运输机的蜗杆圆柱齿轮减速器设计论文.doc

机械设计课程设计计算说明书 设计题目 ： 减 速 器 机电学院 系 专业 班 目 录一、电动机选择 4二、 传动零件的设计 6（一）齿轮的设计计算 6 1高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算 6 2低速级齿轮传动的设计计算 10（二）减速器铸造箱体的主要结构尺寸 15（三）轴的设计计算 16 1 高速轴设计计算及校核 162中间轴设计计算及校核 213低速轴设计计算及校核 28三、其他附件的选择 32四、密封与润滑 33五、总 结 33六、参考文献 351. 设计目的：（1）通过课程设计使学生综合运用机械设计基础课程及有关先修课程的知识，起到巩固深化，融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的运用，树立正确的设计思想；（2）通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。（3）通过课程设计，学习运用标准，规范，手册，图册和查阅有关技术资料等，培养学生机械设计的基本技能。2. 设计方案：设计运输机的蜗杆圆柱齿轮减速器；（1） 已知条件：运输带工作拉力F=6500N，运输带工作速度V=0.45m/s，卷筒直径D=350mm.（2） 传动装置简图，如下：（3） 相关情况说明工作条件：单班制，连续单向运转，载荷较稳定，室内工作，清洁；使用寿命：8年，四年一大修，二年一中修，半年一小修；生产条件：一般机械厂制造，小批量生产力；动力来源：电力，三相交流，电压380V；输送带速度允许误差 5%。3. 设计要求：1） 减速器装配图1张；2） 零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；3） 设计计算说明书一份。一、电动机的选择1. 总体传动方案初步确定传动系统总体方案如图1所示。蜗杆圆柱齿轮减速器。传动装置的总效率a0.992×0.80×0.992×0.97×0.960.717；=0.99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为齿轮的效率，0.96为输送机效率。2. 电动机的选择按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，电压为380v工作机有效功率为： 3kw工作机所需工作功率为：4.25kw工作机卷筒轴的转速为：24.5kw所以电动机转速的可选范围为：9（1040)×(36)×24.5=7506000r/min因此选择Y132S-4电机其主要性能如表1所示，安装尺寸如表2所示。表1 Y123S-4型电动机的主要性能电动机型号额定功率/kw满载转速/（r/min）Y132S-45.514402.22.2表2 Y123S-4电动机的安装尺寸型号HABCDEF×GDGKbb1b2hAABBHAL1Y132S-413221614089388010×8331228021013531560200184753.传动装置的总传动比和传动比分配（1）总传动比=59（2） 分配传动比=(0.030.06)×59=3=19.74.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速   轴 nI=1440r/min   轴 nIInI/ i173 r/min   轴 nIIInII/ i224r/min 卷筒轴 nIV=nIII=24（2）各轴输入功率   轴 PIP0×4.25×0.994.22 kW   轴 PIIPI×4.22×0.83.37kW   轴 PIIIPII××3.37×0.99×0.973.24 kW 卷筒轴 PIV= PIII××=3.24×0.99×0.96=3.08 kW（3）各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 =2.82×N·  轴  TI×=2.8× N·  轴   TIITI×i1×=44.128 N· 轴  TIIITII×i2××=12.7× N·卷筒轴 TIV= TIII××=12.08× N·表3 蜗杆圆柱齿轮传动装置的运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T/（N·mm）转速n/（rmin-1） 传动比效率电机轴4.252.82×104144010.99轴4.2162.80×104144019.70.80轴3.3744.128×1047330.96轴3.2412.7×1052410.95卷筒轴3.0812.08×10524二、传动零件的设计1.齿轮的设计计算（一）高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算1.选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）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4555HRC蜗轮：铸锡磷青铜ZCuSn10Pl,金属模制造，齿芯用灰铸铁HT100 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 (1) 确定作用在蜗轮上的转矩T按z=2, 估取效率涡轮=0.8，则=574857N·（2）确定载荷系数K取载荷分布不均系数K =1，选取选用系数K=1，取动载系数K=1.05，则K= KK K=1.05（3）确定弹性影响系数Z=160MPa(4)确定弹性系数设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a=0.35，因此=2.9(5)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应力循环次数N=60j nL=60×1××19200=8.42×10寿命系数=0.7662则，=×=0.7662×268=205.3Mpa（6）计算中心距=145.55mm取中心距a160mm,i=19.7,因此，取m=6.3，蜗杆分度圆直径d=63mm。这时d/a=0.39， 查图1118可查得接触系数=2.72因为, < 因此，以上计算结果可用4.蜗杆与蜗轮的主要参数及尺寸（1） 蜗杆：轴向齿距P=m=3.14×6.3=19.792；直径系数q=d/m=10；齿顶圆直径d= d+2×m=63+2×1×6.3=75.6；齿根圆直径= d2m(h+)=632×6.3(1+0.2)=47.88；分度圆导程角=1118´36"；蜗杆轴向齿厚S=m/2=9.896。(2) 蜗轮：蜗轮齿数z=41;变位系数x=-0.1032;验算传动比i= z/z=41/2=20.5,传动比误差（20.519.7）/19.7=4.06%,是允许的。蜗轮分度圆直径d=mz=6.3×41=258.3蜗轮喉圆直径 d= d+2h=258.3+2×6.3(10.1032)=269.6蜗杆齿根圆直径 = d2h=258.32×6.3×(10.1032+0.2)=241.88蜗轮咽喉母圆半径 r=a d/2=160269.6/2=25.25.校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数z= z/(cos)=41/(cos11.31）³43.48根据x=-0.1032, z=43.48 ,因此，=2.46螺旋角系数Y=1=111.31/140=0.9192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0.611=56×0.61134.216MPa=20MPa弯曲强度满足。6.验算效率=（0.950.96）tan/tan(+)已知1118´36"11.31；=arctanf用插值法得f=0.00223、=1.2782代入得=0.855，大于原估计值，因此不用计算蜗杆速度：因此选用上置蜗杆7.热平衡计算取t=20°C 从K=14-17.5 取K=17W/（m²·C） 由式（8-14） =67.57°C 85°C （二）低速级齿轮传动的设计计算1.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，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）。（3）材料选择。由表101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=24,大齿轮齿数3×2472，初选螺旋角14。2.按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt1.62）由图1030选取区域系数2.4333）小齿轮传递的转矩=44.128N·4）由表107选取尺宽系数15）由图1026查得0.78，0.87，则1.656）由表106查得材料的弹性影响系数189.8Mpa7）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的解除疲劳强度极限550MPa。8）由式1013计算应力循环次数60×73×1×192008.4× 2.8×9）由图1019查得接触疲劳寿命系数0.98；0.9710）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得=588MPa =533.5MPa=560.75MPa（2） 计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算器公式得=91.82）计算圆周速度v=0.351m/s3）计算齿宽b及模数b91.8=3.71h=2.25=2.25×3.7mm=8.35b/h=91.8/8.35=10.9944） 计算纵向重合度=0.318×1×24×tan14=1.9035）计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取使用系数=1根据v=0.318m/s,7级精度，由表108查得动载系数=1.01；由表104查得=1.429，由图1013查得=1.36,由表103查得=1.4。故载荷系数=1×1.01×1.4×1.429=2.026）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得=99.247）计算模数=4.013.按齿根弯曲强度设计由式(1017)（1） 确定计算参数1）计算载荷系数=1×1.01×1.4×1.36=1.9232） 根据纵向重合度1.903，从图1028查得螺旋角影响系数=0.883） 计算当量齿数26.2778.824）查取齿型系数由表105查得=2.5919；=2.2225）查取应力校正系数由表105查得=1.596；=1.76766）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500 Mpa,；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380Mpa7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.94，=0.988）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式（1012）得=335.71=2669）计算大、小齿轮的并加以比较=0.01232=0.01477大齿轮的数值大。（2）设计计算=2.8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，取=3，已可满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算分度圆直径=99.24来计算=32.1取=32,=u×=964.几何尺寸计算（1）计算中心距a=197.88将中心距圆整为198（2）按圆整后的中心距修正螺旋角148´28"因值改变不多，故参数等不必修正，（3）计算大、小齿轮的分度圆直径=99=297（4）计算齿轮宽度1×9999圆整后取2. 减速器铸造箱体的主要结构尺寸按经验公式计算，其结果列于表4：表 4名称代号尺寸计算结果（）机座壁厚004a+3810机盖壁厚0.85810机座凸缘厚度b1.515机盖凸缘厚度1.515机座底凸缘厚度p2.525地脚螺钉直径0.036a+1220地脚螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径0.7516机盖与机座连接螺栓直径(0.50.6)12连接螺栓的间距l150200133轴承端盖螺钉直径查表12窥视孔盖螺钉直径(0.30.4)6定位销直径d(0.70.8)8、至外机壁距离见表3.2、至凸缘距离见表3.2轴承旁凸台半径22凸台高度h47外机壁至轴承座端面距离56内机壁至轴承座端面距离+66大齿轮顶圆(蜗轮外圆)与内机壁距离>1.214齿轮端面与内机壁距离12机盖肋厚8.5机座肋厚m8.5轴承端盖外径97，170，185轴承端盖凸缘厚度e12，15轴承旁连接螺栓距离s179，197 表5 连接螺栓扳手空间、值和沉头直径表 螺栓直径M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834沉头座直径202426324048603.轴的设计计算（一）I轴的设计计算1. 轴I上的功率=4.216kw, 转速=1440r/min,转矩=2.80×N·，轴II上的转距44.128×2.求作用在蜗杆蜗轮上的力已知蜗杆的分度圆直径=63，蜗轮分度圆直径258.3而3初步确定轴的最小直径，取=112，于是得计算联轴器的转矩，取=1.5N·选用LT4弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63000N·。半联轴器的孔径20，故取=20,半联轴器长度L52，半联轴器与配合的毂孔长度384.轴的结构设计（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）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制定一轴肩，轴肩高度h=2.5mm,=25mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径=30mm,半联轴器与轴配合的孔长度=38mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故I-II段的长度略短一些，现取=36mm2）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25mm,选取32306，其尺寸，故30,而=50mm,轴肩高度h=3mm,因此=363）取蜗杆轴轴段直径,蜗杆齿宽=79,经磨削后79+25=104,即1414）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，取端盖的外端面于半联轴器左端面间的距离15mm，故=40mm5）为保证蜗杆与蜗轮啮合，取=65至此已初步确定轴的各段直径和长度。（3）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，长为，半联轴器与轴的配合为；滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角1×45。各轴肩处的圆角半径取R1。5. 轴的强度计算（1） 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，1081N=514.3N（2） 求两轴承的计算轴向力和对于圆锥滚子轴承，按表13-7，轴承的派生轴向力,其中，Y是对应表13-5中的Y值，其值由轴承手册查出。手册上查的32306的基本额定载荷C=81500N, =96500N。e=0.31，Y=1.9。因此可得 =284.5N=135.3N按式（1311）得 =3552.3N =135.3N因为，故X=0.40, Y=1.9;, 故X=1, Y=0;因轴承运转过程中载荷较平稳，按表136，=1.1。则=7899.9N=565.7N（3） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的的受力大小验算 故所选选轴承满足寿命要求。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30313型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18.9mm。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载荷垂直面V水平面H支反力F1081N,=514.3N,弯矩M总弯矩=160098N.mm=76161N.mm扭矩T6）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，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变。应取，轴的计算应力为=9.28MPa已知选用轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60MPa。因此，故安全。（二） II轴的设计计算1.轴II上的功率，转速 ，转矩44.128×轴III上的功率，转速 ，转矩12.7×2.求作用在齿轮上的力蜗轮：小齿轮：已知大齿轮的分度圆直径2973.初步确定轴的最小直径，取=1124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2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1）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，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据=50mm,选取7310B，其尺寸故 =50,（2）取安装齿轮处的轴段直径=55mm,齿轮的又端与轴承之间采用套筒定位，加挡油环，为了使套筒可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，蜗轮宽度，取其宽度为56，故取=52mm,小齿轮=106,故取=102mm,齿轮的采用轴肩定位，轴肩高度h=5mm,=65mm,=40（3）为了保证蜗轮蜗杆的啮合，取为了保证斜齿的啮合，取蜗轮端面到内机壁的距离；为了保证斜齿的啮合，取小齿轮端面到内机壁的距离；考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离,取=10mm，已知滚动轴承宽度，则=T+(5652)=63mm, =T+(106102)=50mm至此已初步确定轴的各段直径和长度。（4）轴上零件的周向定位按由表查得平键截面，长为，按由表查得平键截面，长为，同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的（5）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角2×45。各轴肩处的圆角半径取R2。6. 轴的强度计算（1） 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，6748.4N1908N（2） 求两轴承的计算轴向力和及轴上轴向力对于角接触球轴承7310B，按表13-7，轴承的派生轴向力,其中，Y是对应表13-5中的Y值，其值由轴承手册查出。手册上查的7310B的基本额定载荷C=68200N, =48000N；e1.14。1265.7N因此可得 =7693N=2175N按式（1312）得 =7693N=6427.3N因为，故X=1, Y=0；, 故X=0.35,Y=0.57；因轴承运转过程中载荷较平稳，按表136，=1.1。则=7423N=4764.5N（3） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的的受力大小验算 故所选选轴承满足寿命要求。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。对于角接触球轴承7310B，由手册中查得a=47.5mm。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载荷垂直面V水平面H支反力F6748.4N,1908N，弯矩M总弯矩=266561N.mm=242133.7N.mm59777.5N.mm98273.8N.mm扭矩T6）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，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变。应取，轴的计算应力为=22.58MPa已知选用轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60MPa。因此，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度1判断截面II左右两侧为危险截面2、截面II左侧 抗弯截面系数W=0.1d=0.1×50=12500mm 抗扭截面系数W=0.2 d=0.2×50=25000 mm 截面II左侧的弯矩M为M=111579.6×24/52=51498.3N·mm 截面II上的扭矩T=441280N·mm 截面上的弯曲应力=M/W=13.9Mpa 截面上的扭转切应力= T/ W=209000/18225=4.12Mpa 轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得=640Mpa,=275Mpa,=155Mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表查取，因r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1,经插值后可查得=2.0，=1.36轴的材料的敏性系数为q=0.82 q=0.85故有效应力集中系数为k=1+ q(-1)=1.82 k=1+ q(-1)=1.306由尺寸系数=0.63.扭转尺寸系数=0.78轴按磨削加工，可得表面质量系数=0.92轴未经表面强化处理，即=1，则得综合系数为 K= k/+1/-1=2.99 K= k/+1/-1=1.76 碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取=0.05计算安全系数S值，则得： S=/（K+）=6.62 S=/（K+）=14.93 S=（SS）/（S+ S）=6.05>>S=1.5故可知其安全截面II右端 抗弯截面系数W=0.1d=0.1*55=16638mm 抗扭截面系数W=0.2 d=0.2*55=33275mm弯矩M及弯曲应力为： M=51498.3N·mm =M/W=113.9Mpa扭矩T及扭转切应力为：T=441280N·mm = T/ W=4.12Mpa过盈配合处的k/，用插值法求出，并取k/=0.8 k/ ，得 k/=3.16 k/=0.8 k/=2.53轴按磨削加工，得表面质量系数为=0.92故得综合系数为：K= k/+1/-1=3.25 K= k/+1/-1=2.62因此，轴在截面IV右侧的安全系数为： S=/（K+）=6.09 S=/（K+）=15.3 S=（SS）/（S+ S）=5.66>>S=1.5故该轴在截面II右侧的强度也足够（三） III轴的设计计算1轴III上的功率，转速，转矩12.7×2求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径2973初步确定轴的最小直径，取=112计算联轴器的转矩，取=1.3N·选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000N·。半联轴器的孔径60，故取=60,半联轴器长度L142，半联轴器与配合的毂孔长度1074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（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段左端需制定一轴肩，轴肩高度h=3mm,d=66mm; 右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径=68mm,半联轴器与轴配合的孔长度=107mm,故I-II段的长度略短一些，现取=104mm2）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，故选用角接触球轴承，根据=66,选取7214AC轴承，其尺寸故703）取安装大齿轮处的轴段直径=55mm,齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，加挡油环，为了使套筒可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，其宽度为100，故取=96mm,齿轮的采用轴环定位，轴环高度h=6mm,=87mm,=94）轴承端盖的总宽度为47mm，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，取端盖的外端面于半联轴器左端面间的距离15mm，故=62mm5）为了保证斜齿的啮合，取齿轮端面到内机壁的距离；考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离,取=10mm，已知滚动轴承宽度，则=B+=46mm, =B+(10096)=50mm至此已初步确定轴的各段直径和长度。至此已初步确定轴的各段直径和长度。6）轴上零件的周向定位为了保证半联轴器与轴的连接，按由表查得平键截面，长为，半联轴器与轴的配合为；按由表查得平键截面，长为，同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的7）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角2×45。各轴肩处的圆角半径取R2。5精确校核轴的疲劳强度1判断截面VII左右两侧为危险截面2、截面VII右侧 抗弯截面系数W=0.1d=0.1×70=34300mm 抗扭截面系数W=0.2 d=0.2×50=68600 mm 截面VII右侧的弯矩M为M=510009.7×(86-48)/86=225353.13N·mm 截面VII上的扭矩T=1270000N·mm 截面上的弯曲应力=M/W=6.57Mpa 截面上的扭转切应力= T/ W=209000/18225=18.51Mpa轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得=640Mpa,=275Mpa,=155Mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表查取，因r/d=2.0/70=0.03,D/d=75/70=1.07,经插值后可查得=2.0，=1.32轴的材料的敏性系数为q=0.82 q=0.85故有效应力集中系数为k=1+ q(-1)=1.82 k=1+ q(-1)=1.272由尺寸系数=0.68,扭转尺寸系数=0.81轴按磨削加工，可得表面质量系数=0.92轴未经表面强化处理，即=1，则得综合系数为 K= k/+1/-1=2.76 K= k/+1/-1=1.66 碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取=0.05计算安全系数S值，则得： S=/（K+）=14.42 S=/（K+）=9.79 S=（SS）/（S+ S）=8.1>>S=1.5故可知其安全截面VII左端 抗弯截面系数W=0.1d=0.1×75=42188mm 抗扭截面系数W=0.2 d=0.2×75=84375mm弯矩M及弯曲应力为：M=225353.1N·mm =M/W=5.34Mpa扭矩T及扭转切应力为：T=12700000N·mm = T/ W=15Mpa过盈配合处的k/，用插值法求出，并取k/=0.8 k/ ，得 k/=3.16 k/=0.8 k/=2.53轴按磨削加工，得表面质量系数为=0.92故得综合系数为：K= k/+1/-1=3.25 K= k/+1/-1=2.62因此，轴在截面VII左侧的安全系数为： S=/（K+）=15.1 S=/（K+）=7.74 S=（SS）/（S+ S）=6.97>>S=1.5故该轴在截面VII左侧的强度也足够。三、其他附件的选择1视孔盖 选用A=140mm的视孔盖。2通气器选用简易通气器M20×1.53油面指示器根据指导书表14.13，选用杆式油标M204油塞 根据指导书表14.14，选用M20×1.5型油塞和垫片5起吊装置 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/T 117-2000 A8×357起盖螺钉选用螺钉M12×30四、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3050mm，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。五、总结机械设计是机电类专业的主要课程之一，它要求学生能结合课本的学习，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启蒙作用。 机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，在这短暂的三个星期里，我们不仅对机械的设计的基本过程有了一个初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，也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。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。六、参考文献参考书目【1】 王连明，宋宝玉主编.机械设计课程设计.3版.哈尔滨：哈乐滨工业大学出版社，2007【2】 濮良贵，纪名刚主编. 机械设计. 8版. 北京：高等教育出版社，2006【3】 孙恒，陈作模主编. 机械原理. 6版. 北京：高等教育出版社，2005【4】 徐绍军主编.工程制图. 长沙：中南大学出版社.，2003【5】 王昆，何小柏，汪信远主编. 机械设计课程设计. 北京：高等教育出版社，2002【6】 濮良贵，纪名刚主编. 机械设计学习指南. 4版. 北京：高等教育出版社.，2002【7】 王伯平主编.互换性与测量技术基础. 北京：机械工业出版社.，2002【8】 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