蜗轮蜗杆减速器课程设计含图纸.doc

蜗轮蜗杆减速器设计
摘 要
　　　　通过对减速器的简朴了解，开始学习设计齿轮减速器，尝试设计增强感性认知和对社会的适应能力，及进一步巩固已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题，以求把理论和实践结合一起，为以后的工作和更好的学习积累经验。　　　　学习如何进行机械设计，了解机械传动装置的原理及参数搭配。学习运用多种工具，比如CAD等，直观的呈现在平面图上。通过对圆柱齿轮减速器的设计，对齿轮减速器有个简朴的了解与认知。齿轮减速器是机械传动装置中不可缺少的一部分。机械传动装置在不断的使用过程中，会不同限度的磨损，因此要经常对机械予以维护和保养，延长其使用寿命，高效化的运营，提高生产的效率，减少生产的成本，获得最大的使用效率。

关键词：机械传动装置、齿轮减速器、设计原理与参数配置

In this paper
Through the simple understanding of the speed reducer, started learning design of gear reducer, attempt to design enhance the perceptual cognition and ability to adapt to society, and further consolidate the learned theory knowledge, to improve the integrated use of knowledge discovery and solve problems, in order to combine theory and practice together, for the later work and better learning experience. Learn how to do mechanical design, to understand the principle of mechanical transmission device and parameter collocation. Study using a variety of tools, such as CAD, intuitive present on the floor plan. Through the design of cylindrical gear reducer, gear reducer is a simple understanding and cognition. Gear reducer is an indispensable part of in mechanical transmission device. Mechanical transmission device in use process, will be different degree of wear and tear, so often to mechanical maintenance and maintenance, prolong the service life and highly effective operation, improve production efficiency, reduce the cost of production, achieve maximum efficiency.

Keywords: mechanical transmission gear, gear reducer, the design principle and parameter configuration

目 录
摘要 I
In this paper II
1．电机选择 1
2．选择传动比 2
2.1总传动比 2
2.2减速装置的传动比分派 2
3．各轴的参数 2
3.1各轴的转速 2
3.2各轴的输入功率 3
3.3各轴的输出功率 3
3.4各轴的输入转矩 3
3.5各轴的输出转矩 3
3.6各轴的运动参数表 4
4.蜗轮蜗杆的选择 4
4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型 4
4.2选择材料 4
4.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设 4
4.4蜗杆与蜗轮的重要参数与几何尺寸 6
4.5校核齿根弯曲疲劳强度 7
4.6验算效率 7
4.7精度等级公差和表面粗糙度的拟定 8
5．圆柱齿轮的设计 8
5.1材料选择 8
5.2按齿面接触强度计算设计 8
5.3计算 9
5.4按齿根弯曲强度计算设计 10
5.5取几何尺寸计算 11
6． 轴的设计计算 12
6.1蜗杆轴 12
6.1.1按扭矩初算轴径 12
6.1.2蜗杆的结构设计 12
6.2蜗轮轴 13
6.2.1输出轴的设计计算 13
6.2.2轴的结构设计 14
6.3蜗杆轴的校核 15
6.3.1求轴上的载荷 15
6.3.2精度校核轴的疲劳强度 17
6.4蜗轮轴的强度校核 20
6.4.1精度校核轴的疲劳强度 22
6.4.2精度校核轴的疲劳强度 22
7.滚动轴承的选择及校核计算 25
7.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算 25
7.2蜗杆轴上轴承的选择计算 27
8.键连接的选择及校核计算 30
8.1输入轴与电动机轴采用平键连接 30
8.2输出轴与联轴器连接采用平键连接 30
8.3输出轴与蜗轮连接用平键连接 31
9．联轴器的选择计算 31
9.1与电机输出轴的配合的联轴器 31
9.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器 32
10.润滑和密封说明 32
10.1润滑说明 32
10.2密封说明 33
11．拆装和调整的说明 33
12．减速箱体的附件说明 33
13.设计小结 33
14．参考文献 34

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
：直齿圆柱齿轮的传动效率0.97
：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4kw

符合这一规定的同步转速有750r/min , 1000r/min , 1500r/min电机容量的选择比较：

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
4
750
720
重
高
2
Y132M-6
4
1000
960
中
中
3
Y112M-4
4
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-6D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派

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
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

35.39
7
960
1

0.99
1轴
3.5233
3.4579
35.0388
34.3380
960
31.0875
2轴
2.5889
2.2571
800.620
784.5997
30.8806
0.735
1
3轴
2.5117
2.4615
776.754
761.2185
30.8806
0.9702
4
卷轴
2.3876
2.3398
2953.53
2894.457
7.72
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，齿面规定淬火，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）拟定载荷系数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）拟定弹性影响系数
因选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配的缘故，有
（4）拟定接触系数
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）拟定许用接触应力
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=8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蜗杆与蜗轮的重要参数与几何尺寸

（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拟定
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规定的公差项目及表面粗糙度，此处从略。具体情况见零件图。

5．圆柱齿轮的设计
P=2.5117KW ，， i=4.0
5.1材料选择
（1）小齿轮的材料为40，硬度为280,大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240,两者之差为40。
（2）精度等级选8级精度。
（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。
（4）选压力角为。
5.2按齿面接触强度计算设计
按式（10-21）试算，即

（1）拟定公式中的各参数
①试选载荷系数，。
②计算小齿轮的传递扭矩

③由文献[1]P205表10-7选齿宽系数。
④由文献[1]P201表10-6查的材料的弹性影响系数。
⑤由文献[1]P209图10-21d按齿面硬度查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由文献[1]P206式10-13计算应力循环次数。

⑦由文献[1]P207图10-19取接触疲劳寿命系数。
⑧计算疲劳需用应力。
取失效概率为1%，安全系数，由文献[1]P205式（10-12）得

5.3计算

（2）试算小齿轮的分度圆的直径代入中较小值

（2）计算圆周速度

（3）计算齿宽

（4）齿宽与齿高之比
模数
齿高

（5）计算载荷系数
根据，7级精度，由文献[1]P194图10-8查的动载荷系；
直齿轮，。
由文献[1]P193表10-2查的使用系数 ：

由文献[1]P196表10-4用插值法6级精度，小齿轮相对支撑对称分布

由，查文献[1]P198图10-13得；故载荷系数

（6）按实际载荷系数校正算的分度圆直径，由文献[1]P204式（10-10）得

（7）计算摸数

5.4按齿根弯曲强度计算设计
由文献[1]P201式（10-5）得弯曲强度计算设计

（1）公式内容的各计算值
①由文献[1]P208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；
②由文献[1]P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数
③计算弯曲疲劳许应力
取弯曲疲劳安全系数由文献[1]P205式（10-12）得

④计算载荷系数

⑤查齿形系数。
由文献[1]P200表10-5查的 。
⑥查取应力校正值系数。
由文献[1]P200表10-5查的 。
⑦计算大、小齿轮的并加以比较。

大齿轮的值大
（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模的大小取决于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4.5879并就近圆整为标准值，按接触强度算的的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由
取
取
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
5.5取几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径

（2）计算中心距

圆整取a=333mm
（3）计算齿轮宽度

6． 轴的设计计算
6.1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=35.2156Nm
6.1.1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
6.1.2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6.1 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：由于定位销键高度，
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，参考规定因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
图6.1 蜗杆轴结构
6.2蜗轮轴
6.2.1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）初步拟定轴径的最小直径
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
6.2.2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）拟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6.2 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，参照规定取型号为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，考虑到箱体误差在拟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：
。

图6.2 蜗轮轴结构
（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
6.3蜗杆轴的校核
6.3.1求轴上的载荷
图6.3 蜗杆轴受力分析图

一方面根据轴的结构图（图6.1）做出轴的计算简图（图6.3）。在拟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6.3 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。
6.3.2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拟定的，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），并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，调质解决由文献[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
轴未经表面强化解决

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
轴未经表面强化解决，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。
6.4蜗轮轴的强度校核
6.4.1求轴上的载荷

图6.4 受力分析图

一方面根据轴的结构图（图6.1）做出轴的计算简图（图6.3）。在拟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6.4 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
6.4.2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拟定的，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），并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，调质解决由文献[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
轴未经表面强化解决

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
轴未经表面强化解决，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。

7.滚动轴承的选择及校核计算
根据条件，轴承预计寿命：。
7.1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，重要参数如下：

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，其值由的大小来拟定，

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
由于是球轴承，所以取指数
轴承计算寿命
减速器设计寿命
所以
满足寿命规定。
7.2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。
重要参数如下：
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，其值由的大小来拟定，
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，因此可以拟定，，
，。
（3）轴承当量动载荷、
由于

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
因轴承运转中有中档冲击载荷，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
满足寿命规定。
（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规定。

8.键连接的选择及校核计算
8.1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/T1096-2023
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规定。
8.2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/T1096-2023
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规定。
8.3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/T1096-2023
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规定。

9．联轴器的选择计算
9.1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。
重要参数如下：
公称扭距（满足规定）
许用转速

，因此此联轴器符合规定。
轴孔直径
轴孔长度
9.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器
（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，蜗轮输出轴，选择弹性销柱联轴器HL
4型。
重要参数如下：
公称扭距

许用转速

，因此此联轴器符合规定。
轴孔直径
轴孔长度

10.润滑和密封说明
10.1润滑说明
由于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，由于轴承转速v<1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。
10.2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。

11．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，由于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拟定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度规定期，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。

12．减速箱体的附件说明
机座和箱体等零件工作能力的重要指标是刚度，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约计算出尺寸，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、润滑等因素后拟定的。

13.设计小结
早在大一的时候我就看着学长天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，本来我们专业是很故意思，可以让人学到很多知识。
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。重要分为四个阶段:
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，我碰到了最大的一个问题就是蜗轮的传动比分派不合理。在这问题直接导致了我重新分派传动比，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。在这一阶段我们重要要根据我们之前的计算实现在图纸上，要拟定箱体的大小，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不久的就绘制了出来，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，要不断的去看书和查尺寸。但是通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，按照老师的版面规定，最后把说明书排成了老师规定的版式。
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。所以我天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。
设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。通过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。

14．参考文献
[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社，2023．5
[2] 陆玉．机械设计课程设计（第4版）．北京：机械工业出版社，2023．12．
[3] 张龙．机械设计课程设计手册（第一版）．北京：国防工业出版社，2023．5
[4] 徐鄢主编. 机械设计手册第二版. 上海: 机械工业出版社,1992.
[5] 刘鸿文主编. 材料力学第四版. 高等教育出版社, 2023.
[6] 张冶，洪雪. Pro/ENGINEER野火版3.0范例导航. 清华大学出版社, 2023
[7] 甘永立. 几何量公差与检测. 上海科学技术出版社，2023
[8] 杨德兴. 工程图学与计算机绘图. 北京航空航天大学出版社,2023