蜗杆-齿轮二级减速器设计

==16.67运动和动力参数的计算：设电机轴为0轴，蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。1.各轴转速n0=n1=nm=910r/minn2=nm/i1=910/16.67=54.59r/minn3=n4=n2/i2=54.59/3.04=17.96r/min2.各轴输入功率：P0=0.81KwP1=P0η1=0.81×0.99=0.80KwP2=P1η2η4=0.80×0.99×0.80=0.628KwP3=P2η2η3=0.628×0.98×0.97=0.597KwP4=P3η1η2=0.597×0.98×0.99=0.579Kw3.各轴输入转距：T0=9550×P0/nm=9550×0.81/910=8.23N·mT1=9550×P1/n1=9550×0.80/910=8.13N·mT2=9550×P2/n2=9550×0.628/54.59=109.9N·mT3=9550×P3/n3=9550×0.597/17.96=317.45N·mT4=9550×P4/n4=9550×0.0.579/17.96=307.88N·m表2运动及动力参数轴号功率P（Kw）转矩T(N·m)转速n（r/min)传动比i效率η电机轴0.818.239101.00.981轴0.808.1391016.670.932轴0.628109.954.593.040.953轴0.597317.4517.9610.96卷筒轴0.579307.8817.964关键零部件的设计与计算4.1设计原则制定齿轮的疲劳强度安全系数S：若按齿轮材料疲劳极限试验所取定的失效概率计算齿轮的疲劳强度时，通常即取S=1。若安全系数过小，则不能满足齿轮的疲劳强度要求；若安全系数过大，齿轮的直径增大，增加加工成本。轴的安全系数的确定：当材料质地均匀、载荷与应力计算较精确时，可取[S]≥1.3-1.5；材料不够均匀、计算不够准确时，可取[S]≥1.5-1.8；材料均匀性和计算精确性都很低，或尺寸很大的转轴（d＞200mm），则取[S]≥1.8-2.5。重要的轴，破坏时会引起重大事故时，因适当增大[S]值。由于课程设计所用轴的材料质地均匀、且载荷与应力计算较精确，所以取[S]≥1.3-1.5。太小不足以满足强度要求，太大则会增加加工成本。齿轮的材料及加工工艺确定：45钢1.锻造制坯2.正火3.车削加工4.滚、插齿5.剃齿

6.热处理

7.磨削、加工轴的材料及加工工艺确定：45钢1．确定毛坯3．确定主要表面的加工方法：

粗车→半精车→磨削

4．确定定位基准5．划分阶段

对精度要求较高的零件，其粗、精加工应分开，以保证零件的质量。6．热处理工序安排轴的热处理要根据其材料和使用要求确定。对于传动轴，正火、调质和表面淬火用得较多。

综合上述分析，传动轴的工艺路线如下：

下料→车两端面，钻中心孔→粗车各外圆→调质→修研中心孔→半精车各外圆，车槽，倒角→车螺纹→划键槽加工线→铣键槽→修研中心孔→磨削→检验。4.2齿轮传动设计方案软齿面齿轮多经调质或正火处理后切齿切齿精度一般为8级，精切可达7级。因齿面硬度不高，故限制了承载能力，但易制造、成本低。常用与对尺寸和重量无严格要求的场合。硬齿面齿轮一般为切齿后经热处理再磨齿。但随着硬齿面加工技术的发展，这类齿轮也可在热处理后使用硬质合金滚刀或高速钢滚刀精滚加工，而不需再进行磨齿加工。这类齿轮由于齿面硬度高，故承载能力也高，适用于要求尺寸小和重量轻的场合。由于减速器的齿轮对尺寸和重量无严格要求，为节省加工成本，使用软齿面齿轮。软齿面齿轮的主要失效形式为齿面点蚀。因此采用齿面接触疲劳强度进行设计，齿根弯曲疲劳强度校核。直齿轮/斜齿轮选择方案比较：斜齿轮的啮合不是具有冲击性的突然啮入和突然啮出，在啮入啮出的循环中，每一对轮齿的啮入啮出将是渐次的，没有直齿轮的啮合冲击现象，运行比较平稳，容易保证传动比恒定。直齿轮制造简单，斜齿轮制造和安装比较麻烦，但运行平稳。因此，大型齿轮、受冲击的齿轮、对传动比没什么要求的机构，将用直齿轮，反之，则用斜齿轮。而蜗杆-齿轮减速器中的齿轮要求运行平稳、传动比恒定。故采用斜齿轮。

4.3第一级蜗轮蜗杆传动设计计算4.3.1第一级蜗轮蜗杆传动参数设计(1).选择蜗杆的传动类型根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。(2).选择材料、精度等级和蜗杆头数材料：蜗杆

：蜗杆传递功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，调质处理；蜗轮：铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。精度等级：初选取8级蜗杆头数：由i=16.67取z1=2，则z2=i×z1=16.67×2=33.34取z2=34(3).按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。计算公式

(mm3)查表得：9.47cosγ=9.26确定载荷：K=KA·Kβ·KV由于所用为电动机，《机械设计》查表7-6取KA=1.0因载荷工作性质稳定，故取载荷分布不均匀系数Kβ=1.0预估v2≤3m/s，取Kv=1.05则K=1.0×1.0×1.05=1.05确定作用在蜗杆上的转距T1=9.55×106×=9.55×106×=1.15×104N·mm蜗轮上的转距T2=T1iη1=1.15×104×16.67×0.8=1.54×105N·mm确定弹性系数因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配查表7-7得ZE=155.0确定许用接触应力确定许用接触应力根据蜗杆材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，金属铸造模，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可查得=250MPa确定许用接触应力应力循环次数N2=60n2×Lh=60×910÷16.67×17520=5.74×107则[σH]==0.8×250×=160.10MPa计算m3qm3q≥9.26×1.05×1.54×105=1214mm3查表取m3q=1250则m=5mm，d1=50mm，q=10.0(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸蜗轮分度圆直径d2=mz2=5×34=170mma=(d1+d2)/2=110mm取a=110mm变位系数X=0蜗杆头数z1=2，直径系数10；齿顶圆直径=60mm；分度圆导程角γ=11.31o；蜗杆轴向齿厚7.85mm蜗轮蜗轮齿数z2=34；蜗轮分度圆直径d2=m×z2=5×34=170mm蜗轮喉圆直径da2=d2+2×m×(+x)=170+2×5×(1+0)=180mm蜗轮齿根圆直径df2=d2-2×m×(-x+)=170-2×5×（1-0+0.25）=158mm确定精度等级V2=πn2d2/60×1000=3.14×54.59×170/60×1000=0.48m/s<3m/s故初选8级精度等级合适。校核vs滑动速度：vs=v2/sinγ=2.45m/s<3m/s4.3.2第一级蜗轮蜗杆传动强度校核及.热平衡核算(5).校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数zv=z2/cos3γ=34/cos311.31。=36.06由此，查表7-8可得齿形系数YF=1.84螺旋角系数Yβ=1-γ/140o=0.920许用弯曲应力[σ]F=0.16×=25.41MPa弯曲应力σF==10.56MPa<25.4MPa满足弯曲强度。(6).精度等级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、蜗轮精度中选择8级精度，蜗杆表面粗糙度为6.3，蜗轮表面粗糙度为6.3。侧隙种类为f，标注为9fGB/T10089—1988。(7).热平衡核算。由于摩擦损耗的功率，则产生的热流量P——蜗杆传递的功率以自然冷却方式，能从箱体外壁散逸到周围空气中去的热流量为——箱体的散热系数，可取；A——散热面积，箱内能溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为m2t——油的工作温度；按热平衡条件，可求得在即定工作条件下的油温其中=20℃，η=0.84，P1=1.1kW，取Kd=15W/（m2·℃）箱体面积A=0.33[]1.75=0.33×[]1.75=0.40m2查112页表7-10取啮合效率取搅油效率为η2=0.99，滚动轴承效率为η3=0.99则总效率为η=η1·η2·η3=0.83则工作油温为满足温度要求。4.4第二级齿轮传动设计计算4.4.1第二级齿轮传动参数设计(1).初选传动类型、精度等级、材料及齿数①运输机一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。②材料选择。选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为190HBS，HBS=50所以合适③选小齿轮齿数z1=30，大齿轮齿z2=i×z1=90④选取螺旋角。初选螺旋角β=14o。5.齿宽系数取6.传动类型：斜齿圆柱齿轮传动(2).按齿面接触疲劳强度设计确定小齿轮分度圆直径①确定公式内各计算数值a.使用系数查表6-4取KA=1.0b.动载系数预估v=4m/s，则vZ1/100=0.84m/s查图6-11取KV=1.07c.齿间载荷分配系数端面重合度轴向重合度总重合度 查图6-13取齿间载荷分配系数d.齿向载荷分布系数查图取Kβ=1.14则K=KA·KV·Kα·Kβ=1×1.07×1.42×1.14=1.73e.材料的弹性影响系数查表6-5得ZE=189.8f.齿向区域系数查图6-19取ZH=2.42g.重合度系数h.螺旋角系数i.接触疲劳强度极限查图6-27取σHlim1=550MPaσHlim2=450MPaj.应力循环次数N2=N1/i=1.88×107查图6-25得接触疲劳寿命系数KHN1=1.20;KHN2=1.25k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1(失效概率为1%)则故②计算a.试算小齿轮分度圆直径d1b.校核圆周速度c.修正载荷系数vz1/100=0.03m/s取KV’=1.01，则d.校正分度圆直径1.确定主要参数计算法向模数查表取标准值mn=3mm计算中心距圆整取a=185mm修正螺旋角将带入上述过程进行计算得结果变化不大,故设计合理，不需再做修正。计算分度圆直径计算齿宽圆整得=75则取b1=80mm，b2=75mm4.4.2第二级齿轮传动强度校核校核齿根弯曲疲劳强度计算重合度系数计算螺旋角系数计算当量齿数查图6-21取齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.23查图6-22取应力集中系数YSa1=1.57，YSa2=1.70计算弯曲疲劳许用应力［σF］=KFN·σFlim/SH弯曲疲劳极限应力σFlim1=500MPa，小齿轮调质σFlim2=400Mpa，大齿轮正火查图6-26取寿命系数KFN1=KFN2=1安全系数SH=1(取失效概率为1%)则［σF1］=1×500/1=500MPa［σF2］=1×400/1=400MPa计算弯曲应力EMBEDEquation.DSMT4故设计合理。4.5轴的计算4.5.1轴径初估轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d。它主要应用于以下几种情况：1.传递已转矩为主的传动轴2.初步估算轴颈以便进行结构设计3.不重要的轴计算公式为：系数C可根据轴的材料和许用切应力来确定。为了不使轴在工作的时候发生断裂，轴径应大于等于最小轴颈。但考虑到加工成本，又不能大太多，保持在一个合适的范围即可。考虑到各轴均有弯矩，取C=112，初算各轴头直径考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配及d3必须和联轴器空相匹配，所以初定d1=18mm，d3=42mm，取d2=35mm。4.6键的选择及键联接的强度计算4.6.1键联接方案选择由于本次减速器所用的键皆是为了传递转矩，不需要对零件进行轴向固定。所以选择普通平键连接。键的宽度由轴颈确定，长度由轮毂确定。Ⅰ轴键槽部分的轴径为18mm，所以选择普通圆头平键键A6×36GB/T1096-2003Ⅱ轴左端键槽部分的轴径为37mm所以选择普通圆头平键左端键A10×36GB/T1095-2003右端键槽部分的轴径为37mm，所以选择普通圆头平键键A10×70GB/T1096-2003Ⅲ轴左端键槽部分的轴径为40mm，所以选择普通圆头平键键A12×76GB/T1095-2003右端键槽部分的轴径为52mm，所以选择普通圆头平键键A16×70GB/T1096-20034.6.2键联接的强度计算Ⅲ轴右端键的校核：8级精度的齿轮要求一定的定心性，所以选平键，由于是静联接，选用普通圆头平键。由手册可查的当d=（50~58）时，键的刨面尺寸为：宽b=16mm，高h=10mm。参考毂长选键长l=70mm。键的接触长度。查表可得连接的许用挤压应力（载荷平稳，故取大值）由式得连接所能传递的转矩为同理，Ⅰ轴键所能传递的转矩为Ⅱ轴左端键所能传递的转矩为Ⅱ轴右端键所能传递的转矩为Ⅲ轴左端键所能传递的转矩为所以键的选择符合要求。4.7滚动轴承选择方案及固定方案轴承方案选择：转速较高、载荷不大，而旋转精度要求较高时宜用球轴承；转速较低、载荷较大或有冲击载荷时用滚子轴承。当径向载荷和轴向载荷都比较大时，若转速高宜用角接触轴承，若转速不高宜用圆锥滚子轴承；支承刚度要求较高时，可成对采用角接触型轴承。由于传动装置采用蜗轮-蜗杆—斜齿轮传动，存在一定的轴向力，且转速较高、载荷不大、旋转精度要求较高。故选用角接触轴承。滚动轴承的轴向紧固

1．轴承内圈的紧固

a:滚动轴承的轴向固定：1.轴承内圈安装于轴上时，一般都由轴肩在一面固定轴承的位置；另一面用螺母，止动垫圈和弹簧圈等紧固。轴肩和轴向紧固零件与轴承套圈接触部分的尺寸，可按轴承基本尺寸表中所列各类轴承的安装尺寸确定。

(1)对于在轴承转速高，承受较大的轴向负荷的场合下，螺母与轴承套圈接触的端面要与轴的旋转轴线垂直，否则拧紧螺母会破坏轴承的正确安装位置，降低轴承的旋转精度和使用寿命，特别是轴承内孔与轴的配合为松配合时更要严格控制。为防止螺母在旋转过程中松脱，要采取适当的防松措施，利用带槽螺母和止动垫圈紧固轴承以防止螺母松动。紧固时要将垫圈的内齿置入轴的键槽内，再将任一外齿弯入螺母的糟口内。

(2)轴用弹性挡圈紧固

在轴向负荷不大，轴承转速不高，轴颈上车制螺纹困难的情况下，可用断面是矩形的弹性挡圈紧固。这种紧固方法装拆方便，所占面积小，成本低廉。

(3)端面止推垫圈紧固

用于轴颈上车制螺纹有困难，轴承转速较高，轴向负荷大的情况下，垫圈在轴端用两个螺钉紧固，用止动垫圈或铁丝防松。

(4)用紧定套紧固

对于转速不高并承受平稳径向负荷与不大的轴向负荷的双列向心球面轴承，可在光轴上用锥形紧定套安装；紧定套用螺母和止动垫圈紧固，利用螺母锁紧紧定套使轴承得到紧固。

(5)圆锥孔轴承的紧固

圆锥孔轴承在锥形轴颈上酌安装，需使轴向负荷始终顶紧轴与轴承。安装时，内孔的锥度是有方向性的，如轴承位于轴端并且在轴端允许车螺纹，可以直接用螺母紧固。如果轴承不是安装在轴端，并且轴上不允许车螺纹，此种情况下可用两半并合的螺纹环卡到轴的凹槽内，再用螺母紧固轴承。

(6)台肩和圆角不标准处的紧固

在某种特殊情况下，轴的台肩和圆角尺寸达不到样本所列的安装尺寸时，可以用过渡垫环作轴向支承。

2．轴承外圈的紧固

轴承外圈安装在轴承箱内，其一端一般由箱上凸肩固定位置，另一端用端盖、螺纹环和孔用弹性挡圈等紧固。轴承箱上的凸肩和轴向紧固零件与轴承套圈接触部位的尺寸，可按样本轴承尺寸表格中所列各类轴承的安装尺寸确定。b：滚动轴承的周向固定一般用过盈配合实现5传动系统结构设计与总成5.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范5.1.1装配图整体布局5.1.2轴系结构设计与方案分析蜗杆轴结构设计与方案分析Ⅰ轴（蜗杆）的初步设计如下图：装配方案是：左端，溅油盘、套筒、套杯、左端轴承、止动垫片、固定圆螺母、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的右端向左安装；右端，溅油盘、套筒、止动垫片、固定圆螺母依次从轴的左端向右安装。设计原则是：轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（6~8）mm，否则可取（2~4）mm。轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（1~3）mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（1~3）mm，靠近轴肩处的距离应大于等于5mm。设计过程：下图是蜗杆轴与蜗杆材料一致选择45号钢调质处理，HB=240，考虑到蜗杆为下置，有轴向力，所以选用一对角接触轴承，一个深沟球轴承，一端固定，一段游动，稀油润滑，橡胶密封。轴的结构设计如下:1）初算轴头按需用切应力初算d1d1段直接与电机相连，不受弯矩，查机械设计课本表10-2取c=112则轴颈上有单键，轴颈应增大3%，d1=11.30×1.03=11.74考虑到蜗杆轴刚度较小，需增大轴径，取d1=18mm查《机械设计指导手册》126页选取LT2型联轴器其轴孔长度为42mm，相应的轴段一的长度略小于毂孔宽度，取l1=40mm2）计算d2、l2该段轴与联轴器想连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取d2=25mm，l2需伸出端盖15~20mm，由作图决定，作图后的l2=42mm。3）计算d3、l3该段与圆螺母配合，考虑圆螺母的标准值。所以取d3=27mm，l3=15.4）计算d4、l4该段与轴承配合，所以选取d4=30mm，选取7206AC轴承，长度l4为两个轴承宽度16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，故l4=52mm5）计算d5、l5该段主要是固定溅油板所以取d5=32，其厚度为12，所以取l5=106）计算d6、l6该段为轴向固定溅油板，所以取d6=38mm，长度取10mm。7）计算d7、l7该段为过渡段，取d7=32mm，l7由作图决定，取43mm。8）计算d8、l8该段为轴向固定溅油板，所以取d8=38mm，长度取10mm。9）计算d9、l9该段主要是固定溅油板所以取d9=32，其厚度为12，所以取l9=1010）计算d10、l10该段与轴承配合，所以选取d10=30mm，选取7206AC轴承，长度l8为轴承宽度16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，故l10=24mm.11）计算d11、l11该段与圆螺母配合，考虑圆螺母的标准值。所以取d11=27mm，l11=19mm.轴上零件固定方案：滚动轴承左边轴向用圆螺母和止动垫片固定，右边用套筒；转油盘用套筒和轴肩固定。轴承和转油盘都是用过盈配合实现周向固定。滚动轴承轴系固定方案：方案一：对于在轴承转速高，承受较大的轴向负荷的场合下，螺母与轴承套圈接触的端面要与轴的旋转轴线垂直，否则拧紧螺母会破坏轴承的正确安装位置，降低轴承的旋转精度和使用寿命，特别是轴承内孔与轴的配合为松配合时更要严格控制。为防止螺母在旋转过程中松脱，要采取适当的防松措施，利用带槽螺母和止动垫圈紧固轴承以防止螺母松动。紧固时要将垫圈的内齿置入轴的键槽内，再将任一外齿弯入螺母的糟口内。

方案二：轴用弹性挡圈紧固

在轴向负荷不大，轴承转速不高，轴颈上车制螺纹困难的情况下，可用断面是矩形的弹性挡圈紧固。这种紧固方法装拆方便，所占面积小，成本低廉。

方案三：端面止推垫圈紧固

用于轴颈上车制螺纹有困难，轴承转速较高，轴向负荷大的情况下，垫圈在轴端用两个螺钉紧固，用止动垫圈或铁丝防松。

方案四：用紧定套紧固

对于转速不高并承受平稳径向负荷与不大的轴向负荷的双列向心球面轴承，可在光轴上用锥形紧定套安装；紧定套用螺母和止动垫圈紧固，利用螺母锁紧紧定套使轴承得到紧固。

由于蜗杆传动轴承转速高，承受较大的轴向负荷，因此采用套筒在一面固定轴承的位置；另一面用螺母，止动垫圈紧固。轴承外圈则用端盖固定。而中间轴和低速轴由于轴系结构的原因，采用挡油板固定轴承的内圈，端盖固定轴承的外圈。中间轴结构设计与方案分析Ⅱ轴的初步设计如下图：装配方案是：左端，蜗轮、挡油板、左端轴承、端盖依次从轴的右端向左安装；右端，齿轮、挡油板、右端轴承、端盖依次从轴的左端向右安装。尺寸设计准则同Ⅰ轴。设计过程：用45号钢调质处理，HB=240，轴的结构设计如图3所示下。1）初算轴头按需用切应力初算d2考虑到轴上有单键，需增大轴径3%，d2=26.64x1.03=27.44mm考虑到轴承内径为标准值，取d2=37mml2取决于蜗轮轮毂宽度，蜗轮轮毂宽度取L=1.2d2=1.2x37=43mm取L=43mm，考虑到轴肩定位，所以取l2=42-2=41mm2）计算d1、l1该段轴与轴承配合，所以取d1=35mm，选取轴承7207，考虑到脂润滑，轴承内侧断面距箱体内壁为8~12mm，取10mm，齿轮断面距离箱体内壁取22mm，在考虑轴肩定位2mm，所以l1=16+10+22+2=50mm。3）计算d3、l3d3与d2的过渡轴肩为定位轴肩承受轴向力，所以取d3=d2+6=43mm，l3的长度影响到蜗杆轴承座与大齿轮是否干涉，由作图决定l3=41mm。4）计算d4、l4d3到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d4=d3-6=37mm，长度由小齿轮宽度减去1~3mm的定位距离来确定，l4=76mm5)计算d5，l5该段与轴承配合，取d5=35mm，l5=43mm轴上零件固定方案：滚动轴承用端盖和挡油板固定，齿轮用挡油板和轴肩固定。滚动轴承用过盈配合、齿轮用键连接实现周向固定。齿轮采用齿轮轴还是装配式结构的方案比较：当圆柱齿轮的齿根圆至键槽底部的距离X≤(2-2.5)m，或当圆锥齿轮小端的齿根圆至键槽底部的距离X≤(1.6-2)m时，制成齿轮轴。在设计中，齿轮轴的运用一般无外乎一下几种情况：

1、齿轮轴一般是小齿轮（齿数少的齿轮）

2、齿轮轴一般是在高速级（也就是底扭矩级）

3、齿轮轴一般很少作为变速的滑移齿轮，一般都是固定运行的齿轮，一是因为处在高速级，其高速度是不适进行滑移变速的。

4、齿轮轴是轴和齿轮合成一个整体的，但是，在设计时，还是要尽量缩短轴的长度，太长了一是不利于上滚齿机加工，二是轴的支撑太长导致轴要加粗而增加机械强度（如刚性、挠度、抗弯等）

由于小圆柱齿轮的齿根圆至键槽底部的距离X》（2-2.5)m，故采用装配式结构。滚动轴承轴系固定方案：由于中间轴传动轴承转速不高，承受较大的轴向负荷，且为脂润滑。因此采用挡油板固定轴承的内圈，端盖固定轴承的外圈。低速轴结构设计与方案分析Ⅲ轴的初步设计如下图：装配方案：右端，齿轮、挡油板、右端轴承、端盖依次从轴的左端向右安装；左端，挡油板、左端轴承、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同Ⅰ轴。设计过程：轴的材料选用常用的45钢，调质处理HB=240，轴的结构设计如下：1）初算轴头按需用切应力初算d1EMBEDEquation.DSMT4d1段直接与联轴器相连，不受弯矩，查机械设计课本表10-2取c=112则EMBEDEquation.DSMT4考虑到轴上有键槽，需增大轴径，取d1=37.94×1.03=39.08mmd1段轴不受弯矩，且考虑到与联轴器配合取d1=40mm查《机械设计指导手册》126页选取LT7型联轴器取l1=82mm2）计算d2、l2该段轴与联轴器相连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取d2=46mm，l2需伸出端盖15~20mm，由作图决定，作图后的l2=52mm。3）计算d3、l3d3段与轴承配合，所以选取d3=50mm，选取7210轴承，长度l3为轴承宽度20mm，甩油板伸出箱体内壁1~3mm，取2mm，所以l3=20+13+2=35mm4）计算d4、l4d5到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d4=d3+8=58mm，长度由作图决定，得l4=100mm。5）计算d5、l5d5到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d5=d4-6=52mm，长度大齿轮轮毂宽度决定，且轮毂伸出轴2mm.得l5=75-2=73mm。6)计算d6，l6该段和d3一样都是与轴承配合所以d6=d3=50mm，长度l6=43mm轴上零件固定方案：滚动轴承用端盖和挡油板固定，齿轮用挡油板和轴肩固定。滚动轴承用过盈配合、齿轮用键连接实现周向固定。滚动轴承轴系固定方案：由于中间轴传动轴承转速不高，承受较大的轴向负荷，且为脂润滑。因此采用挡油板固定轴承的内圈，端盖固定轴承的外圈。5.1.3典型结构的选择与集成设计蜗杆传动上下置关系选择：一般低速重载时选用下置式比较多见，下置式的特点主要是对高速运转的蜗杆的润滑好，散热好；缺点是容易漏油，如果油液污染有杂质的话影响啮合齿的寿命，保养时不易看到啮合两轮齿啮合位置

；

而一般高速的情况下>4m/s采用下置式能量损失会大些，因为蜗杆需要浸入油液当中大概一个齿左右的高度，高速运转下阻力较大。相反，蜗杆上置的话，润滑油是靠涡轮的旋转扬起间接润滑，因此润滑效果没有下置式好，如果速度过高一般V<10m/s的话，采用喷油润滑。由于蜗杆传动速度较低，为保证润滑和散热的效果，采用下置式。蜗杆轴支撑方式结构选择：两端固定支承在纯径向载荷或轴向载荷较小的联合载荷作用下的轴，一般采用向心型轴承组成两端固定支撑。固定-游动支承在轴的一个支撑端使轴承与轴及外壳孔的位置相对固定，实现轴的轴向定位。而在轴的另一端，使轴承与轴及外壳孔的位置可以相对移动，以补偿轴因热变形及制造安装误差引起的长度变化。这种支承方式运转精度高，对各种工作条件的适应性高。两端游动支撑两端游动支撑结构中两个支撑端的轴承，都对轴不做精确地轴向定位。此类轴承常用于轴的轴向位置已由其他零件限定的场合。由于蜗杆纯径向载荷或轴向载荷较小，且工作中的变形不大，采用两端固定轴承。5.2零件图设计代表性零件设计5.3主要零部件的校核与验算5.3.1轴系结构强度校核由Ⅲ轴装轴承处轴的直径d=50mm，查《机械设计课程设计指导手册》得到应该使用的轴承型号为7210C，D=90mm，B=20mm，（轴承的校核将在后面进行）。a.轴的结构1.计算大斜齿轮受力2.计算轴承支反力水平面：竖直面：3.画出水平弯矩Mxy图，垂直面弯矩Mxz图和合成弯矩图，分析图5至图10可知在合成弯矩最大处最危险。4.轴的受力分析如下列图所示：图6轴3受力图水平面受力图图7水平面弯矩图竖直面受力图图8垂直面弯矩图图9合成弯矩图图10轴3扭矩图5、判断危险截面由图可知齿轮中间断面A处以及A处附近的轴肩端面为危险截面，故对此两端面进行校核6、安全系数法校核轴的强度Ⅰ、A端面校核(1)各项参数选择ⅰ.材料对循环载荷的敏感性系数轴材料选用45钢调质，由《机械设计》查得由机械设计P147表10-5所列公式可求得疲劳极限由式ⅱ.有效应力集中系数弯矩M=127837N.mm由于此件为配合件，因而，此处选取配合零件的综合系数，由经插值后可查得（kσ）D=3.50(kτ)D=2.50ⅲ.表面状态系数轴按磨削加工，由表10-13查得：表面状态系数为ⅳ.尺寸系数由表10-14查得尺寸系数；（2）代入公式，进行安全系数校核所以轴在截面C处的安全系数为由式10-5（设无限寿命，k=1）故C截面处安全Ⅱ、C端面右端轴肩处校核(1)各项参数选择ⅰ.材料对循环载荷的敏感性系数轴材料选用45钢调质，由《机械设计》查得由机械设计P147表10-5所列公式可求得疲劳极限由式ⅱ.有效应力集中系数弯矩M=127837*95/112=108433N.mm由经插值后可查得kσ=1.52kτ=1.18ⅲ.表面状态系数轴按磨削加工，由表10-13查得：表面质量系数为ⅳ.尺寸系数由表10-14查得尺寸系数；（2）代入公式，进行安全系数校核所以轴在截面C处的安全系数为由式10-5（设无限寿命，k=1）故C截面右端轴肩平面处安全5.3.2滚动轴承的寿命计算计算寿命计算内部轴向力受力如图i查表11-4得S=0.7Fr（α=25°，e=0.7）EMBEDEquation.DSMT4则S1=0.7×1826=1278NS2=0.7×693=485N计算单个轴承的轴向载荷比较S1+FA与S2的大小S2+Fa=485+538=1023N＜S1由图示结构知，2轴承“压紧”，1轴承“放松”。则Fa2=S1=1278N，Fa1=S1=1278N计算当量载荷P=fP（XFr+YFa）查表11-7取fP=1.2查表11-6得X1=0.41，Y1=0.87查表11-6得X2=0.41，Y2=0.87则P1=1.2(0.41×1826＋0.87×1278)=2233NP2=1.2(0.41×693＋0.87×1278)=1675N取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式因为是球轴承，取ε=3，则静载荷验算查表11-10得X0=0.5，Y0=0.38，则P01=X0Fr1+Y0Fa1=0.5×1826＋0.38×1278=1399N因P01<Fr1，故取P01=Fr1=1826N<<C。P02=X0Fr2+Y0Fa2=0.5×693＋0.38×1278=832N<<C极限速度验算查图11-4得f11=0.95，f12=1，tanβ1=Fa1/Fr1=0.700，tanβ2=Fa2/Fr2=2.39查图11-5得f21=1.05，f22=0.98，则f11f21nlim=0.95×1.05×8500=8479r/min>nf12f22nlim=1×0.98×8500=8330r/min>n故选用7210AC型向心球轴承符合要求。寿命要求与经济性的关系：滚动轴承的寿命如果远远大于所要求的寿命小时数，也不必换轴承。因为成本差不多。6主要附件与配件的选择6.1联轴器选择1、刚性联轴器具有结构简单、制造容易、不需维护、成本低等特点，用于联接同心度要求很高的两轴，不适应两轴之间的不对中。用于转速不高、载荷平稳的场合，泵系统中应用很少。

2、扰性联轴器

扰性联轴器分为无弹性元件扰性联轴器、金属弹性元件扰性联轴器和非金属弹性元件扰性联轴器三种。泵系统中常用的是弹性套柱销联轴器、梅花形弹性联轴器、弹性柱销联轴器和膜片联轴器，前三种属于非金属弹性元件扰性联轴器，第四种属于金属弹性元件扰性联轴器。

（1）、弹性套柱销联轴器特点：结构简单、安装方便、尺寸小、重量轻等优点，但弹性套易磨损，寿命较短。适用于冲击载荷不大，电动机驱动的中小功率传动。

（2）、梅花形弹性联轴器特点：体积小、结构简单、制造容易、工作可靠、不需维护等优点。主要适用于减振、缓冲和补偿要求不高的中小功率场合。

（3）、弹性柱销联轴器特点：结构简单、制造容易、装拆方便、不需润滑、具有较好的耐磨性等，适应于轴向窜动量较大、正反转变化较多及起动频繁的场合。

（4）、膜片联轴器特点：结构简单、可靠性高，寿命长；适用范围广，尤其适用于高速大功率；适用于高温（300℃）及有腐蚀作用的恶劣环境；对轴向和角向补偿能力大，抗不对中性好，并具有吸振和隔振功能；无噪声，零间隙，定速率，不需润滑；作用在连接设备上的附加载荷小；安装、使用、维护简便，但成本高。减速器启动时均有负载，因此选择弹性柱销联轴器，这种联轴器弹性模量较小、质量较轻、阻尼性能好、无机械摩擦，不需润滑。Ⅰ轴的联轴器选择根据电机轴的直径选择Y型轴孔直径18mm，轴孔长度42mm，公称转矩Tn=25N.m,许用转速[n]=12000r/min。T1=8.13N.m，n1=910r/min。合格。Ⅲ轴的联轴器选择J型轴孔直径42mm，轴孔长度84mm，公称转矩Tn=900N.m,许用转速[n]=6800r/min。T3=317.45N.m，n3=17.96r/min。合格。6.2润滑与密封的选择6.2.1润滑方案对比及确定根据轴颈的速度，轴承可以用润滑脂或润滑油润滑。当浸油齿轮圆周速度小于2m/s时，宜采用润滑脂润滑；当浸油齿轮圆周速度大于2m/s时，可以靠箱体内油的飞溅直接润滑轴承，或引导飞溅在箱体内壁上的油经箱体剖分面上的油沟流到轴承进行润滑，这是必须在端盖上开槽。2、在有特殊要求的工况下，如工作温度太高或太低，或要求润滑油脂使用寿命较长，不宜使用矿油型油脂的场合，应选用合成油脂。

3、当工况温度过高或过低，不能选用任何一种油脂作润滑油脂或不允许有油脂污染，或经常在有酸、碱介质强腐蚀的环境下工作或在高真空、高辐射条件下运行的设备，可以选用固体润滑材料。

因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v<12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，考虑到润滑油环境污染的问题，在保证润滑功能的前提下，应该尽量少用润滑油。取浸油深度h=84mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑。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。6.2.2密封方案对比及确定在试运行过程中，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，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润滑脂。在输入轴和输出轴的外伸处都必须在端盖轴孔内安装密封件，以防止润滑油外漏及灰尘、水汽和其他杂质进入箱体内。密封的方案主要由以下几种：橡胶油封效果很好，所以得到广泛应用。这种密封件装配方向不同，其密封效果也有差别。唇型结构放在那边，则那边的密封效果好。如采用两个橡胶油封相对放置，则效果更好。橡胶油封有两种结构，一种是油封内带有油封骨架，与孔配合安装，不需再有轴向固定；另一种是是没有金属骨架，这是需要有轴向固定装置。毡封油圈密封效果较差，但结构简单对润滑脂润滑也能可靠工作。相比接触式密封结构橡胶油封和毡圈油封来讲，非接触式密封结构油宫和油沟式密封的优点是可用于高数，而且对轴的表面粗糙度的要求低。他一般用于与其他密封形式配合使用。这样效果更好。适合的密封形式与圆周速度的表格如下：密封形式粗羊毛毡封油圈半粗羊毛毡封油圈航空用毡封油圈橡胶油封迷宫圆周速度/（m/s)3以下5以下7以下8以下10以下综合考虑低速轴的圆周速度为0.94m/s＜3m/s，轴承采用润滑脂润滑。因此用粗羊毛毡封油圈已经能够满足密封的要求。考虑到成本和工艺结构的需要，且橡胶不容易降解，因此低速轴的伸出端采用粗羊毛毡封油圈。而高速蜗杆轴轴伸处的圆周速度为2.28m/s＜3m/s，虽然速度范围在粗羊毛毡封油圈的密封能力范围之内，然而蜗杆轴的转速毕竟太高，外审端通过联轴器与电机轴直接相连，为了提高密封的安全系数，采用有骨架的橡胶油封。6.3通气器减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。简易的通气器常用带孔螺钉制成，但通气器不要直通顶部，以免灰尘进入。这种通气器结构简单、价格低廉，但不能对空气进行过滤。适用于比较清洁的场合。较完善的通气器内部做成各种曲路，并有金属滤网，可以减少停车后灰尘随空气吸入机体。但成本较高。考虑到室内大批的工作环境，选用结构简单、价格低廉的带螺纹连接铸成的通气器。6.4油标常用的油标尺有杆式油标尺、圆形油标尺、长形油标尺、油面指示螺钉等。为保证油标与箱体连接处的牢固性和紧密性，选用带螺纹部分的焊接杆式油标尺。设计时，应使箱座游标尺座孔的倾斜位置便于加工和使用，座孔表面要铣沉孔。油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。注意油标不能浸油。6.5螺栓及吊环螺钉为了装卸和搬运，应在箱盖上铸出吊钩、吊环，并在箱座上铸出吊钩。在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。6.6油塞放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有6mm左右的凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。6.7溅油盘向轴承供给润滑油的方式有很多，溅油盘就是向轴承供给润滑油的方式之一。其润滑原理为利用浸入油中的溅油盘转动时，由润滑油飞溅成的油沫沿箱壁和油沟流入轴承。6.8刮油板轴颈上套有刮油板，油板下垂浸到油池里，轴颈回转时把油带到轴颈上去。这种装置只能用于水平而连续运转的轴颈。轴颈的速度过低，油板不能把油带起；速度过高，环上的油会被甩掉。7零部件精度与公差的制定7.1精度制定原则（1）尺寸精度设计原则（选择公差等级原则）a.在满足使用要求的前提下尽量选用较低的公差等级。（主要原因是在公称尺寸相同的条件下，公差值越小生产成本越高。因此，在选择公差等级时，必须具有全面观点，要防止“精度越高越好”。所以在保证使用性能的前提下，尽量选用较低的公差等级，以降低生产成本）b.在尺寸至500mm的常用尺寸段中，当孔的精度等级高于IT8时（即IT7、IT6、IT5），采用孔比轴低一级，即孔7/轴6、孔6/轴5、等等。当孔的精度等级低于IT8时，孔与轴同级。公称尺寸大于500mm时，推荐孔与轴均采用同级配合。（2）形位公差的设计原则a.在选择形位公差值时，总的原则仍然是在满足使用要求的前提下，尽量选择低的形位公差等级，以降低生产成本。同时应兼顾：1）尺寸公差、形位公差、表面粗糙度之间虽然没有一个确定的比例关系，但一般情况下应注意它们之间的协调，即尺寸公差值>位置公差值>形状公差值>粗糙度数值。2）对于结构复杂，刚性较差或不易加工与测量的零件（如细长轴和孔，距离较大的孔等），可降低等级1-2级。7.2精度设计的具体实施（1）在减速器中，齿轮与轴的配合选用基孔制过盈或基孔制过渡配合：如H7/r6、H7/p6、H7/n6均可。（2）滚动轴承内圈与轴颈采用基孔制，但内圈公差带是上偏差为0，下偏差为负，所以，轴颈的公差带要比通常的紧，选择k6，实际上是过盈配合。外圈与机座孔的配合采用基轴制，机座孔用H7。（3）端盖与机座孔之间用f9。（4）联轴器的配合与齿轮相同。（5）滚动轴承的形位公差-圆柱度，一定要查《互换性》书88页表4-18轴颈和外壳孔的形位公差。（6）其它的形位公差值均可按7级查表。注：在端盖的零件图（图册70页）上，需按新标准标注改正的有：均布改为EQSb.其余Ra12.5改到标题栏附近。c．基准符号A改为新标准。d.所有的粗糙度均改为新标准。7.2减速器主要结构、配合要求减速器主要零件的配合要求配合零件荐用配合装拆方法键N9/Js9（正常连接）徒手装拆轴承内孔与轴的配合J6（轻负荷）、K6、m6（中等负荷）用压力机（实际为过盈配合）轴承外圈与箱体孔的配合H7、H6（精度要求很高时）木锤或徒手装拆端盖H7/d11、H7/h8徒手装拆联轴器H7/n6用压力机（较紧的过渡配合）齿轮和涡轮H7/r6、H7/s6用压力机或温差法（中等压力的配合、小过盈配合）中心距Js7精度要求水平与经济性的矛盾：1、要正确理解其含义：应保证在实现功能的前提下，尽量放宽精度要求；否则精度要求过高，虽然能保证功能要求，但成本太高；

2、不应将精度要求水平理解为某个确定值，而应理解为一个精度范围，在这精度范围内该加工方法的加工成本是经济合理的；

3、各种经济加工精度不是一成不变的，随着加工技术水平的提高，也随着提高；

4、企业可根据自身的设备、工艺设备、工人平均技术水平制定适合本企业的经济加工精度。7.3减速器主要技术要求装配要求：在减速器进行装配时，滚动轴承必须保证有一定的轴向游隙，游隙大小将影响轴承的正常工作，因此在技术要求中提出游隙的大小。游隙过大，会使滚动体受载不均，轴系窜动；游隙过小，则会妨碍轴系因发热而伸长，增加轴承阻力，严重时会将轴承卡死。在安装齿轮或蜗杆涡轮时，为了使传动副能正常运转，必须保证需要的侧隙及足够的齿面接触斑点，所以技术要求必须提出这方面的具体数值，供安装后检验用。保养及维修要求：应检验所有零件的配合尺寸使其符合设计图纸的要求，并且在装配前要用煤油或汽油清洗，箱体内因清理干净，不允许有任何杂物存在，箱体内壁应涂上防侵蚀的涂料。润滑剂具有减少摩擦、降低磨损和散热冷却的作用，同时也有助于防震、防锈及冲洗杂质，对传动性能有很大影响，所以在技术要求中应表明传动件和轴承所用润滑剂的牌号、用量、补充及更换时间。在试运转过程中，减速器所有连接面及密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，但不允许使用任何垫片。轴伸密封处应涂上润滑脂。对橡胶油封应注意按图纸所示位置安装。箱体表面应涂漆，外伸轴及其零件需涂油包装严密，运输和装卸时不可倒置等。8项目经济性与安全性分析8.1零部件材料、工艺、精度等选择经济性零部件材料和工艺的选择要同步进行，不一样的材料对应不一样的工艺。材料在满足强度和功能要求的前提下，尽量选择成本低的。满足经济性的要求。比如箱体、箱座、端盖就采用灰铁，轴、键、齿轮就采用45号钢，因为这两种材料不仅加工工艺性好，或强度高，或减震性好，而且价格低廉，来源广。工艺的选择则是考虑铸造、锻造、热处理和切削加工性能等等，如该减速器为一般机械，大批量生产，齿轮选择模锻即可，工艺灵活，设备和工具通用性强，成本低。又比如箱体，可以手工砂型铸造。尺寸精度设计原则（选择公差等级原则）a.在满足使用要求的前提下尽量选用较低的公差等级。主要原因是在公称尺寸相同的条件下，公差值越小生产成本越高。因此，在选择公差等级时，必须具有全面观点，要防止“精度越高越好”。所以在保证使用性能的前提下，尽量选用较低的公差等级，以降低生产成本b.在尺寸至500mm的常用尺寸段中，当孔的精度等级高于IT8时（即IT7、IT6、IT5），采用孔比轴低一级，即孔7/轴6、孔6/轴5、等等。当孔的精度等级低于IT8时，孔与轴同级。公称尺寸大于500mm时，推荐孔与轴均采用同级配合。如果在满足功能和强度的要求下，增加工艺难度、精度等级、材料强度，无疑会得不偿失。8.2减速器总重量估算及加工成本初算经过三维建模，在inventor软件里仿真出箱体的体积V=19766129.778mm3，乘以箱体的密度ρ=7800Kg/m3，在乘以单价32000元（包括原辅材料费，用于购买自制件原辅材料的费用，直接人工费，直接加工原辅材料的工人工资和热处理费，购买标准件的费用等等），初算减速器的成本为元8.3安全性分析齿轮的疲劳强度安全系数S：若按齿轮材料疲劳极限试验所取定的失效概率计算齿轮的疲劳强度时，通常即取S=1。若安全系数过小，则不能满足齿轮的疲劳强度要求；若安全系数过大，齿轮的直径增大，增加加工成本。轴的安全系数的确定：当材料质地均匀、载荷与应力计算较精确时，可取[S]≥1.3-1.5；材料不够均匀、计算不够准确时，可取[S]≥1.5-1.8；材料均匀性和计算精确性都很低，或尺寸很大的转轴（d＞200mm），则取[S]≥1.8-2.5。重要的轴，破坏时会引起重大事故时，因适当增大[S]值。由于课程设计所用轴的材料质地均匀、且载荷与应力计算较精确，所以取[S]≥1.3-1.5。太小不足以满足强度要求，太大则会增加加工成本。8.4经济性与安全性综合分析（通过计算确定，如提高关键传动件安全系数，成本将有何变化，分析确定经济性与安全性的矛盾解决）齿轮的疲劳强度安全系数S：若按齿轮材料疲劳极限试验所取定的失效概率计算齿轮的疲劳强度时，通常即取S=1。由以下公式可知：若安全系数过小，则不能满足齿轮的疲劳强度要求；若安全系数过大，齿轮的直径增大，增加加工成本。轴的安全系数的确定：当材料质地均匀、载荷与应力计算较精确时，可取[S]≥1.3-1.5；材料不够均匀、计算不够准确时，可取[S]≥1.5-1.8；材料均匀性和计算精确性都很低，或尺寸很大的转轴（d＞200mm），则取[S]≥1.8-2.5。重要的轴，破坏时会引起重大事故时，因适当增大[S]值。由以上公式可以得知，若增加轴的安全系数，则就要增大轴径，减小中心距，这样就会增加制造成本，并且对减速器的结构提出了新的要求。因此安全系数不宜过大。9.三维设计为了更好地对减速器进行设计,我们进行了减速器的三维建模以及爆炸视图制作:图9-1三维模型总装图图9-2爆炸视图图9-3爆炸视图图9-4爆炸视图图9-5爆炸视图图9-6爆炸视图10.设计小结两周的课程设计结束了，在这次的课程设计中不仅检验了我所学习的知识，也培养了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在设计过程中，与同学分工设计，和同学们相互探讨，相互学习，相互监督。学会了合作，学会了运筹帷幄，学会了宽容，学会了理解，也学会了做人与处世。课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，这是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义。我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。通过这次课程设计，本人在多方面都有所提高，综合运用本专业所学课程的理论和生产实际知识进行一次减速器设计工作的实际训练从而培养和提高学生独立工作能力，巩固与扩充了减速器设计等课程所学的内容，掌握减速器设计的方法和步骤，掌握减速器设计的基本技能，懂得了怎样分析零件的工艺性，怎样确定工艺方案，了解了零件的基本结构，提高了计算能力，绘图能力，熟悉了规范和标准，同时各科相关的课程都有了全面的复习，独立思考的能力也有了提高。在这次设计过程中，体现出自己单独设计的能力以及综合运用知识的能力，体会了学以致用、突出自己劳动成果的喜悦心情，从中发现自己平时学习的不足和薄弱环节，从而加以弥补。设机械设计是一个系统工程，涉及到方方面面的问题。而我们在设计过程中的主要依据就是前人设计的经验以及各种资料（课本和机械设计指导书）。但同时遵守国家的设计标准和有关规范也尤为重要。在设计中贯彻三化（标准化、系列化和通用化），可减轻设计工作量，缩短设计周期，增大互换性，降低设计和制造成本。三化程度的高低也是评价设计质量的指标之一。设计中应尽可能多的采用标准零部件和通用零部件，以期提高设计质量。非标准件的一些尺寸，常要求圆整为标准数或优先数（一般圆整为0或5的尾数），以方便制造和测量。一些根据几何关系有严格要求的尺寸则不能圆整，例如齿轮传动中，中心距圆整之后，分度圆直径是小数，则不能圆整。在理论计算的过程中，不能为了计算而计算。机械零件的尺寸不可能完全由理论计算确定，是以理论计算为依据，全面考虑结构、加工和装配工艺、经济性和使用条件以及与其他零件的关系等要求，确定合理的结构尺寸。理论计算只是为确定零件尺寸提供了一个方面的依据，有些经验公式（如机体壁厚、齿轮轮缘、轮毂尺寸等）也只是考虑了主要因素的要求，所给的是近似值。因此设计时都要根据具体情况适当调整。应适应生产条件和规模，选择合理的毛坯种类和形状，如大量生产时优先考虑铸造、轧制、模锻的毛坯，单件生产或件数很少时则采用比较简单的结构，避免用模具和铸模，而能用现成设备加工。零件形状应尽量简单和便于加工。尽量减少加工表面的数量和面积。零件结构应便于装配和拆卸，零件之间应有调节装配尺寸的余地和环节，装配时易于找正对中等。经过一个月的课程设计，自己感觉很有收获，在软件的熟练运用上有很大的提高，我深深的感受到了细节是决定成功的关键，在今后的学习、工作和生活中，一定要注意每一个细节。在此感谢我们的齐效文老师.，老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样;老师循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪;这次课程设计的每个实验细节和每个数据，都离不开老师您的细心指导，而您开朗的个性和宽容的态度，帮助我能够很顺利的完成了这次课程设计。同时感谢对我帮助过的同学们，谢谢你们对我的帮助和支持，让我感受到同学的友谊。由于本人的设计能力有限，在设计过程中难免出现错误，恳请老师们多多指教,我十分乐意接受你们的批评与指正，本人将万分感谢。11.参考文献1.《机械设计课程设计指导手册》韩晓娟主编北京：中国标准出版社20092.《机械设计手册》成大先主编北京：化学工业出版社20083.《机械原理》安子军主编北京：国防工业出版社20094.《机械设计》周玉林许立忠主编北京：中国标准出版社20095.《画法几何与机械制图》贾春玉郑长民主编北京：中国标准出版社20086.《机械设计课程设计图册》龚溎义主编北京：高等教育出版社2009F=1940NV=0.33m/sPw=0.64Kwη总=0.64P电=1Kw电动机型号Y90L-6n0=1000r/minnm=910r/minD=0.34mn卷=18.54r/mini总=49.08i蜗=16.67i齿=2.94n1=910r/minn2=54.59r/minn3=17.96r/minP1=0.80KwP2=0.628KwP3=0.597KwP4=0.579KwT0=8.23N·mT1==8.13N·mT2==109.9N·mT3=317.45N·mT4=307.88N·m蜗轮计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第102页~113页蜗杆材料用45钢，蜗轮选用铸造锡青铜ZCuSn10Pl蜗杆传动精度8级Z1=2Z2=34K=1.05KA=1Kβ=1Kv=1.05ZE=155m3q=1214mm3，m=5，d1=50mm，q=10η=0.82=170mm=110mmEMBEDEquation.DSMT4蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度油温满足温度要求Z1=30Z2=90KA=1KV=1.07ZE=189.8ZH=2.42N1=5.72×107N2=1.888×107a=185mmd1=95mmd2=280mmB1=80mmB2=75mmzV1=33zV2=99YFa1=2.65YFa2=2.23YSa1=1.57YSa2=1.70KFN1=KFN2=1S=1［σF1］=500MPa［σF2］=400MPa齿根弯曲疲劳强度满足条件轴的计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第137页~第157页轴的材料选用常用的45钢，调质处理d1=18mml1=40mmd2=25mml2=42mmd3=27mml3=15mmd4=30mml4=52mmd5=32mml5=10mmd6=38mml6=10mmd7=32mml7=43mmd8=38mml8=10mmd9=32mmL9=10mmd10=30mmL10=24mmd11=27mmL11=19mmd2=37mml2=41mmd1=35mml1=50mmd3=40mml3=41mmd4=37mml4=76mmd5=35mml5=43mmd1=40mml1=82mmd2=46mml2=52mmd3=50mml3=35mmd4=58mml4=100 mmd5=52mml5=73mmd6=50mml6=43mmFt=2267NFa=538NFr=854NR’A=921NR’B=68NRA=1577NRB=690NM=127837N·mmT=317380N·mmσ=9.09MPaσm=0τ=11.28MPa=2.50β=0.92轴承的计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第159页~第173页Fa=538NX=0.41，Y=0.87fP=1.2选用6210型轴承符合要求项目细则成绩平时成绩(20分)出勤(10分)(A)全勤(B)缺勤不多于2次(C)缺勤不多于5次(D)缺勤5次以上的态度(10分)(A)积极(B)比较积极(C)一般(D)不积极图面成绩(50分)结构(10分)合理比较合理图面质量(40分)优良中及格不及格设计报告成绩(15分)优良中及格不及格答辩成绩(15分)优良中及格不及格总成绩答辩小组成员签字年月日燕山大学《机械设计课程设计》综评80196单片机IP研究与实现,TN914.42AT89S52单片机实验系统的开发与应用,TG155.1F406基于单片机的LED三维动态信息显示系统,O536TG174.444基于单片机的IGBT光伏充电控制器的研究,TV732.1TV312基于89C52单片机的印刷品色彩质量检测系统的研究,TP391.41基于单片机+CPLD体系结构的信标机设计,TU858.3TN915.62基于单片机SPCE061A的汽车空调控制系统,TM774TM621.3带有IEEE488接口的通用单片机系统方案设计与研究,TN015基于VC的单片机软件式开发平台,TG155.1F406基于VB的单片机虚拟实验软件的研究与开发,TG155.1F406采用单片机的电阻点焊智能控制器开发,TG155.1F406基于51系列单片机的PROFIBUS-DP智能从站研究,TG155.1F406八位单片机以太网接入研究与实现,TG155.1F406基于单片机与Internet的数控机床远程监控系统的研发,R319TP319HYPERLINK