搓丝机机械设计项目说明指导书.docx

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目：搓丝机传动装置设计
院 系：能源和动力工程学院
设 计 者： 14041225 赵博威
指导老师： 宁凤艳

6月1日
序言
章。在说明书最终将附上所用到参考资料。
本设计为机械设计基础课程设计内容，是前后学习过画法几何、机
械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程以后一次综合练习
和应用。本设计说明书是对搓丝机传动装置设计说明，搓丝机是专业生
产螺丝机器，使用广泛，此次设计是使用已知使用和安装参数自行设
计机构形式和具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图纸
过程。经过设计，我们回顾了之前相关机械设计课程，并加深了对很多
概念了解，并对设计部分基础思绪和方法有了初步了解和掌握。
本说明书书正文关键分为设计任务书、机械装置总体方案设计、主
要零部件设计计算、减速器箱体及附件设计、其它需要说明内容等五

目录
目录
一、设计任务书 1
1、设计题目 1
2、设计要求 1
3、技术数据 1
4、设计任务 2
二、总体方案设计 2
1、传动方案的拟定 2
（1）原动机 2
（2）传动机构 2
（3）执行机构 3
2、执行机构设计 4
（1）设计计算过程 4
（3）推板设计 7
3、电动机的选择 7
（1）电动机类型选择 7
（2）选择电动机功率 7
4、传动系统运动和动力参数 8
三、传动零件设计 10
1、蜗轮蜗杆的设计 10
最终结果: 14
2、直齿圆柱齿轮的设计 14
最终结果： 20
3、轴的设计和校核计算 21
（1）蜗杆轴 21
（2）蜗轮轴 24
4、轴承的设计和校核计算 30
（1）蜗杆轴轴承 30
（2）蜗轮轴轴承 34
5、键连接设计计算 35
（1）蜗杆上联轴器轴键 36
（2）蜗杆轴键 36
（3）蜗轮轴键 37
6、联轴器的选择 37
（1）输入轴 37
（2）输出轴 38
四、减速器箱体及附件的设计 38
1、箱体设计 38
2、润滑与密封 39
1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑 39
2、滚动轴承的润滑 39
3、油标及排油装置 39
4、密封形式的选择 39
5、技术要求 40
五、参考资料 40

一、设计任务书
1、设计题目
搓丝机
2、设计要求
1
1)该机用于加工轴辊螺纹，其结构见下图，上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。加工时，下搓丝板伴随滑块作往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块往复运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出和搓丝板一致螺纹。搓丝板共两对，可同时搓出工件两端螺纹。滑块往复运动一次，加工一件。

2)室内工作，生产批量为 5台。
3)动力源为三相交流 380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。
4)使用期限为 ，大修周期为 3年，双班制工作。
5)专业机械厂制造，可加工 7、8级精度齿轮、蜗轮。

图 1.1:搓丝机简图

3、技术数据

数据组编号
最大加工直径
最大加工长度
滑块行程
公称搓动力
生产率
2
12mm
180mm
340mm
9kN

32件/min

4、设计任务
（1）完成搓丝机总体方案设计和论证，绘制总体原理方案图。
（2）完成关键传动部分结构设计。
（3）完成装配图一张（用A0或A1图纸），零件图2张(A3图纸)。
（4）编写设计说明书1份。
二、总体方案设计
1、传动方案确实定
传动方案分为原动机、传动机构和实施结构
（1）原动机
设计要求：动力源为三相交流电380/220v，故原动机选择电动机。
（2）传动机构
因为输入轴和输出轴有相交，所以传动机构应选择锥齿轮或蜗轮蜗杆机构。
方案一：二级圆锥——圆柱齿轮减速器。
方案二：皮带——二级圆柱齿轮减速器
方案三：蜗轮——蜗杆减速器。

方案二
方案一

方案三

电动机输出转速较高，而且输出不稳定。总传动比较大，轴所受到弯扭矩较大。同时考虑到实际工作要求减速器所占空间应尽可能小，所以初步决定采取方案三：蜗轮——轮蜗杆速器，以实现在满足传动比要求同时拥有较高效率，和比较紧凑结构，同时封闭结构有利于在粉尘较大环境下工作。
依据设计，电动机经过联轴器，将功率传到蜗轮蜗杆机构中，达成减速目标，最终经过输出轴和实施机构相连接。
（3）实施机构
实施机构由电动机驱动，原动件输出等速圆周运动。传动机构应有运动转换功效，将原动件回转运动转变为推杆直线往复运动，所以应有急回运动特征。同时要确保机构含有良好传力特征，即压力角较小。
方案一：用摆动导杆机构实现运动形式转换功效。
方案二：用偏置曲柄滑块机构实现运动形式转换功效。
方案三：用曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串联组合，实现运动形式转换功效。
方案三
方案二
方案一

方案评价：
方案一：结构简单、紧凑，尺寸适中，最小传动角适中，传力性能良好，且慢速行程为工作行程，快速行程为返回行程，机会性能好，工作效率高，寿命长。
方案二：结构简单，不过不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。
方案三：结构简单，可实现复杂轨迹，但极位夹角小。
因为装料机轨迹简单，不需要较高精度，且单行程工作，考虑到工作效率问题，需要良好急回特征。总而言之，方案一作为装料机实施机构实施方案较为适宜。
2、实施机构设计
取急回系数k=1.5，则由θ=180°+θ180°-θ得θ=36°。简图以下：

由推杆行程得导杆长300mm,暂定曲柄长70mm,连杆长150mm,则由θ=36° 可得摇杆约为485mm。图示状态下，压力角最大为αmax=25°，传动角γmin=65°，传动性能良好。

3、电动机选择
（1）电动机类型选择
按工作条件和要求，选择Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步卧式电动机，电压380V。
（2）选择电动机功率
1）机械效率

效率
数量
弹性联轴器η1
0.99
1
蜗轮蜗杆η2
0.8
1
滚动轴承η3
0.99
2
总效率η=η1∙η2∙η32=0.7762
2)功率
P=Fvη=32×360×0.34×960×195×0.7762=3.88kw
电动机额定功率略大于即可，所以选定电动机额定功率为4kW。
3)确定电动机型号
电动机转速定为1500r/min，满载转速nm为1420 r/min，进而确定电动机型号为Y132M1-6。
4、传动系统运动和动力参数
（1） 总传动比：ia=nmnw=96032=30
（2） 分配传动比
蜗轮蜗杆i·=30
总传动比实际值和设计要求值许可误差为3%~5%。
（3） 运动和动力参数计算
0轴（电动机轴）
P0=Pd=3.88kW
n0=960r/min
T0=9550P0n0=38.6N∙m
1轴（蜗杆轴）
P1=P0η1=3.84kw
n1=960r/min
T1入=9550P1入n1=38.2N∙m
2轴（蜗轮轴）
P2入=P1出×0.8=3.011kW
n2=n1i=32r/min
T2=9550P2n2=898.8N∙m
轴名
功率P/kw
转矩T/N*m
转速
r/min
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电动机轴

3.88

38.6
960

1
3.84
3.80
38.2
37.8
960
1
0.98
2
3.76
3.01
898.8
889.8
32
30
0.792
三、传动零件设计
1、蜗轮蜗杆设计
计算项目
计算内容
计算结果
1．选择传动精度等级，材料
确定精度
考虑传动功率不大，转速也不是很高，批量小。
精度等级为8级，选择ZA型蜗杆传动，双头右旋蜗杆。
蜗杆用45号钢调质，表面硬度260HB，蜗轮轮缘材料用ZCuSn10P1砂模铸造。

2．确定蜗杆，涡轮齿数
传动比
传动比i=30
参考文件[2]3-4，取z1=2，z2=iz1=60。
蜗轮转速为n=32r/min
z1=2
z2=60
3.确定涡轮许用接触应力
蜗轮材料为锡青铜，则
σHP=σHP'ZvsZN
查文件[2]表3-10得σHP'=200N/mm2。
参考文件[2]图3-8初估滑动速度vs=4.5m/s,浸油润滑。
由文件[2]图3-10查得，滑动速度影响系数Zvs=0.92。
单向运转γ取1，涡轮应力循环次数为
NL=60γn2th=60×10×300×8×32=4.608×107
由文件[2]图3-11查得ZN=0.83，则
σHP=σHP'ZvsZN=200×0.93×0.67=152.72N/mm2

σHP=112.16N/mm2
4.接触强度设计
载荷系数K=1.1,蜗轮转矩为T2=955N·m
由文件[2]式（3-10）得
m2d1≥15000σHPz22KT2=15000152×602×1.1×955=2841.76mm3
查文件[2]表3-3可选择m2d1=5120mm3，
传动基础尺寸为m=8mm， d1=80mm，q=10。
蜗杆宽度
b1=2.5mz2+1=2.5×8×61mm=156.2mm

T2=955N·m
m=8mm
d1=80mm
q=10
b1=156.2mm

5.关键几何尺寸计算

蜗轮分度圆直径为：
d2=mz2=8×60=480mm。
蜗杆导程角为tanγ=z1q=210=0.2,则γ=11.31°。
涡轮齿宽（见文件[2]表3-5）为：
b2≈2m0.5+q+1=2×8×0.5+10+1=61.07mm
取b2=62mm。
传动中心距为：
a=0.5d1+d2=0.5×480+80=240mm。

d2=480mm
γ=11.31°
b2=62mm
a=240mm

6.计算涡轮圆周速度和传动效率

蜗轮圆周速度为：
v2=πd2n260×1000=π×480×3260×1000m/s=0.8042m/s
齿面相对滑动速度为：
vs=v1cosγ=πd1n160×1000cos11.31°=4.5905m/s
由文件[2]表3-7查出当量摩擦角为ρe=1.3°=1°19',由文件[2]式（3-5）得：
η1=tanγtanρe+γ=tan11.31°tan1.2°+9.09°=0.865
搅油效率η2=0.96，滚动轴承效率η3=0.99，则由文件[2]式（3-4）得
η=η1η2η3=0.894×0.96×0.99=0.821

v2=0.8042m/s
vs=4.45905m/s
η=0.821

7.校核接触强度
涡轮转矩为
T2=T1iη=9550×41420×30×0.82N⋅m=978.9N⋅m
由文件[2]表3-12可查弹性系数为ZE=155。
由文件[2]表3-13查得使用系数为KA=1。
取动载荷系数KV=1.1;载荷分布系数为Kβ=1，则由文件[2]式（3-11）得
σH=ZE9400T2d1d22KAKVKβ=(155×9400×978.980×4802×1×1.1×1)N/mm2=114.9N/mm2
σH<σHP，合格。

σH=114.9N/mm2
σHp=152N/mm2
σH<σHP，合格
8.轮齿弯曲强度校核
确定许用弯曲应力为σFP=σFP'YN。
由文件[2]表3-10查出σFP'=51 N/mm2（一侧受载）。
由文件[2]图3-11查出弯曲强度寿命系数YN=0.68，故
σFP=σFP'YN=51N/mm2×0.68=34.68N/mm2
涡轮复合齿形系数计算公式为
YFS=YFaYSa
涡轮当量齿数为
ze2=z2cos3γ=45cos311.31°=63.67
涡轮无变位,查文件[2]图2-20和图2-21得YFa=2.3，YSa=1.73，代入复合齿形系数公式得
YFS=YFaYSa=2.3×1.7=3.98
导程角γ系数为
Yβ=1-γ120°=1-11.31°120°=0.90575
其它参数和接触强度计算相同，则由文件[2]式（3-13）得
σF=666T2KAKVKβd1d2mYFSYβ=(666×978.9×1×1.1×180×480×8×3.98×0.90575)N/mm2=8.41N/mm2
σF<σFP，合格。

σFP=34.68N/mm2
σF=8.41N/mm2
σF<σFP，合格

9.蜗杆轴刚度验算
蜗杆所受圆周力为
Ft1=2T1d1=2×9.55×106×496080N=994.79N
蜗杆所受径向力为
Fr1=2T2d2tanαx=2×978.9×103480×tan20°N=1484.54N
蜗杆两支撑间距离L=0.9d2=0.9×480mm=432mm。
蜗杆危险截面惯性矩为
I=πdf464=π(80-2.5m)464=π(80-2.5×8)464mm4=6.36×105mm4
许用最大变形为yp=0.001d1=0.001×80mm=0.08mm。
由文件[2]式（3-14）得蜗杆轴变形为
y1=Ft12+Fr1248EIL3=994.792+1484.54248×2.07×105×6.36×105×4323mm=0.0216mm<0.08mm
y1<yp，合格。

Ft1=994.79N

Fr1=1484.54N

I=6.36×105mm4

yp=0.08mm

y1=0.0216mm
y1<yp，合格

10.蜗杆传动热平衡计算

蜗杆传动效率η=0.821，导热率k取为k=15W/(m2⋅℃)(中等通风环境)，工作环境温度t2取为t2=20℃，传动装置散热计算面积为
A=0.3(a100)1.73=0.3×2801001.73m2=1.959m2
由文件[2]式（3-15）得
t1=P1(1-η)kA+t2=4000×1-0.82115×1.959+20℃=44.37℃<95℃
合格。

t1==44.37℃<95℃
合格
最终止果:
i=30,η=0.82,n1=960rmin,n2=32rmin
蜗杆
涡轮
蜗杆
涡轮
m=8mm
8级精度
z1=2
z1=45
ZA型圆柱蜗杆传动
d1=80mm
d2=280mm
45钢
轮缘ZCuSn0P1
b1=156mm
b2=62mm
调质
砂模铸造
γ=11.31°(右旋）
HB=200

a=280mm

3、轴设计和校核计算
（1）蜗杆轴
计算项目
计算内容
计算结果
1．选择材料，热处理
45钢，正火，硬度为HB=170~217。

2．按扭转强度估算轴径
当轴材料为45钢时可取C=112，则
d≥C3Pn=112×33.84960=17.7mm
考虑键对强度影响和蜗杆直径影响，初取d=50mm。

3．初定轴结构

初定轴结构图所表示，选择一端游动一端固定支承方法。固定端选择两个圆锥滚子轴承30212，d=60mm，D=110mm，B=22mm。游动端选择深沟球轴承6212-2z-2，d=60mm，D=110mm，B=22mm αx=15°

4．轴空间受力
输入转矩T：
T=38.2N⋅m
蜗杆圆周力Ft1（蜗轮轴向力Fa2）：
Ft1=-Fa2=2Td=955N
蜗杆径向力Fr1（蜗轮径向力Fr2）：
Fr1=-Fr2=Ft2tanαx=1053.8N
蜗杆轴向力Fa1（蜗轮周向力Ft2）：
Fa1=-Ft2=T2d2=3393N
T=38.2N⋅m

Ft1=-Fa2=955N

Fr1=-Fr2=1053.8N

Fa1=-Ft2=3393N
5.求支反力，并绘出水平面和垂直面弯矩图及合成弯矩图

1）垂直面(Y-Z平面)支反力
FAy=Fr1l2+Fa1r1l1+l2=1053.8×240+3933×40480
=854.65N
FBy=Fr1-FAy=199.15N
Mxc=FAyl1=205116N∙mm
Mxc'=FByl2=47796N∙mm

2）水平面(Y-X平面)支反力及弯矩
FAx=Ft1l2l1+l2=477.5N
FBx=Ft1-FAx=477.5N
Myc=FAxl1=40217N∙mm

4）合成弯矩
Mc‘=Mxc2+Myc2=209121.5N∙mm
Mc’‘=Mxc’2+Myc2=62434.3N∙mm

FAy =854.65N
FBy=199.15N

Mxc=205166N∙mm
Mxc'=47756N∙mm

FAx=477.5N
FBx=477.5N
Myc=40217N∙mm

Mc‘=209121.5N∙mm
Mc’‘=62434.3N∙mm
6、计算并绘制转矩图
T1=38200N*mm

T1=38200N*mm

7、求当量弯矩,
转矩按脉动循环考虑，取

危险截面处当量弯矩：
Me=Mc'2+(αT1)2=210287.9N·mm
σbC=MeW=Me0.1d3=210287.90.1×603MPa=9.73MPa

Me=210287.9N·mm
σbC=9.73MPa

合格

（2）蜗轮轴
计算项目
计算内容
计算结果
1、选择材料、热处理
45钢，正火，硬度HB=170-217

2、按扭转强度初估轴径
查表得，当轴材料为45钢时可取C=112，
d≥C3Pn=112×33.01132=50.9mm
,取d=90mm
d=90mm
3、初定轴结
初定该轴为两端固定，取轴承6316（一对）

4、轴空间受力分析
涡轮受力和蜗杆受力大小相等，方向相反
T2=898.8N∙mm
蜗杆圆周力Ft2（蜗轮轴向力Fa1）：
Ft2=-Fa1=2Td=3393N
蜗杆径向力Fr2（蜗轮径向力Fr1）：
Fr2=-Fr1=Ft2tanαx=1053.8N
蜗杆轴向力Fa2（蜗轮周向力Ft1）：
Fa2=-Ft1=T2d2=955N

Ft2=-Fa1=3393N

Fr2=-Fr1 =1053.8N

Fa2=-Ft1=955N

5.求支反力，并绘出水平面和垂直面弯矩图及合成弯矩图

1）垂直面(Y-Z平面)支反力和弯矩
FBy=Fr2l3+Fa2r2l2+l3=1593N
FAy=Fr2l1-Fa2r2l2+l3=-549N
Myc=FAYl2=168858N∙mm
Myc'=FBYl3=-59292N∙mm

2）水平面支反力
FBx=Ft2l3l2+l3=1948N
FAx=Ft2l3l2+l3=1984N
Mxc=FAXl2=210384N∙m
Mxc'=FBxl3=210304N∙m

4）合成弯矩
Mc‘=Mxc2+Myc2=269767N∙mm
Mc’‘=Mxc2+Myc'2=218503N∙mm

FBy =1593N
FAy=-549N
Myc=168858N∙mm
Myc'=-59292N∙mm

FAx=1984N
FBx=1948N

Mxc=210384N∙mm
Mxc'=210304N∙mm

Mc‘=269767N∙mm
Mc’‘=218503N∙mm

6、计算并绘制转矩图
T2=898800N·mm

T2=898800N·mm

7、求当量弯矩

转矩按脉动循环考虑，取

危险截面处当量弯矩：
Me=Mc'2+(αT2)2=586968N·mm

σbC=MeW=Me0.1d3=5869680.1×903MPa=8.05MPa

Me=586968N·mm

合格
4、轴承设计和校核计算
滚动轴承寿命:
（1）蜗杆轴轴承
蜗杆轴采取一端固定一端游动支撑方案，固定端采取两个圆锥滚子球轴承，以承受蜗杆轴向力，按轴径初选30212；游动端采取一个深沟球轴承，只承受径向力，按轴径初选6012-2z-2。
1)深沟球轴承6012-2z-2（一个），其尺寸：D=170mm,d=80mm, B=39mm
计算项目
计算内容
计算结果
轴承关键性能参数
查[1]表6-63得轴承6316关键性能参数以下：
Cr=122KN
C0r=86.5KN
nlim=3800r/min
轴承受力情况
Fr1=FAy12+FAx12=979N
球轴承不负担轴向力：
Fa1=0
Fr1=979N
Fa1=0
X、Y值

∴X=1 Y=0
1
0
冲击载荷系数
查[2]表8-8

当量动载荷

1174.8N
轴承寿命

（球轴承）
Lh=565657h>58400h
满足使用寿命要求
载荷改变系数
PCr=0.031
f1=1
载荷分布系数
FaFr=0
f2=1
许用转速
n=f1f2nlim=3800r/mqin
n=3800r/min
大于工作转速960r/min
结论：所选轴承能满足寿命、静载荷和许用转速要求。

2)圆锥滚子轴承30212（一对，且成对安装），其尺寸D=110mm,d=60mm,B=22mm
计算项目
计算内容
计算结果
轴承关键性能参数
查[1]表6-67，轴承关键性能参数以下：
Cr=102KN
C0r=130KN
nlim=3600r/min

e =0.4
Y =1.5

成对安装：
Cr∑=279Cr=174kN
nlim∑=0.6~0.8nlim
=2160~2880r/min
Cr=102KN
C0r=130KN
nlim=3600r/min

e =0.4
Y =1.5

Cr∑=279Cr=174kN
nlim∑=0.6~0.8nlim
=2160~2880r/min
轴承受力情况
Fs=Fr2Y=172N
Fa=Fs+FA=3565N
Fs=172N
Fa=3565N
X、Y值
FaFr=6.56>e
X=0.67 Y=1.6
X=0.67
Y=1.6
冲击载荷系数
查[2]表8-8

当量动载荷

P =6930N

P =6930N

轴承寿命

（滚子轴承）
Lh=3848220h>58400h

寿命合格
载荷改变系数
PCr=0.017

载荷分布系数
对于圆锥滚子轴承
FaFr=6.56
f2=0.5
许用转速
n=f1f2nlim=1080-1440r/min
n=1080-1440r/min
大于工作转速32r/min
满足要求
结论：所选轴承能满足寿命、静载荷和许用转速要求。

（2）蜗轮轴
采取两端固定支撑方案。
深沟球轴承6316（一对），其尺寸D=170mm,d=80mm,B=39mm
计算项目
计算内容
计算结果
轴承关键性能参数
查[1]表6-67，30207轴承关键性能参数以下：
Cr=122KN
C0r=86.5KN
nlim=3800r/min
Fa=955N
FaC0r=0.011
e =0.19
Cr=122KN
C0r=86.5KN
nlim=3800r/min

轴承受力情况
Fr1=FAy12+FAx12=2058N
Fr2=FAy22+FAx22=2516N
Fs1=Fr12Y=20582×2.2=461N
Fs2=Fr22Y=571.8N
Fs2+Fa- Fs1=1065.8N>0
即轴承1侧压紧，2侧放松
Fa1=1065.8
Fa2=571.8

Fr1=2058N
Fr2=2516N

Fa1=1065.8
Fa2=571.8

X、Y值
Fa1Fr1=0.517>e
Fa2Fr2=0.227>e

X=0.56
Y=2.3
冲击载荷系数
查[2]表8-8

当量动载荷

P1=4324.6N P2=3268.9
P1=4324.6N
P2=3268.9
轴承寿命

（球轴承ε=3）
L10=11697258h>L
寿命合格
载荷改变系数
PCr=0.42

载荷分布系数
对于深沟球轴承
Tanα=0.517
f2=0.95
许用转速
n=f1f2nlim=3610r/min
n=3610r/min
大于工作转速32/min
满足要求
结论：所选轴承能满足寿命、静载荷和许用转速要求。
结论：所选轴承能满足寿命、静载荷和许用转速要求。
5、键连接设计计算
查[1]表6-57
键选择关键考虑所传输扭矩大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件对中要求等等。
（1）蜗杆上联轴器轴键
材料选45钢，则
键选择和参数
选择一般平键圆头A型。依据轴径d=50mm,选平键剖面尺寸b=14mm,h=9mm,键长L=50mm
键14×9
转矩
T=38.2N·m
T=38.2N·m
接触长度
L'=L-b=36mm
=24mm
校核强度
σp=4Thl'd=9.4MPa

故满足要求
（2）蜗轮轴键
材料选45钢，则
键选择和参数
选择一般平键圆头A型。依据轴径d=90mm,选平键剖面尺寸b=25mm,h=14mm,键长L=80mm
键25×14
转矩
T=898.8N·m
T=898.8N·m
接触长度
L'=L-b=55mm
=45mm
校核强度
σp=4Thl'd=51.8MPa

故满足要求
6、联轴器选择
查[1]表6-99
（1）输入轴
选择弹性套柱销式联轴器LT6 Y型，轴孔直径Φ35mm，轴孔长度82mm
（2）输出轴
连杆直接和蜗轮轴相连
四、减速器箱体及附件设计
1、箱体设计
查[1]表3-1
计算项目
计算内容
计算结果
箱座厚度
箱盖厚度
箱座突缘厚度
箱盖突缘厚度
箱座底突缘厚度
地角螺钉直径
地角螺钉数目
轴承旁连接螺钉直径
机盖和机座连接螺栓直径
轴承端盖螺钉直径
窥视孔盖螺钉直径
连接螺栓d2间距
定位销直径
大齿轮顶圆和内机壁距离
齿轮端面和内机壁距离
轴承端盖外径
轴承端盖突缘厚度
机盖肋厚
机座肋厚
δ=0.04a+3≥8
δ1=0.85δ≥8
b=1.5δ
b1=1.5δ1
b2=2.5δ
df=0.036a+12

d1=0.75 df
d2=(0.5—0.6) df
d3=(0.4—0.5) df
d4=(0.3—0.4) df
l=(150—200)mm
d=(0.7—0.8)d2
Δ1>1.2δ
Δ2>δ
D2=1.25D+10
t=(1—1.2)d3
m1=0.85δ1
m=0.85δ
取δ=14.2mm
取δ1=12.1mm
b=21.3mm
b1=18.2mm
b2=35.5mm
df=22mm
n=4
取d1=16mm
取d2=12mm
取d3=10mm
取d4=8mm

取d=10mm
取Δ1=17.04mm
取Δ2=14.2mm
依轴承而定
t=11mm
取m1=10.3mm
取m=10mm
2、润滑和密封
1、齿轮、蜗杆及蜗轮润滑
在减速器中，蜗杆相对滑动速度V=6.07m/s，采取浸油润滑，选择L-AN68。浸油深度通常要求浸没蜗杆螺纹高度，但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心高。
2、滚动轴承润滑
蜗杆轴上一个深沟球轴承和一对圆锥滚子轴承均用L-AN68采取油润滑。
其它两对轴承轮缘线速度均小于2m/s，所以应考虑使用油脂润滑，但应对轴承处dn值进行计算。dn值小于2×105mm∙r/min时宜用油脂润滑；不然应设计辅助润滑装置。
两对轴承处dn值分别为：5112 mm∙r/min，2640 mm∙r/min，均小于2×105mm∙r/min，所以能够选择油脂润滑。
采取脂润滑轴承时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承和箱体内部隔开。
在选择润滑脂牌号时，依据手册查得常见油脂关键性质和用途。因为本设计减速器为室内工作，环境通常，不是很恶劣，两对轴承均选择通用锂基润滑脂ZL-1（GB 7324-1987），它适适用于-20~120℃宽温度范围内多种机械设备轴承。
3、油标及排油装置
(1)油标：选择杆式油标C型
(2)排油装置：管螺纹外六角螺塞M24×2及其组合结构
4、密封形式选择
为预防机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在组成机体各零件间，如机盖和机座间、及外伸轴输出、输入轴和轴承盖间，需设置不一样形式密封装置。对于无相对运动结合面，常见密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴密封，则需依据其不一样运动速度和密封要求考虑不一样密封件和结构。输入轴因为距油面较近，故采取油沟式密封；蜗轮轴和轴承盖间V <3m/s，采取粗羊毛毡封油圈；输出轴和轴承盖间也为V <3m/s，故采取粗羊毛毡封油圈。
5、技术要求
（1）装配前全部零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油浸洗，箱体内不许可有任何杂物存生。
（2）保持侧隙大于0.115mm。
（3）调整、固定轴承时应留轴向间隙蜗杆轴上轴承∆1=40~70μm;小齿轮轴上轴承∆2=50~100μm;大齿轮轴上轴承∆3=80~150μm。
（4）齿轮传动侧隙大于0.175妹妹，蜗轮蜗杆传动侧隙大于0.115mm。
（5）涂色检验接触斑点，小齿轮沿齿高大于40%，沿齿长大于35%；大齿轮沿齿高大于20%，沿齿长大于35%；蜗轮蜗杆沿齿高大于55%，沿齿长大于50%
（5）减速器剖分面，各接触面及密封处均不许可漏油，剖分面许可涂以密封胶或水玻璃，不许可使用垫片。
（6）箱体外表面涂深灰色油漆，内表面涂耐油油漆。
（7）箱内装全损耗用油L-AN68至要求高度。

五、参考资料
[1]王之栎、王大康.《机械设计综合课程设计》[ISBN 978-7-111-12040-7].机械工业出版社.(重印)。
[2]王之栎、马纲.《机械设计》[ISBN 978-7-5124-0553-0].北京航空航天大学出版社.