一级蜗轮蜗杆减速器课程设计402%1%315（2）
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减速器课程设计
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一级蜗轮蜗杆减速器课程设计402%1%315（2）,减速器课程设计
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acer a c e r a L U U L nts湖南工业大学 第 1 页 带式输送机传动系统设计说明书 题 目： 单级蜗杆减速器 系 别： 机械 工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 机设 092班 学生姓名： 康鹏志 学 号： 09405100119 指导教师： 李历坚 职 称： 教授 2011 年 12 月 18 日 nts湖南工业大学 第 2 页 目 录 引言 5 1 设计题目 5 2 总体传动方案的选择与分析 7 3 传动装置运动及动力参数计算 7 4 蜗轮蜗杆的设计及其参数计算 10 5 轴的设计计算及校核 11 6 蜗杆蜗轮尺寸设计 18 7 蜗轮 轴的尺寸设计校核 21 8 轴承 校核 25 9 箱体的设计计算 26 10 减速器其他零件的 的选择 29 11 减速器附件 的选择 29 12 减速器润滑的概要说明 32 参考文献 33 谢辞 34 nts湖南工业大学 第 3 页 引言 课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。在2011年 12月 10日 -2011年 12月 28日为期 二 周的机械设计课程设计。本次是设计一个蜗轮蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机 联轴器 减速器 联轴器 滚筒 ），本人是在 指导老师 指 导下完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和 A2 图纸 装配图 1 张、 A4图纸 的零件图 2 张。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。 蜗轮蜗杆减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及辅助制造（ CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的研究，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。本文 主要介绍一级蜗轮蜗杆减速器的设计过程及其相关零、部件的 CAD 图形。计算机辅助设计（ CAD），计算机辅助设计及辅助制造（ CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，能清楚、形象的表达减速器的外形特点。 该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于 我 初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。 nts湖南工业大学 第 4 页 一 带式运输机的传动装置的设计 1.1带式运输机的工作原理 带式运输机的传动示意图如图 1、电动机 2、联轴器 3、 单级蜗杆减速器 4、联轴器 5、 滚筒 、 6、 输送带 图 2-7 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2 联轴器； 3 单级蜗杆减速器 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 1.2 工作情况 ： 已知条件 工作条件： 1）带式输送机在常温下连续工作、单向运转； 2)空载起动，工作时有中等冲击；输送带工作速度 v的允许误差为 5； 3)二班制（每班工作 8h），要求减速器设计寿命为 8 年，大修期为 2 3 年，小批量生产； 4)三相交流电源的电压为 380/220V。 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 2000 1.0 315 传动系统参考方案 带式输送机由电动机驱动。电动 机 1通过联轴器 2将动力传入单级蜗杆减速nts湖南工业大学 第 5 页 器 3，再通过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输送带 6工作。 课程设计内容及内容 1) 电动机的选择与运动参数计算； 2) 蜗 轮传动设计计算 ； 3) 轴的设计 ； 4) 滚动轴承的选择 ； 5) 键和连轴器的选择与校核； 6) 装配图、零件图的绘制 ； 7) 设计计算说明书的编写 ； 8) 减速器总装配图一张 ； 9) 蜗 轮、轴零件图各一张 ； 10)设计说明书一份 。 中 二 .总体传动方案的选择与分析 2.1 传动方案的选择 该传动方案 在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆 减速器传动装置 传动， 如下图所示 ： 2.2 传动方案的分析 该工作机采用的是 原动机为 Y 系列三相笼型异步电动机，三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，电压 380 V，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便；另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内使用比较环保。传动装置采用单级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nts湖南工业大学 第 6 页 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 电动机的选择 3.1 选择电动机的类型和结构形式 由于是在工厂一般工业用电是 380V， 并且这个生产单位采用三相交流电源，所以可考虑采用 Y 系列三相异步电动机。 三相异步电动机在的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。 且 一般电动机的额定电压为 380V 根据生产设计要求，该减速器卷筒直径 D=315mm。运输带的有效拉力F=2000N，带速 V=1.0m/s，载荷平稳，常温下连续工作，电源为三相交流电，电压为 380V。 所以，我使用电动机是三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为 380V， Y 系列 3.2 确定电动机的转速 同一功率的异步电动机有同步转速 3000r/min、 1500r/min、 1000r/min、 750r/min等几种。一般来说，电动机的同 步转速愈高，磁极对数愈少，外廓尺寸愈小，价格愈低 。 1) 穿动装置的传动比的确定： 查机械设计课程设计指导书书中表 9.2 得各级齿轮传动比如下： 4010蜗杆i理论总传动比： 4010 蜗杆总 ii 2) 电动机的转速： 卷筒轴的工作转速： nw 60 1000 v / D 60*1000*1.0/3.14*315=60.7r/min nts湖南工业大学 第 7 页 所以电动机转速的可选范围为： m in/24286077.60*)4010(. rinn d 总滚筒 3.3 确定电动机的功率 电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响。 因此， 电动机所需的功率 Pd按如下方法计算： 1）若已知工作机的阻力 （ 例如运输带的最大有效拉力 ） 为 F（ N） ，工作速度 （ 例如运输带的速度 ） 为 v（ m/s） ，则工作机所需的有效功率为 Pw=FV/1000=2000*1.0/1000=2.0kw 2） 求出 工作机所需的有效功率 PW后 ，则电动机所需的功率 Pd 为 Pr= Pw/ 式中， 为传动系统的总效率，按下式计算 ： 21 n 式中，1、2、n分别为传动 系统 中每对运动副或传动副 （ 如联轴器、齿轮传动、带传动、链传动和轴承等 ） 的效率。 传动 的总效率为： 82.075.0 蜗杆 查机 械设计课程设计指导书表 9.1 可知各传动部件的效率分别为： 995.099.0 联轴器 ； )(97.0 一对轴承 ； 97.094.0 卷筒 因此； 21 n=0.80*0.99*0.99*0.97*0.97*0.96=0.69 所以： 电动机所需的功率 Pd为 Pr= Pw/ =2.0/0.69=2.9KW 根据上面所算得的原 动机的功率与转速范围，符合这一范围的转速有 750 r/min、 1000 r/min 和 1500 r/min 三种。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 750r/min 的电动机。其主要功能表如下： 电动机 额定功 满载 转速 起 动转矩 /额定 最大转矩 /额定nts湖南工业大学 第 8 页 型号 率 kW /r/min 转矩 转矩 Y132M-8 3.0 710 2.0 2.0 表 3-1 表 3 2 四 计算总传动比和分配传动比 一、计算总传动比 根据电动机的满载转速mn和工作机所需转速wn，按下式计算机械传动系统的总传动比 i ： wmnni =710/60.7=11.70 所以取 12i 总二、传动比的分配 1) 各轴的转速： 第一轴转速： r/m in710nn m1 第二轴转速： r / m in17.5912/710inn 12 总4.2 各轴的输入功率 中心高 H 外形尺寸 L（ AC/2 AD） HD 底角安装尺寸 A B 地脚螺栓孔直径 K 轴身尺寸 D E 装键部位尺寸 F GD 132 515（ 270/2 210） 315 216 178 12 3880 103338 nts湖南工业大学 第 9 页 第一轴功率： kW87.299.09.2PPd01d1 联轴器第二轴功率： kW3.28.087.2PPP112d2 蜗杆第三轴功率： kW20.299.096.03.2PPP223d3 联轴器轴承 4.3 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩： mmN109.3710/9.21055.9nP1055.9T 46md6d 第一轴转矩： mmN109.3710/9.21055.91055.9nP1055.9T 4661161 第二轴转矩： mmN107.317.59/3.21055.9nP1055.9T 562262 第三轴转矩： mmN105.317.59/2.21055.9nP1055.9T 56w363 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表 ： 轴 名 功率 P/kW 转矩/T N mm 转速n/(r/min) 传动比i 效率 电机轴 2.9 4109.3 710 1 0.8 第一轴 2.87 4109.3 710 1 0.99 第二轴 2.3 5107.3 59.17 12 0.80 卷筒轴 2.2 5105.3 59.17 1 0.96 五 蜗轮蜗杆的设计及其参数计算 5.1 传动参数 nts湖南工业大学 第 10 页 蜗杆输入功率 P=2.9 kW，蜗杆转速 min/r710n 1 ，蜗轮转速 min/r17.59n 2 ，理论传动比 i=11.70，实际传动比 i=12，蜗杆头数 2Z1 ，蜗轮齿数 可查表 1110 可得到 。 5.2 蜗轮蜗杆材料及强度计算 减速器的为闭式传动，蜗杆选用材料 45 钢经表面淬火，齿面硬度 45 HRC,蜗轮缘选用材料 ZCuSn10Pb1,砂型铸造，为了省贵重的有色金属，仅齿圈用金属制造 ，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造，故 采用渐开线蜗杆。 蜗轮 材料的许用接触应力，由机械设计基础表 4-5 可知 , H=180MPa.所以先按齿面接触强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由书中公式，传动中心距： 1)由上面的表格知道作用在 蜗轮上的转矩 T2=3.9*105N*m 2) 确定载荷系数 K 因做荷比较稳定，故取齿向载荷系数 K =1；由表 11-5 选取使用系 K =1，因为转速不高，取动载系数 KV=1.05；因此 K=K K KV=1*1*1.05=1.05 (3 确定弹性系数 因选用的是 ZCuSn10Pb1 和钢蜗杆相 配，所以 ZE=160Mpa1/2 (4) 确定接触系数 Zp 先假设 蜗杆的反度圆直径 d1和传动中心距 a 的比值 d1/a=0.47 可以从图中可以查得 Zp=2.9。 (5) 确定许用接触应力 H根据蜗轮材料为 ZCuSn10Pb1，金属砂型铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC,可从书中表查的蜗轮的基本许用应力 H =268Mpa。 表 5 1蜗轮蜗杆的传动设计表 项 目 计算内容 计算结果 中心距的计算 3 22 )( HE ZZKTa nts湖南工业大学 第 11 页 蜗杆副的相对滑动速度 smTnV s/66.110*9.3740102.5102.55343214参考文献 5第 37页（ 23式） 1m/sd2,且与 轴承内径标准系列相符，故取 d3=54mm.( 轴承型号选 30211) 轴段 4安装蜗轮，此直径采用标准系列值，故取 d4=59mm 轴段 5为轴环，考虑蜗轮的定位和固定取 d5=69mm 轴段 6考虑左端轴 承的定位需要，根据轴承型号 30211查得 d6=63mm 轴段 7与轴段 3 相同轴径 d7=54mm 2.2 确定各轴段长度 为 了保证蜗轮固定可靠，轴段 4的长度应小于蜗 轮毂宽度 2mm，取 L4=60mm 为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体内壁间应有一定间隙，取两者间距为 23mm 为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内壁的距离为 2mm . 根据轴承宽度 B=21mm，取轴段 7长度 L7=21mm， 因为两轴承相对蜗轮对称，故取轴段 3 长度为 L3=（ 2+23+2+21） =48mm。 为了保证联轴器不与轴承盖相碰， 取 L2=22+46=68mm。 根据联轴器轴孔长度 112mm，取 L1=110mm。 因此，定出轴的跨距为 L=（ 10.5+25+59+25+10.5） =130mm.（一般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算） 蜗轮轴的总长度为 L 总 =130+21+68+110=329mm。 轴的结构示意图如图所示： d1=41mm d2=51mm d3=54mm d4=59mm d5=69mm d6=63mm d7=54mm L4=59mm L7=21mm L3=48mm L2=68mm L1=110mm L=130mm L 总=329mm 计算及说明 结果 nts湖南工业大学 第 19 页 按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图见下图） 1、 绘制轴的受力图 2.1 轴的受力分析图 rF 2RF aF1RF 1RF tF 2RF QF 图 7.1 X-Y 平面受力分析 tF1RF aF2RF QF图 7.2 X-Z 平面受力图 ： 1RF 2RF rF 图 7.3 合成弯矩 N m mMMMZXYX /22 302.49 44.29 21.80 图 7.4 当量弯矩 T 与 aT T=503.3Nmm aT=302.Nmm 图 7.5 蜗轮的分 度圆直径 d=195mm； nts湖南工业大学 第 20 页 转矩 T=37400N m 蜗轮的切向力 Ft=2T/d=2 39000/195=400N 蜗轮的径向力 Fr=Ft tan =400 tan20 =894.9N 蜗轮轴向力 Fa=Ft tan =400 tan30.75 =237.97N 2、 求水平面 H 内的支反力及弯矩 由于蜗轮相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。 HAF = 20024002/ FtF HB N C截面处的弯矩 132/130.02002 LFM HAHC （ C）求垂直平面 V 内的支反力及弯矩 支反力 由 0 AM 得 022 222 DFlFlF arVB lDFlFFarVB 22 222 N95.625130219523821309.894( NF v bFrF VA 95.26895.6259.8942 截面 C 左侧的弯矩 mNLF v aM v c 5.172/130.095.26821 Ft=400N Fr=894.9N Fa=238N HAF =200 N HBF =200 N HCM=13 计算及说明 结果 nts湖南工业大学 第 21 页 截面 C 右侧的弯矩 mNLF v bM v c 69.402/130.095.62522 求合成弯矩 截面 C 左侧的合成弯矩 mNMMM VCHCC 80.21)5.17(13 222121 截面 C 右侧的合成弯 矩 mNMMM VCHCC 29.4469.4013 222222 计算转矩 mNnPT 3.503740410*9.355.99550 2 求当量弯矩 因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数 a =0.6,危险截面 C 处的当量弯矩为 : 222 3.5036.025.17)(2 aTMecM c =302.49N*m 计算截面 C处的直径，校验强度 mmM e cd a 03.38551.0 1 0 0 049.30211.0 33 因此处有一键槽，故将轴径增大 5%，即： d=36.67*1.05=38.51mm 而结构设计中，此处直径 已初定为 60mm， 故强度足够 2MvcmN .69.401CMmN 80.212CM=mN 3.44T=mN 3.503ecM =302.49N*m ad=38.03mm 强度足够 45 钢 nts湖南工业大学 第 22 页 4 蜗杆轴的设计 1 轴的材料的选择，确定许用应力 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。 选取轴的材料为 45 钢，淬火处理。 按扭转强度，初步估计轴的最小直径 d A mmnp 40.18710 9.2115 33 0 Tc=1.15*9550*2.9/710=45mm 2确定各轴段直径 查表 GB 4384-1997 选用 TL4弹性套柱销 联轴器，标准孔径 d=28mm，即轴伸直径为 28mm 联轴器轴孔长度为： 44mm。 轴 的结构设计 从轴段 d1=28mm 开始逐渐选取轴段直径， d2起固定作用，定位轴肩高度可在（ 0.070.1） d 范围内，故 d2=28+0.1d1=31mm，该直径处安装密封毡圈，取标准直径。应取 d2=31mm； d3 与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，选定轴承型号为 30207。取 d3=35mm。 d4 起定位作用，由 h=（ 0.070.1） d3=（ 0.070.1） 35=2.5 3.5mm，取 h=3mm， d4=d3+h=35+3=38mm； d6=d4=38mm; d7段装轴承，取 d7=d3=35mm d5段取蜗杆齿顶圆直径 d5=96mm; 5.3.3 确定各轴段长度 L1取联轴器轴孔长度 44mm L2安装端盖取 L2=40mm L3安装轴承，取轴承宽度 L3=B=55mm L4和 L6为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取 L4=L6=10mm L7也安装轴承和端盖 L7=18mm L5为蜗杆轴向齿宽取 L5=107mm 定出轴的跨度为 ; L=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L3 =183mm 蜗杆的总长度为： L 总 =L+44+40+18 =285mm 45 钢 d=19mm d1=28mm d2=31mm d3=35mm d4=38mm d6=38mm d7=35mm d5=51mm L1=44mm L2=40mm L3=55mm L4=10mm L7=18mm L5=108mm L 总 =285mm nts湖南工业大学 第 23 页 5.3.4 蜗杆轴的强度校核 按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图和蜗轮轴相似，故不再作图） （ a） 绘制轴的受力图 （ b） 求水平面 H 内的支反力及弯矩 Ft1=Fa2=238N Fr1=Fr2=894.9N Fa1=Ft2=400N 由于蜗杆相对支撑点对称布置，故两端支承反 力相等。 HAF = NFtF HB 11922382/ C截面处的弯矩 mNLFM HAHC 90.102183.01192 （ C）求垂直平面 V 内的支反力及弯矩 支反力 由 0 AM 得 022 111 DFlFlF arVB lDFlFFarVB 22 111 N17.491183/24040021839.894( NF v bFrF VA 7.40317.4919.8941 截面 C 左侧 的弯矩 mNLF v aM v c 94.362183.07.40321 截面 C 右侧的弯矩 mNLF v bM v c 75.1712403.036.85222 求合成弯矩 截面 C 左侧的合成弯矩 mNMMM VCHCC 51.3894.3690.10 222121 截面 C 右侧的合成弯矩 Ft1=238N Fr1=894.9N Fa1=400N HAF =119N HCM mN 90.10VAF N7.4031Mvc mN 94.36 1CM mN 51.38nts湖南工业大学 第 24 页 mNMMM VCHCC 10.17275.17190.10 222222 计算转矩： mNnPT 58.524710410*9.355.99550 1 求当量弯矩 因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a =0.6,危险截面 C 处的当量弯 矩为 : 222 58.5246.0210.172)(2 aTMecM c =172.4N*m 计算截面 C处的直径，校验强度 mmM e cd 53.31551.0 10004.17211.0 33 因此处有一键槽，故将轴径增大 5%，即： d=31.53*1.05=33.11mm 而结构设计中，此处直径已初定为 96mm， 故强度足够 蜗杆轴的结构示意图如下图所示： 2CM mN 10.172ecM =172.4N*m 强度足够 nts湖南工业大学 第 25 页 七 .轴承的校核 7.1 校核 轴承 查表 GB/T297-1994 额定动载荷 Cr=90.8 103 N 基本静载荷 Cor=115*103 N 1、 求两轴承受到的径向载荷 Fr1和 Fr2 由前面设计蜗轮时求得的： Fr1v=VAF= 95.268 Fr2v=VBF 95.625N Fr1H= HAF =200 N Fr2H= HBF =200 N Fr1= 16.335200)95.268( 222121 HFrvFrN Fr2= 13.65720095.625 222222 HFrvFrN （ 1） 求两轴承计算轴向力 Fa1和 Fa2 查表 GB/T297-1994 可知 e=0.4 附加轴向力 轴向力 FA=238N 轴承 2 端被压紧，故 求当量动载荷 P1 和 P2 33.016.335 72.11111 FrFae 查表 GB/T297-1994，取 X=1,Y=0 Fr2v 95.625 N Fr1H=200 N Fr2H=200 N Fr1= 16.335 N Fr2 = 13.657 N e=0.4 1SF N72.1112SF N04.2191aF N72.1112aF N04.457NYFF RS 72.1115.12 16.3352 11 NYFF RS 04.2195.12 13.6572 22 21 72.34923872.111 FSNFFS A NFSF a 72.11111 NFFSF Aa 04.45722 nts湖南工业大学 第 26 页 eFrFa 69.013.657 04.45722查表 GB/T297-1994，取 X=0.4,Y=1.5 计算 P1、 P2，由于载荷平稳取 fp=1,则 验算轴承寿命 因为 P1P2，所以按轴承的受力大的计算： 所以轴承满足寿命要求。 2p N41.948 hL= h42400 轴承满足寿命要求 计算及说明 结果 7.1 蜗杆联接键 键的 选择和参数 选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 11.27 查得 d=59时。应选用键 A18*11 GB/T1096-2003 转 矩 3.9*105N.m 键长 mmL 561 接触长度 l1= L1 b=56-18 l1=38 因此 : 6.9741385.5 10418210233 K ldTMPa=110MPa 其中： K=0.5*h=5.5 所以此键合格。 NyFxFP ar 16.335111 NyFxFp ar41.94804.4575.113.6574.0)222 hLhLhPCnh4 6 7 2 04 2 4 0 0)()( 31041.9489 0 8 0 017.591 6 6 7 01 6 6 7 0 nts湖南工业大学 第 27 页 7.2蜗轮轴键的选择 键的 选择和参数 选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 11.27 查得 d=51时。应选用键 A16*10 GB/T1096-2003 转 矩 3.9*105N.m 键长 mmL 451 接触长度 l1= L1 b=45-16 l1=29 因此： 9.7251455 10418210233 K ldTMPa=110MPa 其中 K=0.5*h=5 所以此键合格。 九 箱体设计 表 9.1箱体的结构尺寸 减速器箱体采用 HT200 铸造，必须进行去应力处理。 设计内容 计 算 公 式 计算结果 箱座壁厚度 8304.0 a=0.04 125+3=8mm a为蜗轮蜗杆中心距 取 =8mm 箱盖壁厚度 1 85.01 =0.85 8=6.8mm 取 1=7mm 机座凸缘厚度 b b=1.5 =1.5 8=12mm b=12mm 机盖凸缘厚度 b1 b1=1.5 1=1.5 6.8=10.2mm b1=11mm 机盖凸缘厚度 P P=2.5 =2.5 14=35mm P=35mm 地脚螺钉直径 d 5.1612125036.012036.0 ad f d=17mm 地脚沉头座直径 D0 D0=44mm D0=44mm 地脚螺钉数目 n 取 n=4个 取 n=4 nts湖南工业大学 第 28 页 底脚凸缘尺寸（扳手空间） L1=28mm L1=28mm L2=24mm L2=24mm 轴承旁连接螺栓直径 d1 d1= 13.5mm d1=14mm 轴承旁连接螺栓通孔直径d1 d1=15.5 d1=15.5 轴承旁连接螺栓沉头座直径 D0 D0=30mm D0=30mm 剖分面凸缘尺寸（扳手空间） C1=18mm C1=18mm C2=30mm C2=30mm 上下箱连接螺栓直径 d2 d2 =10mm d2=10mm 上下箱连接螺栓通孔直径d2 d2=11.5mm d2=11.5mm 上下箱连接螺栓沉头座直径 D0=22mm D0=22mm 箱缘尺寸（扳手空间） C1=18mm C1=18mm C2=16mm C2=16mm 轴承盖螺钉直径和数目 n,d3 n=4, d3=7.2 mm n=4 d3=7.2mm 检查孔盖螺钉直径 d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm 圆锥定位销直径 d5 d5= 0.8 d2=8mm d5=8mm 减速器中心高 H H=250mm H=250mm 轴承 旁凸台半径 R R=C2=15mm R1=15mm 轴承旁凸台高度 h 由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 取 50mm 轴承端盖外径 D2 D2=轴承孔直径 +(55.5) d3 取 D2=350mm 箱体外壁至轴承座端面距离 K K= C1+ C2+(810)=57mm K=57mm 轴承旁连接螺栓的距离 S 以 Md1螺栓和 Md3螺钉互不干涉为准尽量 S=120 nts湖南工业大学 第 29 页 靠近一般取 S=D2 蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离） L1=K+ =65mm L1=65mm 蜗轮外圆与箱体内壁之间的距 离 2.11 =9.6mm 取 1 =9.6mm 蜗轮端面与箱体内壁之间的距离 2=8mm 取 2 =8mm 机盖、机座肋厚 m1,m m1=0.85 1=6.8mm, m=0.85 =8mm m1=5.78mm, m=7mm 以下尺寸以参考文献机械设计、机械设计基础课程设计 杨光 等主编 高等教育出版社 1995年 表 6-1为依据 蜗 杆顶圆与箱座内壁的距离 6=43mm 轴承端面至箱体内壁的距离 3=4mm 箱底的厚度 20mm 轴承盖凸缘厚度 e=1.2 d3=12mm 箱盖高度 116mm 箱盖长度 （不包括凸台） 308mm 蜗杆中心线与箱底的距离 277mm 箱座的长度 308mm 装蜗杆轴部分的长度 329mm 箱体宽度 （不包括凸台） 206mm 箱底座宽度 199mm 蜗杆轴承座孔外伸长度 10mm 蜗杆轴承座长度 65mm 蜗杆 轴承座内端面与箱体内壁距离 5mm 十 、减速器其他零件的选择 经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、nts湖南工业大学 第 30 页 定位销的组合设计，经校核确定以下零件： 表 10-1键 单位： mm 安装位置 类型 b（ h9） h（ h11） L9（ h14） 蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处 GB1096-90 键 10 50 10 8 50 蜗轮与蜗轮轴联接处 GB1096-90 键 18 56 18 11 56 蜗轮轴、联轴器及传动滚筒 联接处 GB1096-90 键 20 50 20 12 50 表 10-2 圆锥滚动轴承 单位： mm 安装位置 轴承型号 外 形 尺 寸 d D B 蜗 杆 3509 45 85 23 209 45 85 19 蜗轮轴 3508 40 80 23 208 40 80 18 表 10-3密封圈（ GB9877.1-88） 单位： mm 安装位置 类型 轴径 d 基本外径 D 基本宽度 蜗杆 B40 85 4 40 85 4 蜗轮轴 B61 100 10 40 80 8 表 10-4弹簧垫圈（ GB93-87） 安装位置 类型 内径 d 宽度（厚度） 材料为 65Mn，表面氧化的标准弹簧垫圈 轴承旁连接螺栓 GB93-87-16 16 4 nts湖南工业大学 第 31 页 上下箱联接螺栓 GB93-87-12 12 3 表 10-5挡油盘 参考文献 机械设计课程设计（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年 第 132页表 2.8-7 安装位置
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