lmd蜗轮蜗杆减速器课程设计方案说明书还有CAD图哦

PAGE新余学院项目课程说明书题目:运输机减速器二级学院机械工程学院班级专业机械设计制造及其自动化学号同学姓名指导老师新余学院项目课程任务书二级学院：学号同学姓名专业(班级）设计题目运输机减速器设计技术参数设计一用于带式运输机上的减速器。运输机每天单班制工作，每班工作８小时,每年按3０0天计算,轴承寿命为齿轮寿命的1／3~1/4,卷筒效率(不包括轴承）η4=0.96。其技术条件如下：(1）运输机工作时载荷性能较平稳启动过载不大于５％，单向回转.（2）电源为三相沟通电，电压为３80/220V。（3）允许鼓轮的速度误差为±5％。（４)工作环境：室内,有少量灰尘。设计参数设计数据二级齿轮减速器Ｖ带+一级齿轮减速器蜗杆蜗轮减速器1—11—２1—32—１2—22—３3-1３—２运输带拉力Ｆ1/ＫN2。22．４２.6２。2２。４２．6２。２２.４运输带速度Ｖ/ms—1１。11.3１。５1。１1。31。51．11.3鼓轮直径D/mm30025０２3０３０025０２３03002５０鼓轮直径D／mｍ６6666666设计要求课程设计前,同学应认真阅读设计任务书,了解设计题目、设计对象及设计内容；复习课程相关内容，熟识有关零部件的设计方法和步骤；筹备好设计中常用的图册、手册以及绘图工具；做好设计计划,合理安排各阶段的设计时间。课程设计是在老师指导下由同学独立完成的,课程设计过程中，同学应树立正确的设计思想，对设计中发现的问题,首先应独立思考,进行分析和解决。同学应认真对待每一个设计细节，边计算、边绘图、边修改，保质、保量、按时完成设计任务.其主要任务有：1、确定机械传动装置的总体设计方案；2、选择电动机型号;3、传动装置的运动和动力参数的计算；4、传动零件及轴的设计计算；5、轴承、连接件、润滑密封和联轴器的选择及计算;6、机体结构及附件的设计；7、绘制减速器装配工作图与零件图；8、编写设计计算说明书，进行总结与答辩。同学的简略人员支配:1、学号４2—-50（共9人，分三组,每组3人，设计二级齿轮减速器），其中,学号42、43、4４三人共同做题号１—1，4５、4６、47三人共同做题号1-2，48、49、5０三人共同做题号1-3。2、学号５１——57(共7人,分三组，设计V带+一级齿轮减速器）,其中，学号5１、52、５3三人共同做题号2—1,54、55二人共同做题号2-2，５６、57二人共同做题号2—3。3、学号58——6１(共4人，分二组,设计蜗杆蜗轮减速器）,其中，学号58、59二人共同做题号3—1，60、6１二人共同做题号3-2。工作量１、减速器的相关设计和计算２、绘制减速器的装配图一份(1＃或2＃图纸）3、绘制减速器主要零件的零件图4、编写减速器设计计算说明书工作计划课程设计主要内容准时间安排如下表：序号设计主要内容时间安排备注1讲课布置任务,确定设计方案0．5天１2月９日开头２传动装置的总体设计０。5天3设计计算2天4装配草图设计0.5天５装配图绘制2天6零件图绘制1.5天7编写设计计算说明书２天8总结及答辩1天1２月20日结束小计10天参考资料１．机械设计课程设计2．工程力学３.机械设计手册4.机械制图５。机械设计基础指导老师签字教研室主任签字说明:此表一式叁份，同学、指导老师、二级学院各一份.年月日名目TＯＣ\o”1-3"\h\z\ｕＨYPERLIＮK＼l＂＿Toc28１０５22０2＂1。电机选择 ＰAGEREF_Ｔoc28１05２２0２\ｈ1HＹPERLINK＼ｌ”_Toc２810５22０3”２.选择传动比 PAGEREF＿Ｔoc281０52２03＼h3HYＰERLＩNK＼l”_Toｃ２８1052２04"2．1总传动比 ＰAGＥREF_Toc28１052２0４＼ｈ3HYPERLIＮK\l"_Toc２８10５2205＂２.２减速装置的传动比安排 PAＧERＥＦ_Tｏc281052205\h３HYPＥRＬＩＮK＼l＂_Toc２８1０52206"3．各轴的参数 PAGEREF_Ｔoc2８1052２0６＼ｈ4HYPERLINK\l”_Toｃ2810522０7"3。1各轴的转速ﻩＰＡGEREＦ_Toc28１0５2207\h４HYＰERＬIＮK\l"＿Toｃ281052208”３.2各轴的输入功率 PAGEREＦ_Toc281052208\ｈ４HＹＰERＬＩＮK\ｌ”_Ｔoc2810５2２０9＂3。3各轴的输出功率ﻩPAGＥREF＿Tｏｃ281052２09\h4ＨYPERLINK＼l”_Toc2８1０５221０"3.4各轴的输入转矩ﻩPＡGERＥＦ_Toc2８1052210\h4HYPERＬＩNK\l＂_Tｏc281０52２1１"３．5各轴的输出转矩ﻩPＡGEREF_Toc２81052２11\h5HYＰERLINK\l＂＿Toｃ2810５2212”３.6各轴的运动参数表ﻩＰAGEREF_Toｃ28１05221２\ｈ６ＨYPERLＩＮＫ4．1选择蜗轮蜗杆的传动类型 PAＧEREＦ＿Toｃ281０522１4\h７ＨＹPERLINK\ｌ”_Toc2８105221５"４.２选择材料 PAGEＲEF_Toc28１052２15\h7HＹPEＲLINK4.6验算效率 PAＧERＥF＿Toc２8105２2１9\h１0HYPＥRLINK＼l＂_Toc２810５2２21"4。７精度等级公差和表面粗糙度的确定ﻩPAGＥREＦ_Toc２８１0５22２１\h10HＹPＥRLIＮK\ｌ＂_Ｔｏｃ２81052228"５．轴的设计计算 PAGＥＲEF_Ｔoc2８１0522２8\h16HYＰEＲＬＩNＫ\ｌ"＿Toc281０522２9"5。1蜗杆轴 PＡGEＲＥF_Toc281０52２２9\h1６HYＰＥRＬIＮK\l"_Toc２８１052230＂5．1．１按扭矩初算轴径 PAＧＥREF_Toc2810５2230＼h１6ＨYPＥRLIＮK\l＂_Toc28１0５2231"5.1。2蜗杆的结构设计ﻩPAGＥRＥF_Ｔoｃ２81０52231\h16ＨYPＥRLIＮK＼ｌ＂＿Tｏｃ2810５２232＂5。2蜗轮轴 PAGＥRＥF＿Toc28１05223２\ｈ1７ＨYＰＥＲLINK\l＂_Tｏc２８1052233”5.2。１输出轴的设计计算ﻩＰAGEREF_Tｏc2８1052233\h17HＹPEＲＬINK\ｌ"_Toc28１0５2234”5.2。2轴的结构设计 PＡGEREF_Toc2810522３４＼ｈ1８HYPＥRＬＩNK\l＂_Toc2810522３5"5。3蜗杆轴的校核ﻩPAGEREF_Tｏｃ２8１0５2235＼h19HＹＰERLＩＮK\ｌ＂＿Ｔoc２８1０52２36＂5.3．1求轴上的载荷ﻩPAGEREＦ_Toc281052236\h1９HYPERLＩＮK\ｌ”_Ｔoc２8１０522３7＂5.3。２精度校核轴的疲惫强度 PAGEREF＿Toc281052２3７\h22HYPERLＩNＫ\ｌ"_Toｃ２810522３8”5。４蜗轮轴的强度校核 PAＧEREF_Ｔｏc2810522３８\h2４HYPＥRLINK＼l”_Toｃ281０522３9”5.4.1精度校核轴的疲惫强度ﻩＰAGERＥF_Tｏc28105223９\h2５HYPEＲLIＮK6。滚动轴承的选择及校核计算 PAGEＲEＦ_Tｏｃ28１0５2２４０\h30HYPERLIＮK6。2蜗杆轴上轴承的选择计算 PAGEＲEF_Toｃ2８1０52242\h31HYＰERLINＫ＼l”_Toc28１052２43"7。键连接的选择及校核计算 PAGEREＦ_Toc２８1052243\h3５HYPEＲＬIＮＫ\l"_Toｃ281０５2２４4"7．1输入轴与电动机轴采纳平键连接ﻩPAGＥREF_Toc281052244\h３５ＨＹPERＬINK7。2输出轴与联轴器连接采纳平键连接 PAGEREF＿Toｃ281052245\ｈ３5ＨYPERLINK9.润滑和密封说明 PAGERＥF_Toｃ2810522５0\h３9HYPERＬINK\ｌ"_Toc2８10５2２５1＂９.1润滑说明 PAＧERＥF_Toc28１０５225１\h3９HYPERLＩNＫ9．2密封说明 PAGEREF_Ｔｏc２810522５２\ｈ３9HYPERLINＫ\l＂＿Tｏc2810５2253”１０．拆装和调整的说明 PAGEＲEF_Toc2810５２253＼h40ＨYPERＬINK\l＂_Toc２8１05２254＂1１．减速箱体的附件说明ﻩPＡＧEＲEＦ_Toc28105２２54\h41ＨYＰERLＩNK＼ｌ＂_Ｔoc2810522５５"１2.设计小结ﻩＰAGＥREF＿Toc2810５２255\h4２HＹPERLINＫ\l”_Ｔoｃ281０５2２56"1３．参考文献ﻩＰＡＧEREF＿Toc２81０52256\ｈ４3PAGE38新余学院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: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５kｗ符合这一要求的同步转速有75０r/ｍiｎ,1000ｒ／min，1５00r/miｎ电机容量的选择比较：表１.1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１Y１60M—8575072０重高2Ｙ132M－65１00０960中中3Ｙ1１2M—4５15001４40轻低考虑电动机和传动装置的尺寸重量及成本，可见其次种方案较合理，因此选择型号为：Y132M-6的电动机.2。选择传动比２．１总传动比2.２减速装置的传动比安排所以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各轴的运动参数表表3.１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43．55７83５。３9279６０１0。０50.99蜗轮轴4。．744.６９47．15４6。6６９６02。５１蜗杆轴？3.4８4.5986．89114．6382.50.７354卷轴3.３14。4337．86448。8１９5。51０．９50６4．蜗轮蜗杆的选择4。1选择蜗轮蜗杆的传动类型依据ＧB/Ｔ1008５—１９98选择ZＩ４．2选择材料蜗杆选４5钢，齿面要求淬火,硬度为4５—５５HRＣ。蜗轮用ZCｕＳn1０P1,金属模制造.为了节省材料齿圈选青铜,而轮芯用灰铸铁HＴ100制造4．3按计齿面接触疲惫强度计算进行设（１)依据闭式蜗杆传动的设计进行计算,先按齿面接触疲惫强度计进行设计,再校对齿根弯曲疲惫强度。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)确定载荷系数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)确定弹性影响系数因选用的是４5钢的蜗杆和蜗轮用ＺCuSn10P1匹配的原因,有（4）确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)确定许用接触应力依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=５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蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(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校核齿根弯曲疲惫强度当量齿数依据从图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:〈因此弯曲强度是满意的.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，得大于原估量值，因此不用重算.4.７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。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。简略情况见零件图.5.轴的设计计算5。1蜗杆轴蜗杆上的功率P转速N和转矩分T别如下：Ｐ=3．522３ｋwN=9６０r/minＴ＝35。2156Nm5。1。1按扭矩初算轴径选用45钢调值,硬度为依据文献式，并查教材表15－３,取考虑到有键槽，将直径增大７％，则：因此选５.1.２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支配在箱体中间，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,故取依据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5。１蜗杆轴联轴器参数型号公称转距许用转速轴的直径２5０380０60８23２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，依据拆装的便利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,参考要求因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,在满意强度下，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肯定的距离故选Ｌ=13０mm5.2蜗轮轴5.２。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）初步确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５．2。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,轴向采纳键和过度协作,两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采纳过度协作或过盈协作，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，故取由输出端开头往里设计.查机械设计手册选用HL5弹性柱销联轴器。表５。2蜗轮轴联轴器参数型号公称转矩许用转速轴孔直径HL41250400084112５５Ｉ—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便利，取。Ⅲ—IV段：初选用角接触球轴承，参照要求取型号为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＝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，mmＶＩ-VII段：。（3)轴上零件的周向定位蜗轮、半联轴器与轴的定位均采纳平键连接。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协作由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的协作为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键分别为为，半联轴器与轴的协作为。滚动轴承的周向定位是由过度协作来保证的,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1～25.３蜗杆轴的校核5。3。1求轴上的载荷首先依据轴的结构图（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.依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５.3蜗杆轴上的载荷载荷ＨV支反力N322832281191．2５1191．25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。依据文献[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:，故平安。5。3．2精度校核轴的疲惫强度(1）推断危险截面截面II、IIＩ、IV只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡协作所引起的应力集中均将削弱轴的疲惫强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为富裕确定的，所以截面II、IＩI、IＶ均无需校核。从应力集中对轴的疲惫强度的影响来看，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（过盈协作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左侧弯矩截面E上扭矩=800.６１９９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,，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的碳钢的特性系数取;，。计算平安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协作处由文献［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；，取计算平安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。５.4蜗轮轴的强度校核5.4.１求轴上的载荷图5.4受力分析图首先依据轴的结构图(图5。1)做出轴的计算简图（图５．3）.在确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.依据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图(图5．3）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5.4轴上的载荷载荷HV支反力N322８322811９1.２51１91．25弯矩M总弯矩M扭矩Ｔ=８00。61９9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.依据文献［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：，故平安5．4。2精度校核轴的疲惫强度（1)推断危险截面截面II、IＩＩ只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡协作所引起的应力集中均将削弱轴的疲惫强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为富裕确定的,所以截面IＩ、ＩII均无需校核。从应力集中对轴的疲惫强度的影响来看,截面ＩII和IV处过盈处协作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（过盈协作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。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈协作的小，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，,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的碳钢的特性系数取;,计算平安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协作处由文献［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；,取计算平安系数＞〉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。6．滚动轴承的选择及校核计算依据条件，轴承估计寿命:。6.１蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算(1）轴承的选择采纳角接触球轴承,依据轴直径d=45mｍ,选择角接触球轴承的型号为72０9C，主要参数如下：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中的推断系数，其值由的大小来确定,查文献[1]P3２１表1３-5得角接触球轴承推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意寿命要求。6.2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，依据轴直径d=6５ｍm，选用角接触球轴承的型号为7２13C。主要参数如下：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中的推断系数，其值由的大小来确定，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,因此可以确定，,，.（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因轴承运转中有中等冲击载荷，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意寿命要求。（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，所以取静强度平安系数所以满意强度条件（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肯定满意要求。7.键连接的选择及校核计算7．1输入轴与电动机轴采纳平键连接依据轴径，，查文献［2］P1２3可选用A型平键,得：,,,即：键8×70GＢ/T１09６-2003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要求。7.2输出轴与联轴器连接采纳平键连接依据轴径，，查文献［2］P１2３可选用A型平键，得：,，，即:键20×７0GＢ/T1096-2００３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要求。7.３输出轴与蜗轮连接用平键连接依据轴径,,查文献［1]P123可选用A型平键，得：,,,即:键１6×70GB/T1０９6-2003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要求。8.联轴器的选择计算８.１与电机输出轴的协作的联轴器(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）型号选择依据前面的计算，电机输出轴，选择弹性联轴器TL6型。主要参数如下:公称扭距(满意要求）许用转速，因此此联轴器符合要求。轴孔直径轴孔长度9．润滑和密封说明９.1润滑说明由于是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度,故蜗杆采纳浸油润滑,取浸油深度h=12mm；润滑油使用5０号机械润滑油。轴承采纳润滑脂润滑，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１/2.9.２密封说明在试运转过程中，全部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。10．拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证肯定的轴向游隙，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确定的,可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时,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。１1．减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，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。但是由于其外形的不规章和应力分布的简洁性,未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以依据阅历公式也许计算出尺寸，加上一个平安系数也可以保证箱体的刚度和强度.箱体的大小是依据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。１2．设计小结早在大一的时候我就看着学长每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，原来我们专业是很有意思,能够让人学到很多知识。转眼间，我就大三了,拿到任务书时我是格外的兴奋,当时心里就想肯定要把课程设计做好。《机械设计课程设计》主要分为四个阶段。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,我遇到了最大