高架灯提升装置机械设计课设.doc

20132014机械设计课程设计机械设计课程设计姓名： 学号： 班级： 指导教师： 日期：2014年 1月 目录1设计任务及电机选择12选择传动比32.1总传动比32.2减速装置的传动比分配33各轴的参数43.1各轴的转速43.2各轴的输入功率43.3各轴的输出功率43.4各轴的输入转矩43.5各轴的输出转矩53.6各轴的运动参数表64.蜗轮蜗杆的选择74.1选择蜗轮蜗杆的传动类型74.2选择材料74.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设74.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸84.5校核齿根弯曲疲劳强度94.6验算效率94.7精度等级公差和表面粗糙度的确定105圆柱齿轮的设计115.1材料选择115.2按齿面接触强度计算设计115.3计算125.4按齿根弯曲强度计算设计135.5取几何尺寸计算146 轴的设计计算156.1高速轴156.1.1径按扭矩初算轴156.1.2蜗杆的结构设计156.2蜗轮轴166.2.1输出轴的设计计算166.2.2轴的结构设计176.3蜗杆轴的校核186.3.1求轴上的载荷186.3.2精度校核轴的疲劳强度216.4蜗轮轴的强度校核236.4.2精度校核轴的疲劳强度267.滚动轴承的选择及校核计算3071蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算307.2蜗杆轴上轴承的选择计算318.键连接的选择及校核计算358.1输入轴与电动机轴采用平键连接358.2输出轴与联轴器连接采用平键连接358.3输出轴与蜗轮连接用平键连接359联轴器的选择计算379.1与电机输出轴的配合的联轴器379.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器3710.润滑和密封说明3910.1润滑说明3910.2密封说明3911拆装和调整的说明4012减速箱体的附件说明4113.设计小结和经济性分析4214参考文献43 1.设计任务及电机选择1.1 设计题目设计题目：高架灯提升装置设计要求：提升装置用于城市高架路灯的升降，电力驱动，电动机水平放置，采用正、反按钮控制升降。提升装置静止时采用机械自锁，并设有力矩限制器和电磁制动器。其卷筒上曳引钢丝绳直径为11mm，设备工作要求安全、可靠，调整、安装方便，结构紧凑，造价低。工作条件：间歇工作，载荷平稳，半开式。生产批量：10台其工作要求见图1 图1 工作要求简图原始技术数据：提升力：5000N，容绳量：40m，安装尺寸：270mmx450mm电动机功率：不大于1.1kW高架灯提升装置简图选用参数提升力/N容绳量/m安装尺寸/(mm×mm)提升速度/(m/s)500040270×450工作条件：间歇工作，载荷平稳，半开式1.2 传动方案的确定1）单级齿轮传动优点是结构简单，但传动比较低，且齿轮传动无自锁性，需外设制动装 置。2） 蜗轮蜗杆传动（蜗杆下置）优点为拥有自锁功能，结构紧凑，传动平稳，但传动效率低。3） 蜗杆齿轮传动系统（蜗杆下置）特点是传动比大，结构紧凑，低速端齿轮可承受载荷较大，但传动效率低。 方案分析：因为提升装置要求静止时为机械自锁，所以方案1）不符合要求，故舍弃。方案2）与方案3）均存在机械自锁，其中方案2）为一级传动，传动比大但效率低，切蜗轮直接与绳轴相连，可承载的工作载荷较小。方案3）在方案2）的基础上添加了一个齿轮传动，使传动比增大的同时，增加了工作端可承受的最大载荷。综合所给参数，最终确定方案3）。1.3 电机选择根据工作要求选择Y系列三相异步电动机。其为全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有国际互换性的特点，用于空气中不含易燃、易炸或腐蚀性气体的场所，使用于电源电压为380V、无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械等。也用于某些需要高起动转矩的机器上，如压缩机。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：联轴器效率0.99：滚动轴承效率0.99（三对）：蜗轮蜗杆传动效率0.45：圆柱齿轮效率0.98（7级精度）：卷筒的传动效率0.96所以 因载荷平稳，由Y系列电动机技术数据，选择电动机额定功率为1.1kW符合这一要求的同步转速有750r/min , 3000r/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1Y90L-61.11000910重高2Y90S-41.115001400中中3Y802-21.130002825轻低考虑电动机和传动装置的尺寸 重量及成本，可见第二种方案较合理，因此选择型号为：Y90S-4的电动机。2选择传动比2.1总传动比 2.2减速装置的传动比分配 因为蜗轮蜗杆要求自锁，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 轴 轴 轴 轴 3.3各轴的输出功率 轴 轴 轴 轴 3.4各轴的输入转矩电动机 轴 轴 轴 轴 3.5各轴的输出转矩电动机 轴 轴 轴 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1.11.08911.5491010.991轴1.0891.06711.5411.43910622轴1.0670.4911.43318.7714.680.445513轴0.490.48318.77415.2211.040.97021.33卷轴0.480.46415.22397.92 11.040.95044.蜗轮蜗杆的选择 4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T100851998 选择ZI 渐开线蜗杆4.2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。为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造4.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设（1）根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由式（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匹配的缘故，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，从图11-18中可查到（5）确定许用接触应力根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11-7中查蜗轮的基本许用应力应力循环次数 设工作期限为10年，8小时/天，Lh=29200h寿命系数则 （6）计算中心距: 取a=125mm，由 i=62，则从表11-2中查取，模数m=3.15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 =10mm直径系数q= =18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校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 根据 从图11-9中可查得齿形系数Y=2.4螺旋角系数：许用弯曲应力：从表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=64MPa寿命系数 可以得到：<因此弯曲强度是满足的。4.6验算效率已知；与相对滑动速度有关。 从表11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估计值，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8f GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。5圆柱齿轮的设计 P=2.5117KW ， i=4.05.1材料选择（1）小齿轮的材料为40，硬度为280,大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240,二者之差为40。（2）精度等级选7级精度。（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。（4）选压力角为。5.2按齿面接触强度计算设计按式（10-21）试算，即（1）确定公式中的各参数试选载荷系数，。计算小齿轮的传递扭矩由表10-7选齿宽系数。由表10-6查的材料的弹性影响系数。由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 由式10-13计算应力循环次数。由图10-19取接触疲劳寿命系数。计算疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数，由式（10-12）得 5.3计算（2）试算小齿轮的分度圆的直径代入中较小值（2）计算圆周速度（3）计算齿宽 （4）齿宽与齿高之比 模数 齿高 （5）计算载荷系数根据，7级精度，由图10-8查的动载荷系；直齿轮，。由表10-2查的使用系数 ：由表10-4用插值法7级精度，小齿轮相对支撑对称分布时，由，查图10-13得；故载荷系数 （6）按实际的载荷系数校正算的分度圆直径，有式（10-10）得（7）计算摸数5.4按齿根弯曲强度计算设计由式（10-5）得弯曲强度计算设计（1）公式内容的各计算值由图10-20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；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳安全系数由式（10-12）得 计算载荷系数查齿形系数。由表10-5查的 。 查取应力校正值系数。由表10-5查的 。计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.38并就近圆整为标准值，按接触强度算的的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由 取 取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.5取几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距 圆整取a=140mm（3）计算齿轮宽度圆整后，。6 轴的设计计算6.1高速轴蜗杆上的功率P 转速N和转矩分T别如下：P=1.089kw N=910r/min T=11.43Nm6.1.1按扭矩初算轴径选用45钢，调质处理，硬度为根据教材式，并查教材表15-3，取考虑到有键槽，将直径增大7%，则：因此选6.1.2蜗杆的结构设计（1）蜗杆上零件的定位，固定和装配可将蜗轮安排在箱体一侧，两对轴承对称分布，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，查教材14-1，考虑到转矩变化很小，故取 按照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机械手册表13-10选用LX2型号弹性套柱销联轴器。表6.1 联轴器型号公称转距许用转速轴的直径5606300624425因此选择段长度取轴上键槽键宽和键高以及键长为。端：因为定位销键高度，因此，。轴承端盖的总长为20mm,根据拆装的方便取端盖外端面于联轴器右端面间的距离为所以，段：初选用深沟球轴承，参考要求因d=40，查机械手册选用6308型号滚子承。 L=24mm深沟球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 ,在满足强度下，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。查材料11-4变形系数所以蜗轮齿宽综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离 故选L=130mm 图6.1 高速轴6.2中间轴6.2.1输出轴的设计计算（1）输出轴上的功率，转速和转矩： P=0.49kw , N=14.68r/min ,T=318.77Nm（2）求作用在轴上的力 （3）初步确定轴径的最小直径选用钢，硬度根具教材公式式，并查教材表15-3，取考虑到键槽，将直径增大10%，则；所以，选用6.2.2轴的结构设计(1)轴承部件的结构形式轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。(2)轴段1由于轴受到轴向力作用，初选深沟球轴承6010,查得d=50mm,D=80mm,B=16mm。故取轴段1的直径为，。(3)轴段2与轴段 轴段2装配蜗轮，取，蜗轮宽度，则取。可取键的尺寸，其中键槽深度：轴，毂。(4)轴段3轴段3主要是定位小齿轮，取，。(5)轴段4由计算公式得，轴段4的轴肩应为（0.070.1）25=1.752.5mm。初取轴肩2.5mm,则初算可得直径为。取键尺寸，其中键槽深度：轴，毂。（6）参考教材表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸，个轴肩的圆角半径为126.3低速轴 根据 选取d1=45 d2=50 ，轴二三间为非定位轴肩，所以取d3=60；轴三四间为非定位轴肩，取d4=53；轴四五间为非定位轴肩，取d5=50，同理，d6=45，d7=40，d8=35。根据轴径45选取6009深沟球轴承，D=75，B=16大齿轮键选择16x10x90，联轴器键选择10x8x45由输出端开始往里设计。查机械设计手册选用LX3弹性柱销联轴器。表6.2 联轴器型号公称转矩许用转速轴孔直径LX3125047008260556.4高速轴的校核6.4.1求轴上的载荷图6.3 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，应从手册中查取得值。对于6308型轴承，由手册中查得。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 。根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6.3 轴上的载荷载荷HV支反力N204.11204.11556.1556.1弯矩M总弯矩M扭矩T=11.43（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。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变应力，轴的计算应力：，故安全。6.3.2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左侧弯矩截面E上扭矩=800.6199轴的材料为45钢，调质处理由表11-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取，因，,又由附图3-1可知轴的材料敏性系数， 故有效应力集中系数教材附图3-2尺寸系数， 教材附图3-4 轴未经表面强化处理 又由3-1与3-2的碳钢的特性系数取； ， 。计算安全系数故该轴在截面左侧强度是足够的。（3）截面E右侧抗截面系数按教材表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配合处由附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故按磨削加工，附图3-4 表面质量系数附图3-2尺寸系数， 故得综合系数为 轴未经表面强化处理 又由3-1与3-2的碳钢的特性系数取； ，取计算安全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。6.5中间轴的强度校核6.5.1求轴上的载荷图6.4 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，应从手册中查取得值。对于6010型轴承，作为简支梁的轴的支承跨距 。根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6.4 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（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。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变应力，轴的计算应力：，故安全6.4.2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处过盈处配合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。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，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，调质处理由表11-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取，因，,又由附图3-1可知轴的材料敏性系数， 故有效应力集中系数教材附图3-2尺寸系数， 教材附图3-4 轴未经表面强化处理 又由3-1与3-2的碳钢的特性系数取； ， 计算安全系数故该轴在截面左侧强度是足够的（3）截面E右侧抗截面系数按教材表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配合处由附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故附图3-4 表面质量系数附图3-2尺寸系数 故得综合系数为 轴未经表面强化处理 又由3-1与3-2的碳钢的特性系数取； ，取计算安全系数>>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。6.6 低速轴的强度校核低速轴的受力情况如图（1）计算齿轮受力由作用力与反作用力可得 (2)做出弯扭矩图以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为L1=84mm，L2=154.5mm载荷水平面H竖直面V支反力,弯矩 ,总弯矩扭矩T=1223590 根据教材式15-5及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中） 由表15-1查得45钢的许用弯曲应力符合要求。7.滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：。71高速轴上的轴承的选择和寿命计算（1）轴承的选择采用深沟球轴承，根据轴直径d=40mm，选择深沟球轴承的型号为6308，主要参数如下：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，所以只有最左边的深沟球轴承受轴向力该轴承所受的径向力约为对于70000型轴承，按表13-7轴承派生轴向力，其中为表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，查表13-5得角接触球轴承判断系数 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因为是球轴承，所以取指数轴承计算寿命减速器设计寿命所以满足寿命要求。7.2中间轴上轴承的选择计算（1）轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=50mm，选用深沟球轴承的型号为6010。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，按表13-7轴承派生轴向力，其中为表13-5中的判断系数，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：按式（13-11）得由表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、因为 由表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，按表13-6，取。则：轴承计算寿命 减速器设计寿命 所以满足寿命要求。（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，所以取静强度安全系数所以满足强度条件（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一定满足要求。7.3 低速轴轴承的选择及校核查手册表6-6可知角接触球轴轴承7208AC的基本额定动载荷C=35.2KN。（1）求两轴承受到的径向载荷和由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为又左端承受到径向载荷右端承受到径向载荷（2）求两端轴承的计算轴向力和对于70000AC型轴承，由教材13-7查得派生轴向力因为，由教材式13-12又 由教材表13-5有：x=0.41 y=0.87而对于右端轴承所以，x=1 y=0又由表13-6，取，则当量动载荷为：因为 所以按轴承1来计算寿命（3）计算轴承寿命11680=2年（式中）符合要求。8.键连接的选择及校核计算8.1输入轴与电动机轴采用平键连接根据轴径，查机械设计课程设计书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。由式（6-1）得： 所以此键强度符合设计要求。8.2输出轴与联轴器连接采用平键连接根据轴径，查机械设计课程设计书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。由式（6-1）得： 所以此键强度符合设计要求。8.3输出轴与蜗轮连接用平键连接根据轴径，查机械设计课程设计书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。由式（6-1）得： 所以此键强度符合设计要求。9联轴器的选择计算9.1与电机输出轴的配合的联轴器（1）计算联轴器的计算转距查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取（2）型号选择根据前面的计算，电机输出轴，选择弹性联轴器TL6型。主要参数如下：公称扭距（满足要求）许用转速 ，因此此联轴器符合要求。轴孔直径轴孔长度9.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器（1）计算联轴器的计算转距查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取（2）型号选择根据前面的计算，蜗轮输出轴，选择弹性销柱联轴器HL4型。主要参数如下：公称扭距 许用转速 ，因此此联轴器符合要求。轴孔直径轴孔长度10.润滑和密封说明10.1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，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。10.2密封说明在试运转过程中，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，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。 11拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为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。12减速箱箱体的结构设计1）箱体材料的选择与毛坯种类的确定根据减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200。因为铸造箱体刚性好、外形美观、易于切削加工、能吸收振动和消除噪音,可采用铸造工艺获得毛坯。2）箱体主要结构尺寸和装配尺寸见下表： 单位：mm名 称符号结构尺寸计算或取值依据结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12底座凸缘厚度20箱座上的肋厚7箱盖上的肋厚7轴承旁凸台高度56轴承旁凸台半径16轴承座的外径114122172地脚螺钉直径和数目166通孔直径20沉头座直径45底座凸缘尺寸2523连接螺栓轴承旁连接螺栓直径.轴承旁连接螺栓直径12通孔直径13.5沉头座直径26凸缘尺寸2016箱座、箱盖连接螺栓直径轴承旁连接螺栓直径8通孔直径9沉头座直径18凸缘尺寸1512定位销直径6轴承盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6箱体外壁至轴承座端面的距离42大齿轮顶圆与箱体内壁的距离10齿轮端面与箱体内壁的距离主动齿轮端面距箱体内壁距离11.5从动齿轮端面距箱体内壁距离14油面高度齿轮浸入油中至少一个齿高，且不得小于10mm，这样确定最低油面。考虑油的损耗，中小型减速器至少还有高出510mm 。58箱座高度19013.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，拿到任务书时我是非常的兴奋，当时心里就想一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，我遇到了最大的一个问题就是蜗轮的传动比分配不合理。在这问题直接导致了我重新分配传动比，再次对减速器的各个零件的设计及选用。第二阶段，减速器装配图草图绘制阶段。在这一阶段我们主要要根据我们之前的计算实现在图纸上，要确定箱体的大小，以及各个零件该安装在箱体的那个位置上。在老师的帮助下，我也参考了书籍资料，最终毫不费力的把草图绘制出来了。第三阶段，用CAD绘制装配图和零件图。由于前两个阶段我做的比较仔细所以各个零件的尺寸我很快的就绘制了出来，但是由于工程制图的很多相关知识的遗忘，在绘制标准件和减速器附件时不是很顺利，要不停的去看书和查尺寸。但是经过我废寝忘食的绘制，最后这个难关也被我攻克了。第四阶段，减速器设计说明书的书写。在这一阶段中，由于个零件图和装配图，与我最初的设计计算有一些出入，所以很多数据又进行了再计算。但是当我把说明书在word中体现出来后，文章的排版是一个很繁琐而又复杂的难题，按照老师的版面要求，最后把说明书排成了老师要求的版式。在这个课程设计中，它把我以前所学的独立课程（如：机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、机械制造基础、工程材料与成型技术基础、互换性与测量技术、机械设计）有机结合了起来。在这过程中我充分的体会到了，这些学科即使相对独立又是密不可分的。通过这次设计把我以前落下的和忘了的知识都补了回来。虽然在设计的工程中我有抱怨，但是我的内心还是想必须要把这个课程设计要做好。所以我每天从早八点到晚上十一点，不是太累的时候，我还做到凌晨的三四点。在这个繁琐又复杂的设计中，我体会到了我们专业需要我们严谨的思维、精确的计算、刻苦的精神。在此设计的过程中，又把我高三的奋斗精神激发了出来。这次课程设计我学到了以前没有学到的知识，体会到了我们专业的伟大，展望出了我们就业前景的美好。设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。 14.经济性分析在选择蜗轮蜗杆时，考虑到许用应力，经过几次计算，发现中心距取得稍大，弯曲应力越小，在允许范围内，125mm属于偏小的中心距，可以节约材料。在选择蜗杆