传递装置总效率

式中：
：蜗杆的传动效率0.75
：每对轴承的传动效率0.98
：联轴器的效率0.99
：卷筒的传动效率0.96
所以

故选电动机的额定功率为5kw

符合这一要求的同步转速有750r/min , 1000r/min , 1500r/min电机容量的选择比较：

表1.1 电动机的比较
方案
型号
额定功率
/kw
同步转速
/r/min
满载转速
/r/min
重量
价格
1
Y160M-8
5
750
720
重
高
2
Y132M-6
5
1000
960
中
中
3
Y112M-4
5
1500
1440
轻
低

考虑电动机和传动装置的尺寸 重量及成本，可见第二种方案较合理，因此选择型号为：Y132M-6的电动机。

2．选择传动比
2.1总传动比

2.2减速装置的传动比分配

所以

3．各轴的参数
将传动装置各轴从高速到低速依次定为I轴 II轴 III轴 IV轴 ：、 、 、 、 依次为电动机与I轴 I轴与II轴 II轴与III轴 III轴与V轴的传动效率 则：
3.1各轴的转速

3.2各轴的输入功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.3各轴的输出功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.4各轴的输入转矩
电动机
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.5各轴的输出转矩
电动机
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴

3.6各轴的运动参数表

表3.1 各轴的运动参数表
轴号
功率
转矩(N·m)
转速(r/min)
传动i
效率
输入
输出
输入
输出
电机轴
4
3.5578

35.3927
960
10.05

0.99
蜗轮轴
4..74
4.69
47.15
46.66
960
2.51
蜗杆轴？
3.48
4.59
86.89
114.6
382.5
0.735
4

卷轴
3.31
4.4
337.86
448.81
95.51
0.9506

4.蜗轮蜗杆的选择

4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型
根据GB/T10085—1998 选择ZI
4.2选择材料
蜗杆选45钢，齿面要求淬火，硬度为45-55HRC.
蜗轮用ZCuSn10P1,金属模制造。
为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造
4.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设
（1）根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计
进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由文献[1]P254式（11-12）， 传动中心距

由 前面的设计知作用在蜗轮上的转矩T2，按Z=1,估取，则：

（2）确定载荷系数K
因工作比较稳定，取载荷分布不均系数；由文献[1]P253表11-5选取使用系数；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系；则

（3）确定弹性影响系数
因选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配的缘故，有
（4）确定接触系数
先假设蜗杆分度圆直径 和中心距的比值，从文献[1]P253图11-18中可查到
（5）确定许用接触应力
根据选用的蜗轮材料为ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度＞45HRC，可从文献[1]P254表11-7中查蜗轮的基本许用应力
应力循环次数

寿命系数
则
（6）计算中心距:

取a=160mm，由 i=30，则从文献[1]P245表11-2中查取，模数m=5蜗杆分度圆直径从图中11-18中可查，由于＜，即以上算法有效。
4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
（1）蜗杆
轴向尺距 = 25.133mm
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
蜗杆的法向齿厚
（2）蜗轮
蜗轮齿数, 变位系数
验算传动比，
这时传动比误差为：，在误差允许值内。
蜗轮分度圆直径
喉圆直径
齿根圆直径
咽喉母圆半径
4.5校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数
根据
从图11-9中可查得齿形系数Y=2.55
螺旋角系数：
许用弯曲应力：
从文献[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[]=56MPa
寿命系数

可以得到：<
因此弯曲强度是满足的。
4.6验算效率

已知；；与相对滑动速度有关。
从文献[1]P264表11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估计值，因此不用重算。
4.7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，蜗轮精度选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。详细情况见零件图。

5． 轴的设计计算
5.1蜗杆轴
蜗杆上的功率P 转速N和转矩分T别如下：
P= 3.5223kw N=960r/min T=35.2156N m
5.1.1按扭矩初算轴径
选用45钢调值，硬度为
根据文献式，并查教材表15-3，取

考虑到有键槽，将直径增大7%，则：
因此选
5.1.2蜗杆的结构设计
（1）蜗杆上零件的定位，固定和装配
一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间，两队轴承对成分布，蜗杆由轴肩定位，蜗杆周向用平键连接和定位。
端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查文献[1]P351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查文献[3]P172表13-10选用HL6型号弹性套柱销联轴器。
表5.1 蜗杆轴联轴器参数
型号
公称转距

许用转速

轴的直径

250
3800
60
82
32
因此选择段长度取轴上键槽键宽和键高以及键长为。
端：因为定位销键高度，
因此，。轴承端盖的总长为20mm,根据拆装的方便取端盖外端面于联轴器右端面间的距离为
所以，
段：初选用角接触球轴承，参考要求因d=44，查文献[3]选用7209AC型号滚子承。
L=24mm
角接触球轴承一端用油环定位（宽度为6mm），油环紧靠轴环端用于轴肩定位。
段：直径轴环宽度b ,在满足强度下，又要节省材料取轴肩宽度为；，；。
V段：由前面的设计知蜗杆的分度圆直径 齿顶圆直径 ,蜗轮的喉圆直径。
查文献[1]P250表11-4材料变形系数所以蜗轮齿宽
综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离
故选L=130mm
5.2蜗轮轴
5.2.1输出轴的设计计算
（1）输出轴上的功率，转速和转矩：
P=2.5371kw , N=30.8806r/min ,T=784.5997Nm
（2）求作用在轴上的力

（3）初步确定轴径的最小直径
选用钢，硬度
根具文献[1]P370中式，并查文献[1]P370表15-3，取

考虑到键槽，将直径增大10%，则；
所以，选用
5.2.2轴的结构设计
（1）轴上的零件定位，固定和装配
蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和过度配合，两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采用过度配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查文献[1]P表14-1，考虑到转矩变化很小，故取
由输出端开始往里设计。查机械设计手册选用HL5弹性柱销联轴器。
表5.2 蜗轮轴联轴器参数

型号
公称转矩

许用转速

轴孔直径

HL4
1250
4000
84
112
55

I-II段：，。轴上键槽取，。
II-III段：因定位轴肩高度，，考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便，取。
Ⅲ-IV段：初选用角接触球轴承，参照要求取型号为7213AC型圆锥滚子轴承，考虑到轴承右端用套筒定位，取齿轮距箱体内壁一段距离a=20mm，考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应据箱体内壁一段距离S，取S=8。已知所选轴承宽度T=23，则。
Ⅳ-V段：为安装蜗轮轴段，，蜗轮齿宽
取L=90mm，由于为了使套筒能压紧蜗轮则mm。
V-VI段：Ⅵ-V段右端为轴环的轴向定位，mm
VI-VII段：
。
（3）轴上零件的周向定位
蜗轮、半联轴器与轴的定位均采用平键连接。按 由文献[1]P106表6-1查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键分别为为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（4）参考文献[1]P365表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸，个轴肩的圆角半径为1~2
5.3蜗杆轴的校核
5.3.1求轴上的载荷
首先根据轴的结构图（图6.1）做出轴的计算简图（图6.3）。在确定轴承的支点的位置时，应从文献[3]中查取得值。对于7209AC型轴承，由文献[3]P193中查得。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图6.3）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的 、 及 的值计算过程及结果如下：

表5.3 蜗杆轴上的载荷
载荷
H
V

支反力
N

3228
3228
1191.25
1191.25
弯矩M

总弯矩M

扭矩T=34.3380

（1）按弯扭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的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据文献[1]P373式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力：
，
故安全。
5.3.2精度校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
截面II、III、IV只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面II、III、IV均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面V和VI与蜗轮啮合的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面VI的相近，但截面VI不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。因而该轴只需校核截面V左右即可。
（2）截面E左侧
抗截面系数
抗扭截面系数
截面E左侧弯矩
截面E上扭矩=800.6199

轴的材料为45钢，调质处理由文献[1]P362表15-1查得

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献[1]P40附表3-2查取，因，
,
又由文献[1]P41附图3-1可知轴的材料敏性系数，
故有效应力集中系数

文献[1]P42附图3-2尺寸系数，
文献[1]P44附图3-4
轴未经表面强化处理

又由文献[1]P39表3-1与文献[1]P40表3-2的碳钢的特性系数
取； ， 。
计算安全系数

故该轴在截面左侧强度是足够的。
（3）截面E右侧
抗截面系数按文献[1]P373表15-4中的公式计算

抗扭截面系数

弯矩及扭转切应力为

过盈配合处由文献[1]P43附表3-8用插值法求出并取
=3.16，故
按磨削加工，文献[1]P44附图3-4 表面质量系数
轴未经表面强化处理，即 ， 则按文献[1]P25式（3-12）和文献[1]P25式（3-12a）故得综合系数为

又由文献[1]P39附表3-1与文献[1]P40附表3-2的碳钢的特性系数
取； ，取
计算安全系数

故该轴在截面右侧强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此蜗杆轴的设计即告结束。
5.4蜗轮轴的强度校核
5.4.1求轴上的载荷

图5.4 受力分析图

首先根据轴的结构图（图5.1）做出轴的计算简图（图5.3）。在确定轴承的支点的位置时，应从文献[3]中查取得值。对于7213AC型轴承，由文献[3]P193中查得。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图5.3）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的 、 及 的值计算过程及结果如下：

表5.4 轴上的载荷
载荷
H
V

支反力
N

3228
3228
1191.25
1191.25
弯矩M

总弯矩M

扭矩T=800.6199

（1） 按弯扭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的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据文献[1]P373式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力：
，
故安全
5.4.2精度校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
截面II、III只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面II、III均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面III和IV处过盈处配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右即可。
（2）截面E左侧
抗截面系数
抗扭截面系数
截面E左侧弯
截面E上扭矩=800.6199

轴的材料为45钢，调质处理由文献[1]P362表15-1查得

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献[1]P40附表3-2查取，因，
,
又由文献[1]P41附图3-1可知轴的材料敏性系数，
故有效应力集中系数

文献[1]P42附图3-2尺寸系数，
文献[1]P44附图3-4
轴未经表面强化处理

又由文献[1]P39表3-1与文献[1]P40表3-2的碳钢的特性系数
取； ，
计算安全系数

故该轴在截面左侧强度是足够的
（3）截面E右侧
抗截面系数按文献[1]P373表15-4中的公式计算

抗扭截面系数

弯矩及扭转切应力为

过盈配合处由文献[1]P43附表3-8用插值法求出并取
=3.16，故
文献[1]P44附图3-4 表面质量系数
轴未经表面强化处理，即 ， 则按文献[1]P25式（3-12）和文献[1]P25式（3-12a）故得综合系数为

又由文献[1]P39附表3-1与文献[1]P40附表3-2的碳钢的特性系数
取； ，取
计算安全系数

>>S=1.5
故该轴在截面右侧强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此轴的设计即告结束。

6.滚动轴承的选择及校核计算
根据条件，轴承预计寿命：。
6.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算
（1）轴承的选择
采用角接触球轴承，根据轴直径d=45mm，选择角接触球轴承的型号为
7209C，主要参数如下：

基本额定静载荷
基本额定动载荷
极限转速
（2）寿命计算
因蜗杆轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力

该轴承所受的径向力约为

对于70000型轴承，按文献[1]P322表13-7轴承派生轴向力，其中
为文献[1]P321表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，

查文献[1]P321表13-5得角接触球轴承判断系数

所以
当量动载荷
深沟球轴承所受的径向力约为

当量动载荷
所以，应用核算轴承的寿命
因为是球轴承，所以取指数
轴承计算寿命
减速器设计寿命
所以
满足寿命要求。
6.2蜗杆轴上轴承的选择计算
（1）轴承的选择
选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=65mm，选用角接触球轴承的型
号为7213C。
主要参数如下：
基本额定静载荷
基本额定动载荷
极限转速
（2）寿命计算
对于70000C型轴承，按文献[1]P322表13-7轴承派生轴向力，
其中为文献[1]P321表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，
但现轴承轴向力未知，故先初取，因此可估算：

按文献[1]P322式（13-11）得

由文献[1]P321表13-5进行插值计算，得，。
再计算：

两次计算的值相差不大，因此可以确定，，
，。
（3）轴承当量动载荷、
因为

由文献[1]P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系
数为
对轴承1
对轴承2
因轴承运转中有中等冲击载荷，按文献[1]P319表13-6，，取
。则：

轴承计算寿命
减速器设计寿命

所以
满足寿命要求。
（3）静载荷计算
查机械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷

因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数
所以
满足强度条件
（4）极限工作转速计算
以上所选各轴承的极限转速都成立，所以他们的极
限工作转速一定满足要求。

7.键连接的选择及校核计算
7.1输入轴与电动机轴采用平键连接
根据轴径，，查文献[2]P123可选用A型平键，得：，，，
即：键8×70GB/T1096-2003
键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献[1]P106表6-2查的许用应力 ，取其平均值。键的工作长度：

键与联轴器接触高度。由文献[1]P106式（6-1）得：

所以此键强度符合设计要求。
7.2输出轴与联轴器连接采用平键连接
根据轴径，，查文献[2] P123可选用A型平键，得：，，，
即：键20×70GB/T1096-2003
键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献[1]P106表6-2查的许用应力 ，取其平均值。键的工作长度：

键与联轴器接触高度。由文献[1]P106式（6-1）得：

所以此键强度符合设计要求。
7.3输出轴与蜗轮连接用平键连接
根据轴径，，查文献[1]P123可选用A型平键，得：，，，
即：键16×70GB/T1096-2003
键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献[1]P106表6-2查的许用应力 ，取其平均值。键的工作长度：

键与联轴器接触高度。由文献[1]P106式（6-1）得：

所以此键强度符合设计要求。

8．联轴器的选择计算
8.1与电机输出轴的配合的联轴器
（1）计算联轴器的计算转距

查文献[1]P351表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取

（2）型号选择
根据前面的计算，电机输出轴，选择弹性联轴器TL6型。
主要参数如下：
公称扭距（满足要求）
许用转速

，因此此联轴器符合要求。
轴孔直径
轴孔长度

9.润滑和密封说明
9.1润滑说明
因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。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。
9.2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，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。

10．拆装和调整的说明
在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。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。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。

11．减速箱体的附件说明

机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。

12.设计小结

早在大一的时候我就看着学长每天也是这么忙的在做课程设计，当时我就很不理解，我们专业有这么忙吗？现在我才知道了，原来我们专业是很有意思，能够让人学到很多知识。
转眼间，我就大三了，拿到任务书时我是非常的兴奋，当时心里就想一定要把课程设计做好。《机械设计课程设计》主要分为四个阶段。
第一阶段，设计计算阶段。在这一阶段中在老师的开题讲座中，我明白了我们本课程设计要设计什么，那一阶段该干些什么。在设计计算阶段中，我遇到了最大的一个问题就是蜗轮的传动比分配不合理。在这问题直接导致了我重新分配传动比，再次对减速器的各个零件的设计及选用。
第二阶段，减速器装配图草图绘制阶段。在这一阶段我们主要要根据我们之前的计算实现在图纸上，要确定箱体的大小，以及各个零件该安装在箱体的那个位置上。在老师的帮助下，我也参考了书籍资料，最终毫不费力的把草图绘制出来了。
第三阶段，用CAD绘制装配图和零件图。由于前两个阶段我做的比较仔细所以各个零件的尺寸我很快的就绘制了出来，但是由于工程制图的很多相关知识的遗忘，在绘制标准件和减速器附件时不是很顺利，要不停的去看书和查尺寸。但是经过我废寝忘食的绘制，最后这个难关也被我攻克了。
第四阶段，减速器设计说明书的书写。在这一阶段中，由于个零件图和装配图，与我最初的设计计算有一些出入，所以很多数据又进行了再计算。但是当我把说明书在word中体现出来后，文章的排版是一个很繁琐而又复杂的难题，按照老师的版面要求，最后把说明书排成了老师要求的版式。
在这个课程设计中，它把我以前所学的独立课程（如：机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、机械制造基础、工程材料与成型技术基础、互换性与测量技术、机械设计）有机结合了起来。在这过程中我充分的体会到了，这些学科即使相对独立又是密不可分的。通过这次设计把我以前落下的和忘了的知识都补了回来。
虽然在设计的工程中我有抱怨，但是我的内心还是想必须要把这个课程设计要做好。所以我每天从早八点到晚上十一点，不是太累的时候，我还做到凌晨的三四点。在这个繁琐又复杂的设计中，我体会到了我们专业需要我们严谨的思维、精确的计算、刻苦的精神。在此设计的过程中，又把我高三的奋斗精神激发了出来。这次课程设计我学到了以前没有学到的知识，体会到了我们专业的伟大，展望出了我们就业前景的美好。

13．参考文献

[1] 濮良贵，纪名刚.机械设计[M].第八版，北京：高等教育出版社，2005.
[2] 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册[S].第三版,北京：高等教育出版社，2005.
[3] 王伯平.互换性与测量技术基础.第三版，北京：机械工业出版社，2005.
[4] 范元勋，宋梅利，梁医.机械设计课程设计指导书[M].南京：南京理工大学，2007.
[5]王知行，邓宗全.机械原理.第二版，北京：高等教育出版社，2006.
[6]刘小年，郭克希.机械制图（机械类、近机类）.北京：机械工业出版社.
[7]余桂英，郭纪林.AutoCAD2006中文版实用教程.大连：大连理工大学出版社.
[8]朱张校，姚可夫.工程材料.第五版，北京：清华大学，2011.
[9]刘鸿文.材料力学.第五版，北京：高等教育出版社，2010.
[10]哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学.第七版，北京：高等教育出版社，2009.

输入功率：

输出功率：

输入转矩：

输出转矩：

取

L=90m
mm

T=34.3380