机械设计课程设计蜗杆.doc

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目 链式运送机传动装置

专业班级

设计者

指导教师

目 录
一 设计任务书 ……………………………………………3
二 传动方案的拟定 ………………………………………4
三 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算.…6
四 传动零件的设计计算 …………………………………11
1. 蜗杆及蜗轮的设计计算 ………………………11
2. 开式齿轮的设计计算 ………………………15
五 蜗轮轴的设计计算及校核 ………………………20
六 轴承及键的设计计算及校核 ………………………28
七 箱体的设计计算 …………………………………33
八 减速器结构与附件及润滑和密封的概要说明 …35
九 设计小结 ……………………………………………38
十 参考文献 ………………………………………………39

计算及说明
结果
一．设计任务书
（1）设计题目：链式运送机传动装置
设计链式运送机的动装置，如图所示。工作条件为：链式输送机在常温下工作，负荷基本平稳，输送链工作速度V的允许误差为±5％；两班连续工作制（每班工作8h），规定减速器设计寿命为5年，每年280个工作日。

（2）原始数据
运送机牵引力
F(KN)
鼓轮圆周速度（允许误差±%5）V(m/s)
鼓轮直径D（mm）
0.95
0.31
350

二. 传动方案的拟定
（1）传动简图

（2）传动方案分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。
传动装置在原动机与工作机之间传递运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还规定结构简朴、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为链轮输送机。本传动方案采用了三级传动，第一级传动为单级蜗轮蜗杆减速器，第二级传动为开式齿轮传动，第三极为链轮传动。蜗轮蜗杆传动可以实现较大的传动比，结构尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，应布置在高速级；开式齿轮传动的工作环境较差，润滑条件不好，磨损较严重，应布置在低速级；链传动的运动不均匀，有冲击，不适于高速传动，故布置在传动的低速级。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT100灰铸铁铸造而成。
该工作机采用的是原动机为Y系列三相笼型异步电动机，电压380 V，其结构简朴、工作可靠、价格低廉、维护方便，此外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内使用比较环保。由于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限度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简朴，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中规定的设计条件及环境。

三. 电动机选择及传动装置的运动和动力参数计算
3.1电动机的选择
1. 选择电动机的类型和结构形式
按工作规定和条件，选取Y系列鼠笼式三相异步电动机，电压380V。
2. 选择电动机容量
（1）工作机各传动部件的传动效率及总效率
查《机械设计课程设计指导书》各类传动、轴承及联轴器效率的概略值，减速机构使用了四对滚动轴承，两对联轴器、一对开式齿轮、蜗轮蜗杆机构和链传动，各机构传动效率如下：
；；；；
因此减速机构的总效率

（2）选择电动机的功率
所选电动机的额定功率应当等于或稍大于工作规定的功率。容量小于工作规定，就不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载而过早损坏；容量过大则电动机价格高，能力又不能充足运用，由于经常不满载运营，效率和功率因数都较低，增长电能消耗，导致很大浪费。
电动机所需的工作功率 ：

式中 Pd—工作机规定的电动机输出功率，单位为kW；
—电动机至工作机之间传动装置的总效率；
Pw—工作机所需输入功率，单位为kW；
工作机所需的功率:
=950×0.31／1000×0.667=0.441kW
（3）选择电动机的转速
1) 传动装置的传动比的拟定：
查《机械设计》书中得各级传动比如下：；
理论总传动比：;
2) 电动机的转速：
卷筒轴的工作转速：==60×1000×0.31/(π×350) = 16.92r/min
所以电动机转速的可选范围为：
= .=（30~280）×16.92=507.6~4732r/min
根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500 r/min的电动机。其重要功能如表：
Y112M-4型电动机重要功能
型号
额定功率
kW
满载转速 r/min
起动转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
重量
N
参考比价
Y801-4
0.55
1390
2.4
2.3
17
1.03

3.2传动装置的运动及动力参数计算
1.各轴转速计算
（1）总传动比及各级传动比配置：
总传动比: =nm／=1390／16.92=82.15；
由式

取 ；
（2）各轴转速：
1轴转速：／ = 1390／1 = 1390r/min
2轴转速：= 1390 r/min
3轴转速：／ =1390／31.08= 44.69r/min
4轴转速：／ =44.69／2.64 = 16.93r/min
5轴转速：=16.93 r/min
2.各轴输入功率计算
1轴功率：= =0.441kW
2轴功率：= ××=0.441×0.99×0.9875=0.431kW
3轴功率：= × ×=0.431×0.9875×0.785=0.334kW
4轴功率：= ××=0.334×0.9875×0.95=0.313kW
5轴功率：= ××=0.313×0.9875×0.99=0.306kW
3. 各轴输出功率计算
=×=0.441×0.9875=0.435kW
=×= 0.431×0.9875=0.426kW
=×=0.334×0.9875=0.330kW
=×=0.313×0.9875=0.309kW
=×=0.306×0.9875=0.302kW

4.各轴输入转矩计算
（1）电动机轴输入转矩
T=9550=9550×0.441／1390=3.030Nm
（2) 1~5轴输入转矩
1轴：T= T=3.030Nm
2轴：T= 9550=3.029Nm
3轴：T= 9550=92.08Nm
4轴：T= 9550= 71.36Nm
5轴：=9550=176.67Nm
5.各轴输出转矩计算
1轴：T= T=3.030Nm
2轴：T= 9550=2.99Nm
3轴：T= 9550=91.03Nm
4轴：T= 9550= 70.52Nm
5轴：=9550=174.30Nm

表3-2 各轴动力参数表
轴名
功率P/kw
转矩T/(N•m)
转速n/(r/min)
效率
传动比i
输入
输出
输入
输出
1轴

0.435

3.03
1390
0.99
1
2轴
0.431
0.426
3.029
2.99
1390
0.76
31.08
3轴
0.334
0.330
92.08
91.03
44.69
0.95
1
4轴
0.313
0.309
71.36
70.52
16.93
5轴
0.306
0.302
176.67
174.30
16.93
0.96
4

四. 传动零件的设计计算
一．蜗杆及蜗轮的设计计算
4.1选择蜗杆类型
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。
4.2材料选择
考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中档，故蜗杆采用45刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面规定淬火，硬度为45～55HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT200）制造。
4.3按齿面接触强度设计
根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。由《机械设计》式（11-12）则传动中心距为

（1）拟定作用在蜗轮上转矩T
由前面的计算得 T=79167.22 Nmm 估取效率=0.78
（2）拟定载荷系数
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数=1，由《机械设计》表11-5选取使用系数=1.1，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数=1.05，则 K==1×1.1×1.05=1.155
（3）拟定弹性影响系数
由于选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故
（4）拟定接触系数
先假设蜗杆分度远直径和传动中心距的比值为=0.35，从《机械设计》图11-18中查得=2.9
（5）拟定许用接触应力[]H
根据蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，可从《机械设计》表11-7查得蜗轮的基本许用应力 =268MPa。
应力循环次数N=60=6011390（825280）/31.08=6.009
寿命系数 =0.7992 ，则
==0.7992268=214.18MPa
（6）计算中心距
a=
取中心距a=170mm，由于=31.8，故从表11-2中选取模数m=8mm，蜗杆分度圆直径d1=80mm，这时d1/a=0.5，与假设相近，从《机械设计》图11-18中可查得=2.7<，因此以上计算结果可用。
4.4蜗杆与蜗轮的重要参数及几何尺寸
（1）蜗杆
轴向齿距Pa1==25.133mm；

直径系数q=10；

齿顶圆直径===80mm；
齿根圆直径===60.8mm；
分度圆导程角=arctan=5.71°（右旋）；
轴向齿厚==12.57mm。
螺旋长度b=104mm
（2）蜗轮
蜗轮齿数：=31；
变位系数==-0.5；
验算传动比：==31，这时传动误差为=0.28% ，是允许的
（右旋）
蜗轮分度圆直径：；
蜗轮喉圆直径：=+==264mm；
蜗轮齿根圆直径：=-==228.8mm
蜗轮咽喉母圆半径：=a-=125-215=28mm；
蜗轮轮缘宽度：b=72mm。
4.5 校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数=
根据=-0.5，=31.47，从《机械设计》图11-19中可查得齿形系数2.55
螺旋系数=
许用弯曲应力 =
从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa
寿命系数
==560.6724=37.6544MPa
所以==
<,弯曲强度校核满足规定。
4.6 验算效率η

已知=5.71°，=，与相对滑移速度有关

从《机械设计》表11-18中用插值法查得=0.017，=59′代入上式得
，大于原估计值，因此不用重算。
4.7热平衡计算
1验算油的工作温度
室温：通常取。
散热系数=8.15~17.45：取Ks=17 W/(㎡·℃)；
效率；
℃＜80℃
油温未超过限度
二． 开式齿轮的设计计算
1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数
（1） 根据设计的传动方案，选用开式直齿圆柱齿轮传动。
（2） 运送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095-88)。
（3） 材料选择：由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，两者材料硬度差为40 HBS。
（4）选小齿轮齿数为 ，大齿轮齿数为 取
2. 按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10-9a）进行试算，即

(1) 拟定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数
2）小齿轮传递的转矩
3）由表10-7选取齿宽系数
4）由表10-6查得材料的弹性影响系数

5）由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限
6） 由式10-13计算应力循环次数
7） 由图10-19取接触疲劳寿命系数
8） 计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得

（2） 计算
1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。

2） 计算圆周速度v

3) 计算齿宽b
4) 计算齿宽与齿高之比
模数
齿高

5） 计算载荷系数。
根据v=1.036m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数；
直齿轮，
由表10-2查得使用系数
由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮悬臂布置时
由 查图10-13得；故载荷系数

6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得

7） 计算模数m

2. 按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

(1) 拟定公式内的各计算数值
1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa；
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa；
2）由图10-18取得弯曲疲劳寿命悉数 ，；
3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得

4）计算载荷系数K。

5) 查取齿形系数。
由表10-5查得 =2.85； =2.19
6）查取应力校正系数。
由表10-5查得 =1.54； =1.785
7）计算大、小齿轮的 并加以比较。

故大齿轮的数值大。
（2） 设计计算

又将m增大10% 得：m=3.23，圆整后为m=4
对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小重要取决与弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.23并就近圆整为标准值m=4mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数
则：
。
这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4. 几何尺寸计算
（1） 计算分度圆直径

（2）计算中心距
（3）计算齿轮宽度
故取 ，

五. 轴的设计计算及校核
5.1轴的设计及校核
（1）选择轴的材料及热解决
考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴重要向蜗轮传递转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊规定，故选择常用的45钢，调质解决。查《机械设计》（表15-1）硬度HBS=217 ~ 255Mpa，强度极限=640 Mpa，=355Mpa，=275Mpa，=155Mpa，=60Mpa。
（2）求蜗轮轴上的功率、转速和转矩
由前面计算可知
= n1／ =1390／31.08=44.72r/min
== × ×=0.431×0.9875×0.785=0.334kW
= T××=3.03×0.9875×0.99=2.962Nm

（3）求作用在蜗轮上的力
切向力
轴向力
径向力

（4）初步拟定轴的最小直径
查《机械设计》（表15-3）先初步校核估算轴的最小直径，取A=112

（5） 轴的结构设计

[1]初选轴承
初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承；参照工作规定，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承。查《机械设计课程设计手册》（表9-3）初选型号为30209。
[2]各轴段径向尺寸拟定
初估轴径后,就可按轴上零件的安装顺序,从左端开始拟定直径.该轴轴段A-B为最小端,故该段直径为26mm。C-D段和F-G安装轴承，故该段直径为45mm。为了设计的需要，考虑安装密封装置，设计B-C段的直径为32mm。E-F段为蜗轮提供轴向定位，选直径为64mm。安装轴承的C-D段和F-G段均有挡油板，提供轴向定位。D-E段安装蜗轮，直径60mm。
[3]各轴段轴向尺寸拟定
A-B段安装齿轮，根据前面关于开式齿轮的设计计算，其长度可取70mm。B-C段考虑装配时扳手空间，取长度为42mm。C-D段和F-G段安装轴承及轴向定位的套筒和挡油板，其长度可分别取42mm和45mm。轴段D-E装蜗轮，取长度为80mm。E-F段为定位轴肩，其长度为5mm。
（6） 按弯扭合成校核高速轴的强度
在拟定轴承支点位置时，查《机械设计手册》得30209圆锥滚子轴承的a=16.9mm ，做出简支梁的轴的跨距为108mm。
由前面计算得：

① 绘出轴的计算简图

② 在水平面上
计算支反力：
N

得：
计算弯矩：

③在垂直面上：
计算支反力：
由

得，
计算弯矩：

则总弯矩为：

扭矩T： T=92080
(7) 按弯扭合成应力校核轴的强度
由图可知轴承上截面Ⅲ为危险截面，根据《机械设计》式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，

则轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质解决，由《机械设计》表15-1查得。因此<，故安全。
（8） 精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
截面Ⅰ，A,B,Ⅱ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拟定的，所以截面Ⅰ，A,B,Ⅱ均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面D处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面Ⅲ上的应力最大。截面E的应力集中的影响和截面D的相近，但截面E不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面Ⅲ上虽然应力最大，但应力集中不大，并且这里轴的直径最大，故截面Ⅲ也不必校核。截面E和F显然更不必校核，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D左右两侧即可。
２） 截面D左侧
　抗弯截面系数　　　　　　
　抗扭截面系数　　　　　　
　截面E左侧的弯矩M为

截面D上的扭矩T为　　　　
截面上的弯曲应力　　　　　
截面上的扭转切应力　　　　
轴的材料为45钢，调质解决。由表15-1查得
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2查取。因

经插值后可查得

由附图3-1得轴的材料的敏性系数为
故有效应力集中系数按式（附表3-4）为

由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为

轴未经表面强化解决，即则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为

又由得碳钢的特性系数

于是，计算安全系数值，按式（15-6）-（15-8）则得

(3) 截面D的右侧
抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算

抗扭截面系数

弯矩M及弯曲应力为

扭矩T及扭转切应力为

过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得

按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为

故得综合系数为

所以轴在截面D右侧的安全系数为

六．轴承及键的设计计算及校核

6.1轴承的设计计算及校核
（1） 蜗轮轴选用圆锥滚子轴承30209。

型号
外形尺寸（mm）
安装尺寸（mm）
内径d
外径D
宽度B
da
min
Da
min
ras
max
轴 承
30209
45
85
20.75
52
74
1.5
圆锥滚子轴承30209的相关参数

（2）轴承寿命验算
1） 预期寿命
规定使用寿命L=5年×280天×16小时=22400小时

2） 寿命计算
①求两轴承受到的径向载荷 ,
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（图B）和水平面（图C）两个平面力系。其中：图C中的 Fte为通过另加转矩而平移到指定轴线；图A中的Fae亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。

由分析可知

②求两轴承的计算轴向力和
由 ，Y=1.6 故

由
故轴承1被压紧，轴承2被放松
则 ，
③求轴承的当量动载荷 和
由《机械设计课程设计手册》表9-4查得30209圆锥滚子轴承的e=0.4,C=8350N
又 ，
故 ， ； ，
又 ，
故

④验算轴承寿命
由于 ，故按轴承1的受力大小进行验算
故所选轴承满足寿命规定。

6.2键的设计计算及校核
1.开式齿轮连接用键
（1） 选择键连接的类型和尺寸
一般8级以上精度的齿轮有定心精度规定，应选用圆头普通平键连接（A型）。
根据d=26mm,从《机械设计》表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=8mm,高度h=7mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=48mm。
（2） 校核键连接的强度
键材料选用45钢，查表知许用挤压应力，取其平均值, 键的工作长度，
故
小于，故键的联接的强度是足够的。
2.蜗轮连接用键
（1）选择键连接的类型和尺寸
根据蜗轮连接的精度规定，应选用圆头普通平键连接（A型）。根据d=60mm,从《机械设计》表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=18mm,高度h=11mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=58mm。
（2）校核键连接的强度
键材料选用45钢，查表知许用挤压应力，取其平均值, 键的工作长度，
故
小于，故键的联接的强度是足够的。

七. 箱体的设计计算
6.1箱体的基本结构设计
参考《机械设计课程设计手册》V5m/s，采用上置剖分式蜗杆减速器。
6.2箱体的材料及制造方法
选用铸铁HT100，砂型铸造。
6.3铸铁箱体重要结构尺寸和关系

名 称
称 号
一级齿轮减速器
计算结果
箱座壁厚
δ
0.04a+3mm≥8mm
10
箱盖壁厚
δ1
δ
9
箱座凸缘厚度
b
1.5δ
15
箱盖凸缘厚度
b1
1.5δ1
15
箱座底凸缘厚度
b2
2.5δ
25
地脚螺钉直径
df
0.036a+12mm
18
地脚螺钉数目
n
n =(L+B)/(200~300)
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75 df
12
箱座与箱盖连接螺栓直径
d2
(0.5~0.6) df
10
连接螺栓d2的间距
l
125~200mm
175
轴承端螺钉直径
d3
(0.4~0.5) df
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
(0.3~0.4) df
6
定位销直径
d
(0.7~0.8) d2
8
df、d1 、d2至外机壁距离
c1
见表2

df 、d1 、d2至缘边距离
c2
见表2

轴承旁凸台半径
R1
c2

凸台高度
h
根据低速轴承座外径拟定
40
箱机壁到轴承端面距离
l1
c1+ c2+(8~12)mm
50
蜗轮齿外圆与内箱壁距离
△1
≥1.2δ
10
蜗轮轮毂与内箱壁的距离
△2
≥δ
9
箱座肋厚
m
m≈0.85δ
7
箱盖肋厚
m1
m1≈0.85δ
7
轴承端盖外径
D2
轴承座孔直径+(5~5.5) d3
120
轴承端盖凸缘厚度
t
(1~1.2) d3
8
轴承旁连接螺栓距离
s
尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准，一般取
120
表1 铸铁减速器箱体重要结构尺寸参数

表2

螺栓直径
M8
M10
M12
M16
M20
M24
M30
C1min
14
16
18
22
26
34
40
C2min
12
14
16
20
24
28
34
沉头座直径
20
24
28
34
42
48
60

八．减速器结构与润滑及密封等概要说明
在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。
8.1减速器的结构
本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照装配图的基础上完毕的，该项减速器重要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。
该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式，具体结构详见装配图。
8.2减速器的润滑
蜗轮传动部分采用浸油润滑, 查《机械设计课程设计》，润滑油的粘度为220cSt。轴承采用脂润滑，查《机械设计课程设计》润滑脂的牌号为ZL-2。
蜗轮圆周速度v5m/s,为简化结构，减少成本，所以采用浸油润滑；轴承采用脂润滑。浸油润滑不仅起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充足润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H1 对于蜗杆上置一般为（0.75 ~1）个齿高，但油面不应高于蜗杆轴承下方滚动体中心，取浸油深度H1为10mm。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热，取油池深度H2≥30~50mm。换油时间为半年，重要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的限度。查手册选择L-CKB 150号工业齿轮润滑油。
8.3密封
减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。
（1）轴伸出处的密封
作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简朴、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短，故需经常检查、更换。
（2）轴承内侧的密封
该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。
（3）箱盖与箱座接合面的密封的接合面上涂上密封胶。
8.4附件的设计
（1）窥视孔盖和窥视孔
为了检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设立便于观测传动件啮合的位置并且有足够大的窥视孔，箱体上窥视孔处应凸出一块，以便加工出与孔盖的接触面。
（2） 排油孔、放油油塞、通气器、油标
为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座底部设有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放，平时排油孔用油塞及封油垫封住。
为了检查减速器内的油面高度，应在箱体便于观测、油面较稳定的部位设立油标。
（3） 吊钩
为了拆卸及搬运减速器，应在箱座上铸出吊钩，吊钩的尺寸可以根据具体情况加以修改。

九．设计小结
三个星期的努力，终于完毕了单级蜗杆减速器的设计，整个过程忙碌而充实，完毕了一张A0装配、俩张A3零件图的绘制和一份单级蜗杆减速器的设计说明书。这个过程，我受益匪浅。
机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，是理论联系实际的操作，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、机械工程材料与热加工工艺等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。并且，本次设计是我们学生初次进行完整综合的机械设计，它让我树立了对的的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和拟定传动方案的能力；为我此后的设计工作打了良好的基础。
通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力；通过一次次的实验和反复，整个过程下来，我可以比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等），获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具有的基本技能训练。
当一份课程设计完毕的时候，我既兴奋有骄傲，俩个星期下来虽然辛劳但是收获颇丰。几天以来，设计计算、三维绘图、二维工程图和在电脑前编辑排版说明书，让我体会到了学习机械设计的乐趣，同时增强了学好机械设计及相关知识的信心。
最后，感谢穆安乐老师及其他同学对我这次课程设计的指导和帮助！

十．参考文献
[1] 龚溎义 罗圣国等.《机械设计课程设计指导书》（第二版）.---北京：高等教育出版社，1990.4；
[2]濮良贵 纪名刚等.《机械设计》（第八版）.---北京：高等教育出版社，2023.5；
[3]王志忠.《工程图学基础与现代机械制图》.---西安:西安理工大学，2023，8；
[4]周春国 王慧武.《机械设计课程设计手册》（第二版）.---西安:西安理工大学机械设计系；
[5]哈尔滨工业大学理论力学教研室.《理论力学》. ---北京：高等教育出版社 ，2023.8 ；
[6]刘鸿文.《材料力学》. ---北京： 高等教育出版社，2023.8；
[7]孙恒 陈作模.《机械原理》（第七版）.--- 北京：高等教育出版社，2023.5；
[8]甘永立.《几何量公差与检测》.--- 上海：上海科学技术出版社，2023.1；
[9]梁戈 时惠英.《机械工程材料与热加工工艺》.---北京：机械工业出版社，2023.8；

=0.441kW

n=16.92/min

= 1390 r/min
=44.69r/min
=16.93r/min

=0.441kW

T=3.03Nm