慢动卷扬机传动装置机械设计课程设计

PAGEPAGEPAGE34各专业全套优秀毕业设计图纸编号：1-14《机械设计》课程设计说明书题目：慢动卷扬机传动装置学院：专业：机械设计制造及其自动化姓名：学号：指导教师单位：指导教师：职称：日期:2014.7.8TOC\o"1-3"\h\u27565第一章设计任务书 24281一、设计题目 212953二、工作条件 230第二章电动机的选择 32961一、总体传动方案 39440二、电动机的选择 37911三、传动装置的总传动比和传动比分配 413352四、传动装置运动和动力参数的计算 410965第三章传动零件的设计 68752一、高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算 6281433.1.1选择蜗杆传动类型 6269953.1.2齿轮材料，热处理及精度 6158873.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计 61103.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数及尺寸 8306333.1.5校核齿根弯曲疲劳强度 86691二、低速级齿轮传动的设计计算 942603.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 9286743.2.2按齿面接触强度设计 10131093.2.3按齿根弯曲强度设计 122028第四章轴的设计计算 1310311一、I轴的设计计算 13162274.1.1轴I的数据 13221374.1.2求作用在蜗杆蜗轮上的力 13279434.1.3初步确定轴的最小直径 144444.1.4蜗杆轴的尺寸设计 14135204.1.5轴承的选择与校核 1564124.1.6蜗杆轴的校核 1817445二、II轴的设计计算 2227864.2.1轴II、轴III的数据 22123534.2.2求作用在蜗轮上的力 2277624.2.3初步确定用轴的最小直径 2263394.2.4轴的机构设计 2232240三、III轴的设计计算 28106534.3.1轴III（输出轴）上的数据 28191774.3.2求作用在齿轮上的力 2862064.3.3初步确定轴的最小直径 29511第五章键的选择和计算 2924365第六章、其他附件的选择 292372第七章密封与润滑 3021321第八章减速器铸造箱体的主要结构尺寸 3113513第九章设计小结 3218513参考书目 33第一章设计任务书一、设计题目设计慢动卷扬机传动装置（蜗杆减速器）二、工作条件卷筒效率η=0.96（包括轴承与卷筒的效率损失）；工作情况：两班制，间歇工作，载荷变动较小；使用折旧期：15年；工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修；制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。钢绳拉力F（kN）5.3钢绳速度V（m/s）1.2卷筒直径D（mm）375慢动卷扬机用于慢速提升重物，在建筑工地和工厂有普遍应用。慢动卷扬机（蜗杆减速器）机构运动简图。其运动传递关系是：电动机通过联轴器，普通蜗杆减速机，以及开式齿轮传动驱动卷筒，绕在卷筒上的钢丝绳再通过滑轮和吊钩即可提升或牵引重物。电磁制动器用于慢动卷扬机停车制动。第二章电动机的选择一、总体传动方案初步确定传动系统总体方案如上图所示。电动机工作功率：蜗杆－圆柱齿轮减速器。传动装置的总效率ηa＝0.984×0.80×0.99×0.97×0.96＝0.68；上式中=0.98为轴承的效率，=0.80为蜗轮的效率，=0.99为弹性联轴器的效率，=0.97为圆柱齿轮的效率，＝0.96为卷扬机卷筒效率。二、电动机的选择按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机，电压为380v。卷扬机所需工作功率为：=9.74kw;卷扬机卷筒的转速为：传动比的合理范围，取圆柱齿轮传动比=1.5。蜗杆的传动比=10～40，传动比范围为15～60。所以电动机转速的可选范围为：=1.5（10～40）61.12=（916.8～3667.2）r/min符合这一转速范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min三种，取电动机的额定功率为11KW,由标准查出三种适用的电动机型号如下表1。表表1电动机的比较型号额定功率KW转速r/min同步转速r/min重量kgY160M-41114601500123Y160L-6119701000150Y180L-811730750200考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格，故第二种方案较合理，因此选择型号为：Y160L-6。表2Y160L-6型电动机的主要性能电动机型号额定功率/kw电流/A（380V）满载转速/（r/min）Y160L-61123.79702.02.0表3Y160L-6电动机的安装尺寸型号HAA/2BCDEKY160L-61602541272541084211015三、传动装置的总传动比和传动比分配（1）总传动比15.87（2）

分配传动比由于，且1.5蜗轮蜗杆的传动比为：10.58四、传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速Ⅰ轴r/min

Ⅱ轴（蜗杆轴）91.68r/minⅢ轴（涡轮轴）＝91.68r/min卷筒轴r/min（2）各轴输入功率

Ⅰ轴：输入＝×＝9.74×0.99＝9.64kW输出＝×＝9.64×0.98＝9.45kw

Ⅱ轴：输入＝×＝9.45×0.8＝7.56kW输出＝×＝7.56×0.98＝7.41kw

Ⅲ轴：输入＝×＝7.41×0.98＝7.26kW输出＝×＝7.26×0.97＝7.04kW卷筒：输入=×=7.04×0.98=6.90kW输出=×=7.79×0.96=6.63kW（3）各轴输入转矩Ⅰ轴：输入=94.91N·M

输出＝93.04N·MⅡ轴：输入＝787.50N·M输出＝771.88N·M

Ⅲ轴：输入＝756.25N·M输出＝733.33N·M

卷筒:输入＝1078.13N·M输出＝1035.94N·M表4蜗杆－圆柱齿轮传动装置的运动和动力参数轴名功率Pkw转矩TN·M转速nr/min输入输出输入输出Ⅰ轴9.649.4594.9193.04970Ⅱ轴7.567.41787.50771.8891.68

Ⅲ轴7.267.04756.25733.3391.68

卷筒轴6.906.631078.131035.9461.12第三章传动零件的设计一、高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算3.1.1选择蜗杆传动类型＝9.64kW10.58根据GB/T10085—1988推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）3.1.2齿轮材料，热处理及精度蜗杆：45钢淬火，螺旋齿面要求淬火，淬火后硬度为45—55HRC蜗轮：铸锡磷青铜ZCuSn10Pl,金属模制造，齿芯用灰铸铁HT1003.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计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，传动中心距确定作用在蜗轮上的转矩T按z=4,估取效率涡轮=0.8，则803.33N·M确定载荷系数K因工作比较稳定，取载荷分布不均系数Kβ=1；由文献[1]P253表11-5选取使用系数KA=1.15；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系数Kv=1.05；则K=KKK=1.15×1×1.05=1.21确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，故Z=160MPa（4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径d1和中心距a的比值=0.35，从文献[1]P253图11-18中可查到。确定许用接触应力[]根据蜗轮材料为ZCnSn10Pl，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，查得蜗轮的基本许用应力[]΄=268Mpa两班制，每天工作16个小时，使用年限15年。所以L=15×365×16=87600h应力循环次数N=60jnL=60×1××87600=4.82×10寿命系数=0.62则，[]=×[]΄=0.62×268=166.16Mpa（6）计算中心距=196.44mm取中心距a＝200mm,i=10，则从文献[1]P245表11-2中查取，模数m=8蜗杆分度圆直径d1=80mm。查图11—18可查得接触系数΄=2.75因为,΄〈因此，以上计算结果可用3.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数及尺寸蜗杆：轴向齿距P=m=3.1416×8=25.133㎜；直径系数q=d/m=10；齿顶圆直径d=d+2×m=80+2×1×8=96㎜；齿根圆直径=d－2(hm+)=80－2×(8×1+0.25)=63.5㎜分度圆导程角=21.8°；蜗杆轴向齿厚S=m/2=12.566㎜。蜗轮：查《简明零件机械设计手册》表11-24得蜗轮齿数z=42;变位系数x=-0.5;验算传动比i=z/z=42/4=10.5,传动比误差（10.58－10.5）/10.58=0.76%,是允许的。蜗轮分度圆直径d=mz=8×42=336㎜蜗轮喉圆直径d=d+2h=＝336+2×8×(1－0.5)=344㎜蜗轮齿根圆直径=d－2h=＝336－2×8×(1+0.5+0.25)=308㎜蜗轮咽喉母圆半径r=a－d/2=200－344/2=28㎜3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数z=z/(cos)=42/(cos21.8°）³＝52.5根据x=-0.5,z=52.5,因此，从图11-19中可查得齿形系数=2.74螺旋角系数许用弯曲应力[]=[]´·由ZCuSn10Pl制造的蜗轮的基本许用应力[]´=56Mpa寿命系数＝0.503[]=56×0.503＝28.168MPa=15.92MPa由于<[]，故弯曲强度满足。3.1.6验算效率=（0.95～0.96）tan/tan(+)已知＝21.8˚；=arctan从文献[1]P264表11-18中用插值法查得=0.0204、=1.17代入得=0.876～0.885，大于原估计值=0.8，因此不用计算。合格的。相对滑动速度：3.1.7精度等级公差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、蜗轮精度选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8fGB/T10089—1988。详细情况见零件图。表5蜗轮蜗杆参数名称分度圆直径模数头数/齿数转速(r/min)蜗杆8084970涡轮33684291.68二、低速级齿轮传动的设计计算P=7.04KWn=91.68r/mini=选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）卷扬机机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095－88）。（3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数=20,大齿轮齿数＝20×1.5＝30，压力角α=20°3.2.2按齿面接触强度设计 按式（11-3）试算，即：mm得（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数K＝1.4由文献[1]P201表10-6查的材料的弹性影响系数189.8MPa由文献[1]P205表10-7选齿宽系数＝1由文献[1]P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮材料为40Cr(表面淬火)小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮材料为45钢（表面淬火）；大齿轮的接触疲劳强度极限小齿轮传递的扭矩：＝733.33N·M由文献[1]P206式10-13计算应力循环次数。N=60jnL=60×1×91.58×87600=4.82×10N===1.21×10由文献[1]P207图10-19取接触疲劳寿命系数计算疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献[1]P205式（10-12）得（2）齿轮参数计算1.小齿轮分度圆直径,带入中较小的值：==127.09mm127.09mm计算齿宽b及模数齿宽由得6.35mm齿宽与齿高之比b/h齿高计算圆周速度：0.61m/s4.计算载荷系数根据v=0.61m/s,8级精度，由文献[1]p194图10-8查的动载荷系数Kv=1.10；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b/h=8.89，查文献[1]P198图10-13得；故载荷系数按实际载荷系数校正算的分度圆直径，由文献[1]P204式（10-10a）得mm计算摸数m3.2.3按齿根弯曲强度设计公式mm（1）确定公式内的各计算数值由文献[1]P208图10-20c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由文献[1]P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数，1.计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数,S=1.4由文献[1]P205式（10-12）得2.计算载荷系数K查齿形系数。由文献[1]P200表10-5查的，。由文献[1]P200表10-5查的，。3.计算大小齿轮的并加以比较。4.52mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数可取由弯曲强度算得的模数4.52并就近圆整为标准值m=5，已可满足弯曲强度。（2）计算分度圆直径（3）计算中心距amm（4）计算齿轮宽度圆整后b3=100mmb4=1500mm表6齿轮参数齿轮齿数模数（mm）中心距（mm）直径（mm）齿宽（mm）小齿轮325500160128大齿轮1685840第四章轴的设计计算一、I轴的设计计算4.1.1轴I的数据轴I上的功率=9.64kw,转速=970/min,转矩=94.91N·M，轴II上的转距＝787.50N·M4.1.2求作用在蜗杆蜗轮上的力已知蜗杆的分度圆直径d=80mm蜗轮分度圆直径＝336㎜蜗轮蜗杆的压力角取标准值为而4.1.3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据文献[1]P370表15-3取=115，于是得㎜计算联轴器的转矩，根据文献[1]P351表14-1取=1.9180.329N·M查标准GB4323-85，选用TL6弹性套柱销联轴器，其许用转矩为N·M。许用转速联轴器的孔径＝32㎜，故取=32㎜,联轴器轴孔长度L＝60㎜4.1.4蜗杆轴的尺寸设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，轴=32mm轴段右端需制定一轴肩，轴肩高度h=2.5mm,＝37mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径=40mm,联轴器与轴配合的孔长度=60mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器而不压在轴的端面上，取=61mm,取轴肩高度h=1.5。2）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，并根据=40mm,选取32308，其尺寸，故＝60㎜,轴肩高度h=3mm,,因此=46㎜。3）取蜗杆轴轴段直径㎜,蜗杆齿宽=116㎜,经磨削后＝116+34=150㎜,即＝150㎜4）轴承端盖的总宽度为25mm，由减速器及轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离15mm，故=40mm5）为保证蜗杆与蜗轮啮合，取=75㎜至此已初步确定轴的各段直径和长度。蜗杆轴的总长度521㎜减6）轴上零件的周向定位为了保证半联轴器与轴的连接，选用平键按直径查表查得平键截面，轴上键槽键宽和键高以及键长为10×8×40，半联轴器与轴的配合为；滚动轴承的配合由过盈配合来保证。7）确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献[1]P365表15-2取轴端倒角1×45˚。各轴肩处的圆角半径取R1。4.1.5轴承的选择与校核（1）轴承的选择采用圆锥滚子轴承，根据轴直径d=40mm，选择圆锥滚子轴承的型号为32308，主要参数如下：D=80mm；B=33mm；a=23.3mm基本额定静载荷Co=148

KN基本额定动载荷C=115

KN极限转速计算系数e=0.35（2）求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系：则令两轴承之间的距离为L。则：L=380mm垂直面的支座反力=668.02N，=1038.09N水平面的支座反力1186.375N在支座上产生的反力为：1361.52N1576.43N（3）求两轴承的计算轴向力和对于圆锥滚子轴承，根据文献[1]P322表13-7，轴承的派生轴向力,其中Y是对应表13-5中，其值由轴承手册查出。手册上查的32308的基本额定载荷C=115KN,=148KN。因此可得：1361.52N1576.43N则==1361.52N=1361.52+4687.5=6049.02N（4）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的的受力大小验算2.968h>26280h故所选选轴承满足寿命要求。（5）首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于32308型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=23.3mm。因此，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构设计以及弯矩和扭矩图中表7轴载荷与弯矩载荷垂直面V水平面H支反力F1361.52N,1576.43N1186.375N弯矩M241.670N279.816N210.582N总弯矩320.545N350.202N扭矩T=94.91N·M（6）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弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，卷扬机频繁正反转，扭转切应力按对称循环应变。应取，轴的计算应力为334.30N·M已知选用轴的材料为45钢，调质处理，由表14-1查得表14-3查得[]=60MPa。38.19mm考虑到键槽对轴的消弱，将d值加大百分之五。故d=1.0538.19=40.10mm远小于蜗杆的分度圆直径mm故蜗杆轴的校核是很安全的4.1.6蜗杆轴的校核（1）求轴上的载荷图4.1蜗杆轴受力分析图现将计算的截面的,,M的值计算过程及结果如下：表8蜗杆轴上的载荷载荷HV支反力N2343.752343.75835.06835.06弯矩MN.mm总弯矩M扭矩T=94.91N.MM（2）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,应取a=0.6，轴的计算应力：故安全。（3）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确定的，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），而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M=4136223.89*(177.75-75)/177.75=249504.12N.mm截面E上扭矩T3=94910N.mm轴的材料为45钢，调质处理由文献[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r/d=2/46=0.043，D/d=80/46=1.74，又由文献[1]P41附图3-1可知轴的材料敏性系数=0.82，qτ=0.85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轴未经表面强化处理又由文献[1]P39表3-1与文献[1]P40表3-2的碳钢的特性系数。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截面E右侧弯矩M=4136223.89*(177.75-75)/177.75=249504.12N.mm截面E上扭矩T3=94910N.mm过盈配合处由文献[1]P43附表3-8用插值法求出并取按磨削加工，文献[1]P44附图3-4表面质量系数轴未经表面强化处理，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Sca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。二、II轴的设计计算4.2.1轴II、轴III的数据轴II上的功率，转速，转矩＝787.50NM轴III上的功率，转速，转矩＝756.25NM4.2.2求作用在蜗轮上的力蜗轮：4.2.3初步确定用轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据文献[1]P370表15-3取=115，于是得㎜4.2.4轴的机构设计1）拟定轴上零件的装配方案如图所示的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（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，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用套筒定位，右端面用轴肩定位，周向采用平键，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）确定轴的各段直径和长度。

I-II段根据,取,长度取=86m，选用平键按直径查表查得轴上键槽键宽和键高以及键长为16×10×80，轴肩高度选h=4.5mm。

II-III端：取，轴承端盖的总宽度为25mm，由减速器及轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面与左端轴肩的距离15mm，故=40mm，取轴肩高度h=5.5。

III-IV段：，初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参考要求取型号为32315型圆锥滚子轴承，其尺寸，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，考虑到箱体误差在确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=58，则20+8+58+4=90mm，取轴肩高度h=2.5mm

IV-V段：为安装蜗轮轴段，取，蜗轮齿宽b1=116mm，为了使套筒能够压紧蜗轮取，轴上键槽键宽和键高以及键长为22×14×100。

V-VI段：轴肩高度h>0.07d，取，轴环宽度b≧1.4h，取b=8.5mm。VI-VII段：取，取型号为32315型圆锥滚子轴承右侧滚子轴承左侧采用套筒定位，右侧采用端盖定位。取齿轮距箱体内壁一段距离a=20mm，考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应据箱体内壁一段距离S，取S=8，则。

至此已初步确定轴的各段直径和长度。蜗轮轴的总长度L=414

（3）确定轴上圆角和倒角尺寸

根据文献[1]P365表15-2取轴端倒角1×45˚。各轴肩处的圆角半径取R1。4.2.5蜗轮轴的强度校核（1）求轴上的载荷图4.2蜗轮轴受力分析图首先根据轴的结构图（图6.1）做出轴的计算简图（图6.3）。在确定轴承的支点的位置时，应从文献[3]中查取得a值。对于7213AC型轴承，由文献[3]P193中查得a=24.2mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的、及M的值计算过程及结果如下：表9蜗轮轴上的载荷载荷HV支反力N18001800648648弯矩MN.mm总弯矩M扭矩T=603.51N.MM（2）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。（3）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确定的，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IV的相近，但截面IV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），而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左侧弯矩M=27463*(79-41)/79=130750.16N.mm截面E上扭矩T3=603.51N.mm轴的材料为45钢，调质处理由文献[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r/d=2/65=0.031，D/d=70/65=1.08，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轴未经表面强化处理又由文献[1]P39表3-1与文献[1]P40表3-2的碳钢的特性系数。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T3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处理，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Sca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。至此蜗轮轴的设计即告结束。三、III轴的设计计算4.3.1轴III（输出轴）上的数据轴III（输出轴）上的功率，转速，转矩＝1078.13N·M4.3.2求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径＝150㎜4.3.3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据文献[1]P370表15-3取=115，于是得㎜键的选择和计算蜗杆轴与联轴器采用平键连接普通平键的连接的强度条件为键、轴和联轴器的材料都是钢，由《机械设计》表6-2查得许用应力为，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm，所以此键的强度为在许用应力范围之内，所以此键符合设计标准。第六章、其他附件的选择1．窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔,大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内。2．通气器减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成。选用简易通气器M20×1.5油面指示器油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。根据指导书表14.13，选用杆式油标M20。4．放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。根据指导书表14.14，选用M20×1.5型油塞和垫片5．起吊装置为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。根据指导书，箱盖选用吊耳d=16mm6．定位销根据指导书表11.30，选用销GB/T117-2000A8×35起盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整。选用螺钉M12×30第七章密封与润滑1．齿轮的润滑采用浸油润滑，由于高速级蜗杆浸油深度30~50mm，取深h=32mm。根据指导书表16-1，选用全损耗系统用油L-AN22。2．滚动轴承的润滑选用脂润滑。根据表16-4，选用滚动轴承脂ZGN69-2。密封方法的选取由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴的轴承两端采用凸缘式端盖。3.调整垫片用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用.4.密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.减速器铸造箱体的主要结构尺寸名称代号尺寸计算结果（㎜）下箱座壁厚12上箱盖壁厚10下箱座剖分面处凸缘厚度b18上箱盖剖分面处凸缘厚度15地脚螺栓底脚厚度p3箱座上的肋厚11箱盖上的肋厚9地脚螺栓直径查表M16地脚螺栓通孔直径20地脚螺栓沉头座直径45地脚凸缘尺寸（扳手空间）2522地脚螺栓数目4轴承旁连接螺栓直径M12轴承旁连接螺栓通孔直径13.5轴承旁连接螺栓沉头座直径26剖分面凸缘尺寸（扳手空间）2016上下箱连接螺栓直径M10上下箱连接螺栓通孔直径11上下箱连接螺栓沉头座直径22箱缘尺寸（扳手尺寸）1814轴承端盖（即轴承座）外径88箱体外壁至轴承端盖面的距离37轴承座孔长度（箱体内壁与轴承座端面的距离49轴承旁凸台的半径14轴承旁连接螺栓距离88轴承盖螺钉直径查表M8检查孔盖连接螺栓直径10圆锥定位销直径8减速器中心高200大齿轮顶圆与箱内壁间距离15齿轮端面与箱内壁间距离12第九章设计小结机械设计是机电类专业的主要课程之一，它对学生要求是能够结合课本的学习内容，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去设计合用的零部件及简单的机械，起到从基础课程到专业课程承先启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的作用，为以后的学习与发展打下坚实的基础，培养学生的兴趣与热情。机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，在这短暂的二个星期里，我在对机械的设计的基本过程中形成了对机械设计初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，通过查阅大量的书籍，对有关于机械设计的各种标准有了一定的认识，也加强了对课本的学习和认识，加深了对机械设计的理解与认识。通过这次的设计，我认识到一些问题是我们以后必须注意的。第一，设计过程决非只是计算过程，当然计算是很重要，但只是为结构设计提供一个基础，而零件、部件、和机器的最后尺寸和形状，通常都是由结构设计取定的，计算所得的数字，最后往往会被结构设计所修改。结构设计在设计工作中一般占较大的比重。第二，我们不能死套教材，教材中给出的一些例题或设计结果，通常只是为表明如何运用基础知识和经验资料去解决一个实际问题的范例，而不是唯一正确的答案。所以我们必须要学会查阅各种书籍和手册，利用现有的资源再加上自己的构想和创新，才能真正完成一个具有既有前景和使用价值又能普遍推广，价格低廉的新产品。因此，全力追索不断增殖的设计能力才是学习机械设计的中心思想。第三，创新是一个民族的灵魂，是我们国家兴旺发达的不竭动力。创新在机械设计过程当中体现的更是淋漓尽致，我们所设计出来的东西必须得超过以前的才具有社会实用价值，因此我们首先要有敢于突破束缚、突破惯例和大胆否定现有的一些东西，同时也要有宽广而坚实的基础知识和创新思维与细心观察的能力。虽然在这次的设计过程当中大部分都是参照教材和手册所设计，只有小部分是通过自己创新所形成，但在选用各种零部件时是个人根据标准选定的，以使各种零部件组装成最好的一个减速器。因此也体现了创新的思想。参考书目濮良贵、纪名刚，机械设计（第九版）。北京高等教育出版社于慧力张春宜潘承怡主编.机械设计课程设计.北京，科学出版社，2007杨可桢程光蕴李仲生主编.机械设计基础.第五版.北京：高等教育出版社，2006.5《机械设计手册》编委会.机械设计手册.北京：机械工业出版社.，2007基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究基于双单片机冲床数控系统的研究与开发基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究\t"_blan