单机蜗杆减速器课程设计

课程设计报告
课程设计名称：单级蜗杆减速器
学生姓名：
学院：机电工程学院
专业及班级：材料成型及控制工程
学号：
指导教师：
2011 年5月22日
摘要
减速器是在当代社会中应用范围极其广泛，其结构的设计能够很好的培养大学生的动手能力。

减速器设计的质量上下，可以表达出当代大学生对书本所学的知识的掌握情况，同时也是对社会环境的适应及挑战。

减速器的形式有多种，在本设计中，采用涡轮蜗杆一级减速器。

该减速器，结构相对简单，传动比大，冲击载荷小，传动平稳，噪音低。

设计该减速器的根本目的在于稳固，加深和拓宽机械设计和机械原理的知识，熟悉机械设计的一般规律，提高运用标准，标准，手册进行设计计算与绘图的技能，通过实践，增强创新意思和竞争意识，培养分析问题和解决问题的能力。

目录
一、机械传动装置总体设计······························P4
1、拟定传动方案
2、电动机的选择
3、计算运动和动力参数
二、传动零件的设计······································P7
1、减速器传动设计计算
2、验算效率
3、精度等级公差和外表粗糙度确实定
三、轴及轴承装置设计···································P10
1、输出轴上的功率、转速和转矩
2、蜗杆轴的设计
3、涡轮轴的设计
四、机座箱体结构尺寸及附件···························P22
1、箱体的结构尺寸
2、减速器的附件
五、蜗杆减速器的润滑···································P24
1、蜗杆的润滑
2、滚动轴承的润滑
六、蜗杆传动的热平衡计算······························P25
1、热平衡的验算
七、设计体会··············································P26附录：
参考文献
一、传动装置总体设计
1、拟定传动方案
根据任务书要求，设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机。

蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。

蜗杆及蜗轮轴均承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。

该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。

传送方案示意图如下：
总传动比：i=26 Z 1=2
为了确定传动方案先初选卷筒直径：D=450mm 运输带速度：V=1m/s 卷筒转速w n =60×1000v/(πD)= 60×1000×1/(π×450)r/min=42.46r/min 而i=26 ，并且w n =2n ，
所以有1n =i 2n =26×42.46=1103.96 r/min 选择同步转速为1500r ，满载转速为1440r/min 的电动机。

w n =2n =
1
n i
=55.38r/min
所以，校验滚筒直径有：w n =60×1000v/(πD) 可得D ≈345mm
2、选择电动机
1，选择电动机容量
工作机要求的电动机输出功率为： w
d p p n
= 其中 1000w w
Fv
p n =
那么 1000d w Fv
p n n
=
由电动机至运输带的传动总效率为： 543322
1ηηηηηη=减速器中有两个联轴器，两对滚子轴承)
式中，查机械设计手册可得 联轴器效率 1n =0.99 滚动轴承效率2n =0.98 双头蜗杆效率3n =0.8 转油润滑效率4n =0.96 卷筒效率 5n =0.96
w η先不予考虑，定为1
那么
η=71.5.0%
初选运输带有效拉力：F=5000N 从而可得：d P =7.0kw ＜7.5kw
按工作要求和条件选用Y 系列〔IP44〕封闭式笼型三相异步电动机 可供选择的电动机列表如下：
由前面可知电机的满载转速为1440r/min ，从而可以选取Y132S2-4 以下是其详细参数
3、计算传动装置的运动和动力参数
〔1〕各轴转速
蜗杆轴 n 1=1440r/min
齿轮轴 n 2=1440/26=55.38 r/min 卷筒轴 n 3= n 2=55.38r/min
〔2〕各轴的输入功率
蜗杆轴 p 1= 12d P n n =6.78kw 齿轮轴 p 2=p 1234n n n =5.2kw 卷筒轴 p 3=p 2 12n n =5.05kw (3) 各轴的转矩
电机输出转矩 d T =9550
d
w
P n =9550×7.0/1440Nm=46.42Nm 蜗杆输入转矩 1T =d T 12n n =46.42×0.99×0.98 Nm =45.04Nm
蜗轮输入转矩 2T =1T i 234n n n =45.04×27×0.98×0.8×0.96Nm =915.2 Nm
卷筒输入转矩 3T =2T 12n n =×0.99×0.98 Nm=887.9Nm 将以上算得的运动和动力参数列于下表
表2-2
二、传动零件的设计
1、减速器传动设计计算
〔1〕选择蜗杆传动类型
根据GB/T 10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆〔ZI 〕。

〔2〕选择材料
考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45~55HRC 。

因而蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。

为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用HT200制造。

(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那么，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。

由手册知传动中心距
a ①确定作用在涡轮上的转距 由前面可知2T =915.2Nm ②确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K β=1;
由机械设计手册取使用系数A K =1.15
由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数V K =1.2; K=K βA K V K =1.38 ③确定弹性影响系数E Z
因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故E Z =1601
2a
MP ④确定接触系数Z ρ
假设蜗杆分度圆直径d 和传动中心距a 的比值d/a =0.30,从而可查得Z ρ=3.1
⑤确定许用接触应力
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从手册中查得蜗轮的根本许用应力[]H σ=268a MP
应力循环次数 N=60j 2h n L =60×1×1440×50000/26=1.6×108
寿命系数 HN K = 7
7
10
6.1108⨯=0.707 那么
[]H σ=HN K []'
H σ=0.707×268a MP =189.5
⑥计算中心距
a ≥
2
3
5.1891.316091520021.1⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯mm=196.5mm
取中心距a=250mm,i=26,查表选取模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=80mm 。

这时d1/a=0.32，
所以Z p <3.1因此以上计算结果可用。

⑷蜗杆与蜗轮主要几何参数 ①蜗杆
轴向齿距 pa=πm=25.13mm 直径系数 q=d1/m=10
齿顶圆直径 da1=d1+2*
a h m=80+2×1×8mm=96mm
齿根圆直径 df1=d1-1f h = d1-2 m (*a h +*
c )=80-2×8×(1+0.2)mm=60.8mm
导程角 γ=0
1118’31’’
蜗杆轴向齿厚Sa=0.5πm=0.5×3.14×8mm=12.56mm ②蜗轮
蜗轮齿数 查表可得2Z =52 变位系数 2x 取为 +0.25 传动比 i=2Z /2x =52/2=26 传动比误差
=-26
26
260% 分度圆直径 2d =m 2Z =8×52mm =416mm
齿顶圆直径 da2=2d +2ha2=416+2×8×1.25mm=436mm 齿根圆直径 df2=2d -2f h =416-2×8×1mm=400mm 蜗轮咽喉母圆半径r g2=a-0.5da2=250-218mm=32mm
⑸校核齿根弯曲疲劳强度
[]2
2121.53F Fa F KT Y Y d d m
βσσ=
≤
当量齿数 ()223
3052
cos cos11.31r Z Z γ=
==55.15
由2x = +0.25，2r Z =55.15，查机械设计手册可得齿形系数2Fa Y =2.2
螺旋角系数 Y β=1-0140γ=1-0
11.31140
=0.9192 许用弯曲应力
F σ=[]'
F σ
从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的根本许用弯曲应力 []'
F σ=56a MP 寿命系数
FN
K = []F σ= FN K []'
F σ=0.590×56a MP =33.0a MP
a F MP 87.129192.02.28
41680915200
21.153.1=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
σ<[]F σ
所以满足弯曲强度。

2、验算效率η
tan (0.950.96)
tan()
v γ
ηγ=→+∅
γ=0
1118’31’’= 0
11.31，arctan v v f ∅=；v f 与相对滑动速度s v 有关
s v =
11
601000cos11.31d n π⨯⨯=6.15m/s
查表可得 v f =0.025，v ∅= 0
1.2
代入式中可得η=90.1% 大于原估计值，因此不用重算。

3、精度等级工查核外表粗糙度确实定
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/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8经济精度，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工程及外表粗糙度。

三、 轴及轴承装置的设计
图4-1
1、求输出轴上的功率P,转速和转矩
由前面可知：
〔1〕蜗杆轴的输入功率、转速与转矩
P 1 = P r =6.78kw n 1=1440r/min T 1=45.04N .m
〔2〕蜗轮轴的输入功率、转速与转矩
P 2 =5.2kw n 2=55.38r/min T 2=915.2N ·m
〔3〕传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩
P 3 =5.05kw n 3=53.33r/min T 3=887.9N ·m
2、蜗杆轴的设计
〔1〕选择轴的材料及热处理
选用45钢调质
〔2〕蜗杆轴结构初步设计
1，先初步估算轴的最小直径。

由于轴的材料为45号钢，调制处理，查表初取0A =112,于是有：
=⨯==33
110min 1440
28.6112n P A d 18.30mm
蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径I d -∏,轴通过联轴器是与电动机轴相连的。

所以减速器高速端外伸段径颈与电动机的轴径应该相当，由于前面已经确定了电动机
为Y132S2-4，直径dm=38k5。

即电动机直径为38mm ，所以d min 取38mm
为了防止初步设计蜗杆结构后进行强度校核，可以先进行弯扭合成进行设计。

初取轴承宽度分别为n1=n2=30mm 。

如上图所示
为提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按L1=(0.9~1.1)da2 公式计算 L1=(0.9~1.1)416=〔392.4~479.6〕mm 取 L1=400mm
蜗杆两端滚动轴承对称布置，取s1=k1=200mm 2，轴的受力分析 根据经验公式，蜗杆螺旋局部1b ≥(11+0.062z )m=(11+0.06×52)×8mm=121.96mm
取1b =180mm 1d =80mm 那么
F t =
112d T =310
8004
.452-⨯⨯=1126N N F F n t r 208931
.11sin 20tan 1126sin tan =⨯==
γα N F F t a 563031.11cot 1126cot =⨯== γ
轴的受力分析图
X-Y 平面受力分析
X-Z 平面受力图：
其中Ma=Nm m d F a 2252002
80
563021=⨯=
水平面弯矩Nmm M Y X /-
垂直面弯矩Nmm M Z X /-
合成弯矩Nmm M M M Z X Y X /22--+=
当量弯矩T/N ·mm
根据第三强度理论22
4ca σστ=+为了考虑不同环境的影响，引入折合系数α，那
么计算应力为：
224()ca σσατ=+
对于直径为d 的圆轴，弯曲应力为:
M W
σ=
扭转切应力：
2T T
W W
ττ=
=
从而可得：
ca σ==
由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处
理，查表可得:
[]1σ-=60Mpa
因此有：
[]1ca σσ-=≤
式中：ca σ——轴的计算应力，MPa; M ——轴所受的弯矩，N ·mm; T ——轴所受的扭矩，N ·mm; W ——轴的抗弯曲截面系数，3
mm
[]1σ-——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa
查表得圆轴W 的计算式为：
3
32
d W π=
联立以上两式可得：
d ≥
代入数值可得d ≧34.3mm,由上面所的数据，蜗杆齿顶圆直径为96mm ，即最大直径为96mm ，故取轴的坯料直径为100mm 的棒材。

3，联轴器的选择。

根据前面已算好的数据，扭矩为45.04Nm ，减速器高速端外伸段径颈与电动机的轴径应该相当，所以选择联轴器的孔径为38mm ，又由于该联轴器是连接电动机与减速器的，故轴的转速较高，为了减少启动载荷，缓和冲击，应该选择较小转动惯量和具有缓冲，吸振的弹性联轴器，综上考虑，选择型号为LT6的弹性套柱销联轴器。

查表可得联轴器孔长度为62mm ，定位轴肩高度h=〔0.07~0.1〕×38,由于此处要安装密封圈，所以取h 为4mm ，即定位轴肩的直径φ246mm 。

计算转矩T ca =K A T=1.5×45.04=67.56Nm,〔其
中K A 查表可得为1.5〕该联轴器许用转矩为3800Nm,显然符合。

4，滚动轴承的选择。

按承载较大的滚动轴承选择其型号。

因支承跨距大于300mm ，故采用一端固定一一段游动的轴承支撑结构。

由于同时受到径向和轴向力，所以轴承类型选为角接触球轴承，轴承预期寿命取为5000h 。

由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=2089N ，Fa=56309N ，轴承工作转速n=1440r/min 。

初选滚动轴承为角接触球轴承7309B GB/T279-1994，根本额定动载荷Cr=59.5kN ,根本额定静载荷Co=39.8KN 。

Fa/Fr=5630/12089=2.69>e=1.14 X=0.35 ,Y=0.57 pr=XFr ＋YFa=0.35×2089＋0.57×5630N ＝3940.25N 由于是轻微冲击，取载荷系数fp=1.2
1p = fp 〔XFr ＋YFa 〕=1.2×3940.25=4728.3N
验算轴承的使用寿命：
611060r h C
L n P ε
⎛⎫= ⎪⎝⎭
式中：ε——指数，对于球轴承ε为3；
代入数值有=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯=3
63.47285950014406010h L 23000﹥5000h
故7310B 轴承满足要求。

7309B 轴承：d=45mm D=100mm B=25mm d amin =54mm
5, 键联接选择。

选择键联接的类型和尺寸 选择A 型普通平键。

按资料所显示，初选键10×8 GB 1096-1990，b=10mm ，h=8 mm ，L=56 mm 。

校核键联接强度。

键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力
p σ⎡⎤⎣⎦=120~150MPa ，取p σ⎡⎤⎣⎦=145MPa 。

键的工作长度l=L-0.5b=80-0.5×10mm=51mm ，键
与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm 。

从而：
6.1138
5141004.45210233=⨯⨯⨯⨯=⨯=kdl T p σ<145 MPa
满足强度计算，应选用键适宜。

综合以上数据，蜗杆轴结构采用车制式。

其机构如下：
图4.10
3、蜗轮轴的设计
〔1〕选择轴的材料及热处理
选用45钢调质 〔2〕轴的结构初步设计
1，先初步估算轴的最小直径。

由于轴的材料为45号钢，调制处理，查表初取0A =112,于是有：
mm n P A d 55.5133
.532.511233
220min =⨯== 蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径I d -∏,该处要安装键，所以最小直径增大4%为最小53.6mm,轴通过联轴器是与卷筒相连的，所以直径大小与联轴器选择有关，初
选为55mm.
为了防止初步设计蜗杆结构后进行强度校核，可以先进行弯扭合成进行设计。

图4.11
初取轴承宽度分别为n 3=n 4=15mm 。

如上图所示
为提高蜗轮轴的刚度，应尽量缩小支承跨距,蜗轮轴〔2轴〕跨距:
S 2=k 2=da1+〔25~35〕=96+〔25~35〕mm=〔121~131〕mm 取中间值126mm 式中da1是蜗杆的齿顶圆。

所以 L 2=252mm
蜗杆两端滚动轴承对称布置，从而有s 2=k 2=126mm 2，轴的受力分析
N d T F t 4400416
915200
2222=⨯==
N F F t r 477531.11cos 20cos 4400
cos cos ===
αβ
N F F t a 88031.11tan 4400tan =⨯== β
轴的受力简图如下图：
图4.12
X-Y 平面受力分析
图4.13 X-Z 平面受力图：
图4.14
其中Nmm d F Ma a 1830402
416
88022=⨯==
水平面弯矩Nmm M Y X /-
图4.15
垂直面弯矩Nmm M Z X /-
图4.16
合成弯矩Nmm M M M Z X Y X /22--+=
图4.17
扭矩T/N ·mm
图4.18
根据第三强度理论22
4ca σστ=+为了考虑不同环境的影响，引入折合系数α，那
么计算应力为：
224()ca σσατ=+
对于直径为d 的圆轴，弯曲应力为:
M W
σ=
扭转切应力：
2T T
W W
ττ=
=
从而可得：
2222
()()4()2ca M T M T W W αασ+=+=
由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处
理，查表可得:
[]1σ-=60Mpa
因此有：
[]22
1()ca M T ασσ-+=≤
式中：ca σ——轴的计算应力，MPa; M ——轴所受的弯矩，N ·mm; T ——轴所受的扭矩，N ·mm; W ——轴的抗弯曲截面系数，3
mm
[]1σ-——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa
查表得圆轴W 的计算式为：
3
32
d W π=
联立以上两式可得：
d ≥
代入数值可得d ≧43.73mm,由于要开键槽，因此需要将直径增大4%，从而d ≧45.48mm 取轴的直径为80mm 。

3，联轴器的选择。

输出轴与工作机的周线偏移量不是很大，为了隔离振动与冲击，故，可以考虑选择弹性柱销联轴器，由于d min ≥53.6mm,T 3=887.9N ，工作转速为53.33r/min 所以型号选择为LH4，孔径为55mm,轴孔长度为112mm ，定位轴肩高度为〔0.07~0.1〕1
φ，
取为
4mm 。

计算转矩T ca =K A T=1.5×887.9=1331.9Nm, 〔其中K A 查表可得为1.5〕，查表可知，该联轴器的许用转矩为4000Nm ，满足使用。

4，滚动轴承的选择。

按承载较大的滚动轴承选择其型号。

因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。

由于同时受到径向和轴向力，所以轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命取为1000000h 。

由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=2387.5 N,轴向力Fa=880N ，轴承工作转速n=55.38r/min 。

由于联轴器的定位轴肩高为5mm 那么初选滚动轴承32913 GB/T279-1994，根本额定动载荷Cr=45.5kN,根本额定静载荷Cor=73.2kN 。

Fa/Fr=0.37>e=0.35 X=0.4 Y=1.7
pr=XFr ＋YFa ＝2451kN
由于是轻微冲击，取载荷系数fp=1.2
1p = fp ×Fr=1.2×2451kN =2941.2N
验算轴承的使用寿命：
6
11060r h C L n P ε
⎛⎫= ⎪⎝⎭
式中：ε——指数，对于滚子轴承为
103
； 代入数值有63
106
108.22.29414550033.536010⨯=⎪
⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯=
k L ﹥106h
故32913轴承满足要求。

32913轴承：d=65mm D=90mm T=17mm
5, 键的选择。

在该轴上有两个键传递扭矩，其中T 2=915.2Nm ，T 3=887.9Nm ，所以选择扭矩大的T 2=915.2Nm 来考虑。

选择A 型普通平键 参考键的长度系列，取键长L21=70mm 。

按机械设计手册，初选键20×70 GB/T 1096-79，b=20mm ，h=12mm ，L=70mm 。

校核键联接强度： 键、轴和轮毂的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力
p σ⎡⎤⎣⎦=100~120MPa ，取p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa 。

键的工作长度l=L-b=70-20mm=50mm ，键与轮毂
槽的接触高度k=0.5h=0.5×12mm=6mm 。

从而：
MPa kdl T F 35.8175
506102.915210233=⨯⨯⨯⨯=⨯=σ＜110 MPa
应选用键适宜。

再考虑最小端的键选择，查机械手册，初选18×11，b=18mm,h=11mm,L=100mm 。

校核键的连接强度：键、轴和轮毂的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力
p σ⎡⎤⎣⎦=100~120MPa ，取p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa 。

键的工作长度l=L-b=100-20=80mm,接触高度
k=0.5h=5.5mm,从而，
MPa kdl T F 38.7380
555.5109.88721023
3=⨯⨯⨯⨯=⨯=σ<110 MPa
满足强度。

涡轮轴如下所示：
图4.19
四、 机座箱体结构尺寸及其附件
1、箱体的结构尺寸
⑴箱体结构形式的选择
蜗杆减速器的箱体形式为剖分式.由于蜗杆圆周速度s v =6.15<10m/s,故采用蜗杆下置式。

⑵箱体材料的选择与毛坯种类确实定
根据蜗杆减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200.由于铸造箱体刚性好,易得到美观的外形,灰铸铁铸造的箱体还易于切削、吸收振动和消除噪音等优点,可采用铸造工艺获得毛坯.
⑶箱体主要结构尺寸计算
1.箱座壁厚δ≈0.004a+3=0.004×250+3mm=13 mm 取δ=13mm
2.箱盖壁厚δ1≈0.85δ=0.85×13mm=11.05mm 取δ1=11mm
3.箱座分箱面凸缘厚b≈1.5δ1=1.5×10mm=15mm 取b=15mm
4 箱盖分箱面凸缘厚b1=1.5δ1=1.5×10=15mm
5.平凸缘底座厚b2≈2.5δ=2.5×13 =32.5mm
6.地脚螺栓df≈0.036a+12=0.036×250+12mm≈22mm 数目取4
7.轴承螺栓d1≈0.7df=0.7×22 mm≈16 mm
8.联接分箱面的螺栓d2≈(0.5～0.6) df≈12mm
9.轴承端盖螺钉直径d3≈(0.4～0.5)df≈10 mm
10.窥视孔螺栓直径d4=〔0.3～0.4)df≈ 8 mm
11.吊环螺钉直接用铸造吊钩，因此此项不需要。

13机座机盖肋厚m1≈0.85δ1=0.85×13mm≈11mm m≈0.85δ=0.85×10mm≈9mm r1≈0.2C2=0.2×14=3
14.轴承螺栓凸台高h =50mm
15.轴承端盖外径
D=135mm
蜗轮轴端盖
22
D=160mm
蜗杆轴端盖
12
16.轴承端盖凸缘厚度t=12mm
2、减速器的附件
⑴检查孔与检查孔盖
为检查传动件的啮合情况、接触斑点、侧隙和向箱体内倾注润滑油,在传动啮合区上方的箱盖上开设检查孔
⑵通气器
减速器工作时,箱体温度升高,气体膨胀,压力增大,对减速器各接缝面的密封很不利,故常在箱盖顶或检查孔盖上装有通气器根据箱体的情况选取材料为Q235的通气塞，其尺寸如下表所示：
⑶油塞
为了换油及清洗箱体时排出油污,在箱体底部最低位置设有排油孔,通常设置一个排油孔,平时用油塞及封油圈堵住，根据箱体的情况选取材料为Q235的油塞，其尺寸如下表所示：
⑷定位销
为了保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度,需在想替分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销
⑸观察孔及观察孔盖
为了方便维修和观察减速箱内部的结构，在箱体顶端设置了观察孔及孔盖。

根据箱体的情况选取材料为HT200，其尺寸如下表所示：
为了方便、经济，起吊装置采用箱盖吊钩，选取材料为HT200，其尺寸如下表所示：
五、蜗杆减速器的润滑
1、蜗杆的润滑
虽然本蜗杆的想多滑动速度为6.15m/s,同时考虑本传动装置寿命较长，滑移速度较大，故采用油池润滑，选择润滑剂为L-AN全损耗系统用油。

2、滚动轴承的润滑
下置式蜗杆的轴承，由于轴承位置较低，可以利用箱内油池中的润滑油直接浸浴轴承进行润滑，即滚动轴承采用油浴润滑
六、蜗杆传动的热平衡计算
1.热平衡的验算
⑴由前面计算可得
蜗杆传动效率η=71.5%, 蜗杆传动功率P=7.0kw ②摩擦损耗功率转化成的热量
Φ1=1000P(1-η)=1000×7.0(1-0.715) W=1995W
⑵由草图估算减速器箱体内外表能被润滑油所飞溅到外外表有可被周围空气所冷却的箱体外表面积 S 计算取得为32
m ⑶计算油的工作温度
取周围空气温度ta=20o
C ,箱体散热系数()
C m W a d ⋅=2/13
热平衡时 ,那么要求的散热面积为
01000(1)
a d P t t S
ηα-=+
可得0t =71.5o
C ＜80o
C 满足热平衡。

七、设计心得
课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。

课程设计是一件严肃的事情。

作为一个工科生，要有医生一样的德行，在设计的过程中，要有一种责任感。

回味这3周的设计历程，心中很难有什么强烈的喜悦感。

总觉得自己离现实的要求还有很大的差距。

我想，自己在机械方面知识掌握的还不够全面，最明显的就是对于细节把握得还不是很好，这是做设计的硬伤，在今后的学习过程中，要特别注意这方面的问题。

这次课程设计是我继机械原理和机械制造课程设计后的又一个机械方面的实践过程。

这次设计差强人意的完成了设计任务书上和指导老师的的要求。

通过课程设计，是我在一次懂的干任何事都必须耐心，细致。

课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱，因为不小心我计算出错，只能毫不留情地重来。

前前后后，我重来了4次，其中的艰辛只有自己知道。

然而，回味这重来的过程，心中确实有一种自豪感，自己毕竟是坚持下来了，这应该是这次设计中最让人满意的地方。

这段经历也将会让我受益终身。

叹服：认真是一种难能可贵的习惯。

“九尺之台起于垒土〞。

这句话说得透彻。

告诉我们做事情要踏实。

课程设计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根底。

课程设计完了以后，留下的是自己查漏补缺的工作，在设计中暴漏出的问题值得我去好好总结，认真反思。

课程设计是结束了，但是，设计的过程，还将继续······
附录：
参考文献
1 濮良贵，纪名刚等著.机械设计〔第8版〕.北京：高等教育出版社,2006
2 刘鸿文.材料力学.4版. 北京：高等教育出版社,2004
3 孙桓，陈作模主编.机械原理.7版. 北京：高等教育出版社，2006
4 任济生，唐道武，马克新.机械设计机械设计根底课程设计江苏：中国矿业大学出版社，
2021
5 大连理工大学工程图教研室.机械制图.北京：高等教育出版社，2007
6 孔凌嘉.简明机械手册.北京：北京理工大学出版社，2021。