机械设计(蜗轮蜗杆)

青岛理工大学
课程设计说明书
课题名称：机械设计课程设计
学院：
专业班级：
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学生：
指导老师：
青岛理工大学教务处
年月日
《机械设计课程设计》评阅书题目单级蜗轮蜗杆减速器的设计
学生姓名学号
指导教师评语及成绩
指导教师签名：
年月日
答辩评语及成绩
答辩教师签名：
年月日教研室意见
总成绩：
室主任签名：
年月日
摘要
本次课程设计是设计一个单级减速器，根据设计要求确定传动方案，通过比较所给的方案，选择蜗轮蜗杆的传动方案，作为设计方案。

设计过程根据所给输出机的驱动卷筒的圆周力、带速、卷筒直径和传动效率。

确定所选电动机的功率，再确定电动机的转速范围，进而选出所需要的最佳电动机。

计算总传动比并分配各级传动比，计算各轴的转速、转矩和各轴的输入功率。

对传动件的设计，先设计蜗杆，从高速级运动件设计开始，根据功率要求、转速、传动比，及其其他要求，按蜗杆的设计步骤设计，最后确定蜗杆的头数，模数等一系列参数。

本次课程设计我采用的是普通圆柱蜗杆传动，蜗轮蜗杆减速器的优点是，传动比大，传动效率高，传动平稳，降低噪音。

之后设计蜗轮的结构，按《机械设计》所讲的那样设计，接下来对箱体进行大体设计，设计轴的过程中将完成对箱体的总体设计，设计轴主要确定轴的各段轴径及其长度，在此设计过程中完成了对一些附加件的设计包括对轴承的初选，主要是根据轴的轴向及周向定位要求来选定，然后对轴进行强度校核，主要针对危险截面。

这个过程包括一般强度校核和精密校核。

并对轴承进行寿命计算，对键进行校核。

设计过程中主要依据《课程设计》，对一些标准件和其他的一些部件进行选择查取，依据数学公式和经验进行对数据的具体确定。

关键字：减速器，蜗杆，轴，轴承，键
目录
摘要 (I)
1 设计任务 (1)
1.1 课程设计的目的 (1)
1.2 课程设计要求 (1)
1.3 课程设计的数据 (1)
2 传动方案拟定 (2)
2.1 确定传动方案 (2)
2.2 选择单级蜗轮蜗杆减速器 (2)
3 电动机的选择 (3)
3.1 电动机功率计算 (3)
3.2 电动机类型的选择 (3)
4 计算传动比及运动和动力参数 (4)
4.1 总传动比 (4)
4.2 运动参数及动力参数的计算 (4)
5 确定蜗轮蜗杆的尺寸 (5)
5.1 选择蜗杆传动的类型及材料 (5)
5.2 按齿面接触疲劳强度进行设计 (5)
5.3 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 (5)
5.4 校核齿根弯曲疲劳强度 (6)
6 轴的设计计算 (9)
6.1 蜗杆轴的设计计算 (9)
6.2 蜗轮轴的设计和计算 (10)
7 滚动轴承的选择及校核计算 (14)
7.1 轴承的选择 (14)
7.2 计算轴承的受力 (14)
8 键联接的选择及校核计算 (16)
8.1 选择键联接的类型和尺寸 (16)
8.2 校核键联接的强度 (16)
9 联轴器的选择 (18)
10 减速器箱体的选择 (19)
11 减速器的润滑与密封 (20)
11.1 减速器蜗轮蜗杆的传动润滑方式 (20)
11.2 减速器轴承润滑方式 (20)
11.3 减速器密封装置的选择,通气孔类型 (20)
总结 (21)
参考文献 (22)
1 设计任务
1.1 课程设计的目的
该课程设计是继《机械设计》课程后的一个重要实践环节，其主要目的是：
（1）综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和拓展所学的知识。

（2）通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。

（3）通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的能力的训练。

1.2 课程设计要求
1.减速器装配图一张（A0）
2.轴的零件图及蜗轮的零件图各一张（A3）
3.设计说明书一份
1.3 课程设计的数据
课程设计的题目是：带式输送机减速系统设计
工作条件：单向运转,有轻微振动,经常满载，空载起动, 两班制工作，使用期限10年，输送带速度容许误差为±5%。

卷筒直径D=390mm，带速 =1.35m/s, 带式输送机驱动卷筒的转矩T=950N²m。

2 传动方案拟定
2.1 确定传动方案
综合比较各传动方案，下图的传动方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好。

2.2 选择单级蜗轮蜗杆减速器
图2-1传动装置总体设计简图
3 电动机的选择
3.1 电动机功率计算
计算滚筒工作转速：
min /1.66390
35.1100060100060r D v n w =⨯⨯⨯=⨯=
ππ 工作机所需功率w P （kW ）为 kW n T P w w 6.579550==
传动装置的总效率为 423221ηηηηη=
按《机械课程设计手册》表2-4确定各部分效率为: 双头蜗杆传动效率75.01=η， 滚动轴承99.02=η，弹性联轴器效率为99.03=η，卷筒滚动轴承98.04=η， 代入得
71.089.099.0.99075.022=⨯⨯⨯=η
所需电动机功率为
kW kW P P w d 10.1171.057.6==
=η 3.2 电动机类型的选择
查表选取蜗杆传动的传动比为10--40,
则电动机转速min /2664~661min /1.66)40~10(r r n i n w d =⨯=⋅=
根据计算所得电动机功率以及工作条件选择Y 系列三相异步电动机，电动机的型 号为Y160L-6其额定功率为11Kw ，满载转速970r/min ，最大额定转矩2.0KN ²m, 质量147Kg 。

4 计算传动比及运动和动力参数
4.1 总传动比
19.8466.1970===w m a n n i
4.2 运动参数及动力参数的计算
1.蜗杆轴
m N n P T r n n kW kW P P d ed ⋅=====⨯==106.19550min /97078.1099.01111112321ηη 2.蜗轮轴
m N n P T r i n n kW P P ⋅=======1069.19550min /1.6684.199707.42221232112ηηη
5 确定蜗轮蜗杆的尺寸
5.1 选择蜗杆传动的类型及材料
1.根据GB\T 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI ）。

2.根据蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45#钢淬火处理，因希望效率高些，耐磨性好，采用双头蜗杆，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45--55HRC 。

蜗轮用铸锡磷青铜，金属模铸造。

为了节约贵重的有色金属，紧齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。

5.2 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。

由式
22212)480(H
Z KT d m σ≥ （5-1） (1)确定作用在蜗轮上的转矩T 2=1069.1N ²m ；
（2）确定载荷系数K=1.1；
（3）确定弹性影响系数E Z ,因选用铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配，故2
1a 160MP Z E =。

（4）确定蜗轮齿数2z ，为便于计算将i 圆整取i=20。

40202z 212=⨯=⋅=i z （5）确定许用接触应力[]H σ
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋面齿面硬度>HRC,由表查的蜗轮的基本许用应力[]H σ‘=268MPa 。

应力循环次数 82103.260⨯==h L jn N
寿命系数 6757.0n =H K
则 []H σ=181MPa
（6）计算12d m 的值，由式（5-1）得
mm N d m ⋅≥12.516912
因21=z ，从表11-2中取模数m=8mm ，蜗杆分度圆直径mm d 801=。

5.3 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸
(1) 蜗杆
轴向齿距 133.258===ππm P a
直径系数 10=q
齿顶圆直径 mm h d d a a 96812802111=⨯⨯+=+= 齿根圆直径 mm h d d f f 8.60)3.08(2802111=+⨯-=-= 分度圆导程角 "'=361811 γ 蜗杆轴向齿厚 12.562
a
m mm s
π==
(2) 蜗轮
蜗轮齿数2Z =40，
蜗轮分度圆直径 mm mz d 32040822=⨯== 蜗轮喉圆直径
mm h d d a a 33668123282222=⨯⨯+=+=
蜗轮齿根圆直径
mm x h d d f f 8.300)8()5.01(23282222=+⨯+⨯-=-=
蜗轮咽喉母圆半径
mm d a r a g 323362
1
2002122=⨯-=-
= 5.4 校核齿根弯曲疲劳强度
[]F F F Y Y m d d KT a σσβ≤=
2
212
53.1
选取当量系数 42.42361811cos 40
cos 3
322="
'︒==
γz z V 根据2V z =43.62 ，从图11-17中查得齿形系数为 2a F Y =2.87。

螺旋角系数 βY =9192.01404.1111401=︒
︒
-
=︒
-
　γ
许用弯曲应力 []FN σ=[]FN F K ⋅'σ
从机械设计基础表12-6中查得由铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 为 []F σ′=56Mpa
寿命系数为 5465
.0103.21098
6=⨯=FN
K []FN σ=[]FN F K ⋅'σ=30.60MPa
F σ=
a 22.199192.038.28
320801000
1.10691.153.1MP =⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯＜[]FN σ
由此可见弯曲强度是可以满足的。

5.5 热平衡核算
蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。

在闭式传动中，产生的热不能及时 散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。

必 须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。

摩擦损耗的功率
()η-=1p p
f
产生的热流量为 ()μφ-=110001p
又已知P=10.78KW
321ηηηη=
η1——轮齿啮合的效率
(
)
ϕ
η
γγv
+=
t a n t a n 1
（γ为蜗杆分度圆上的导程角）
η2——轴承效率
η3——搅动润滑油阻力的效率 η2η3=0.95-0.97
ρ为当量摩擦角，arctan v
f
ρ=其值可根据滑动速度由表中选取。

滑动速度计
算为
1
1
1
6.1/c o s
601000c o s
S
m s v
d
n
v
πγγ=
=
=⨯ 又由于蜗轮是有铸锡磷青铜制造的且硬度≥45HRC 计算得ρ为1°16’
由于轴承摩擦及溅油这两项功率损耗不大，一般取为0.95—0.96则总效率为
321ηηηη==（0.95- -0.96）
(
)
ϕ
γγv
+tan tan =0.84
以自然冷却的方式从箱体外壁散发到周围空气中的热流量 为 ()t t a d S -=02αφ d α为箱体的表面传热系数,空气流通好,取为15
S 为内表面能被润滑油溅到的,而外表面又可为周围空气冷却的箱体表面面积根
据已知算出此面积1.722m
S 为内表面能被润滑油所飞溅到，外表面又可以为周围空气所冷却的箱体表面面 积。

t 0设为正常工作的油温为65 ，
t
a
为周围空气的温度常取为20℃
计算可得 ()110004.261
0.84681.6W φ=⨯⨯-=
()a d t t S -=02
αφ
根据热平衡条件，φ
1=φ2
在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为
()()
20100011a d a P S m t t ηα-==- 即 S S a <
所以表面散热面积满足散热要求。

6 轴的设计计算
6.1 蜗杆轴的设计计算
由于蜗杆直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做成蜗杆轴。

蜗杆上的转矩T 1=106.1N ²m ，蜗轮轴上的转矩T 2=1069.1N ²m 。

1. 求作用在蜗杆及蜗轮上的力
圆周力 N d T F F a 5.265221
1
21t ==
= 轴向力 N d T F F t 875.668122
2
21a ==
= 径向力 N F F F t r 2432t a n 221r ===α 圆周力径向力以及轴向力的作用方向如图所示
图6-1 蜗杆轴受力图
2. 初步确定轴的最小直径
先按机械设计中的表15-3初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#钢， 调质处理，根据表15-3，取0A =126，
则 mm mm n P A d 1.28970
78.1012633
11
0min =⨯== 蜗杆轴的最小直径显然是要安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径 d 与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩d A ca T K T =,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.3 则有：
m 93.137⋅==N T K T d A ca
按照计算转矩Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标机械设计手册，选用
HL2型联轴器，其公称转矩为315m N ⋅。

联轴器的尺寸为 d=30mm,L=82mm,L 1=60。

3. 蜗杆轴的结构设计
(1) 拟定蜗杆上零件的装配方案
蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖 从右面装。

(2) 根据轴向和周向定位要求，确定各段直径和长度，轴径最小d =30mm ， 蜗杆齿宽B 计算选为133mm 。

轴的长度为400mm 其余部分尺寸见下图：
图6-2 蜗杆轴零件尺寸图
6.2 蜗轮轴的设计和计算
1. 计算最小轴径：
按书中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#钢，调质处理，根 据表15-3，取0A =126，
则 mm mm n P A d 7.601
.664.712633
220min =⨯== 2. 选联轴器：
联轴器的计算转矩Tca=Ka .T3,查文献1中的表14-1，考虑到转矩变化很小，故 取Ka =1.3，则有：
m 83.13891.10693.12⋅=⨯==N T K T A ca ,
按照计算转矩Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册，选 HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000N.m
联轴器的孔径 d 1=63mm
联轴器的长度 L=142mm 轮毂的长度 L 1=107mm ，
3. 初选滚动轴承：
据轴径初选圆锥滚子轴承， 根据GB297-84得30314的轴承孔径为70满足使 用要求，其余各处长度则可确定，所以轴的长度为 346mm 。

至此，已经初步确定 了轴的各段直径和长度。

4. 轴上零件的周向定位：
半联轴器与轴的周向定位采用单圆头键连接。

半联轴器与轴的配合为H7/k6。

滚动轴承与轴的周向定位是用过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。

蜗轮与轴采用过盈配合H7/r6。

根据参考机械设计得轴端倒角为2³45°，各轴肩处的圆角半径为R1.6与R2。

确定蜗轮轴的零件图如下，
图6-3 蜗轮轴的零件图
5. 蜗轮轴的强度校核
蜗轮轴受力图如下图所示，
图6-4 蜗轮轴受力图
按弯扭合成应力效核轴的强度，由材料力学求得，
（1）垂直面的支承反力
N F NV 58.62461=
N F NV 58.38142=
（2）水平面的支承反力
N F NH 74.17121= N F NH 76.9392=
（4）绘水平面的弯矩图（图6-5 a ）
mm N L F M H H ⋅=⋅=94.13873111
（3）绘垂直面的弯矩图（图6-5 b ）
mm N L F M V V ⋅=⋅=98.505972111
mm N d F L F M V V ⋅=⋅
+⋅=98.157567222
a 222
（5）绘合成弯矩图（图6-5 c ）
mm 7.5246472
2
11⋅=+=N M M M H V mm 6.15817682
2
22⋅=+=N M M M H V
（6）该轴所受扭矩为 T=1069100N.mm ，做扭矩图如图6-5 d 。

（7）按弯扭合成应力校核轴的强度
根据式（15-5）及以上数据，并取α=0.6，轴的计算应力
MPa W T M 76.49751.0)10691006.0(6.1581768)(3
2
2232
2ca =⨯⨯+=+=ασ
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得MPa 60][1=-σ。

因此
ca σ<][1-σ，故安全。

（8）由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由轴受力情况知截面C 处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。

M H
（a ）
M V
(b)
M
(c)
T
(d)
图6-5 弯矩扭矩图
7 滚动轴承的选择及校核计算
7.1 轴承的选择
根据条件，轴承寿命58400小时。

本设计中有两处使用到了轴承，一处是在蜗杆轴，已知此处轴径d=45mm ，所以选内径为45mm 的轴承，在机械设计课程设计手册中选择圆锥滚子轴承；查表15-7，选择型号为32309的轴承，右端采用两个串联。

另一处是在蜗轮轴；已知次此处轴径为d=70mm ，所以选内径为70mm 的轴承，选择圆锥滚子轴承；查表15-7，选择型号为32314的轴承。

7.2 计算轴承的受力
（1） 据第五部分计算出的作用在蜗轮轴和蜗杆轴上的外力及支反力。

N d T F F a 5.265221121t ==
= N d T
F F t 875.668122
221a === N F F F t r 2432t a n 221r ===α
蜗杆轴承 941.5Vb R N = 367Va R N = 447.5
H a H b R R N == 2222367447.5578.5a va Ha R R R N =+=+= 2222941.5447.51042.4b vb Hb R R R N =+=+=
蜗轮轴承
N F NV 58.62461= N F NV 58.38142= N F NH 74.17121= N F NH 76.9392=
（2）计算轴承的当量动载荷
计算公式为文献1式（13-8a ） P=fp （XFr+YFa ）
先计算轴承接触时的派生轴向力d F ，根据表13-7，)2/(Y F F r d = 查表6-7 轴承30309，X=0.4,Y=1.6；查表13-6，轻微冲击，取fp=1.1。

蜗杆 /(2)578.5/(2 1.6)1d a a F R Y N
==⨯= /(2)1042.4/(2 1.6)325.7db b F R Y N ==⨯=
由于db ae da F F F >+，选择课本式（13-11a ）
N F F F da ae ab 28751172758=+=+= N F F da aa 117== Pa=fp （XFr+YFaa ）=1.1³（0.4³374+1.6³117）=623W
Pb=fp （XFr+YFab ）=1.1³（0.4³949+1.6³2875）=5478W
（3）计算轴承寿命 根据机械设计基础式（16-1） ε
⎪⎭
⎫
⎝⎛=P C n L n 60106
11298'
=nb L （单个轴承） 9700
8=nb L h （两个串联） 1500000=na L h 减速器使用寿命58400h ，所以蜗杆轴右端选用轴承串联，两轴承都合适。

（4）计算蜗轮轴轴承寿命
蜗轮轴轴承派生轴向力 N Y R F a da 436)5.12/(1390)2/(=⨯==
N Y R F b db 605)5.12/(1816)2/(=⨯==
由于蜗轮轴轴承受力情况较好，参考蜗杆轴轴承校核结果，所用轴承合适。

8 键联接的选择及校核计算
8.1 选择键联接的类型和尺寸
本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处，设置在蜗杆上的键标此处为键1此处轴的直径d1=30。

一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处，设置在蜗轮轴上的键标此处为键2此处轴的直径d2=63。

另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接，标记此处的键为键3此处轴的直径d3=75。

一般8级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用半圆头普通平键（C ）型。

而键3的蜗轮在轴的中间，所以选择圆头普通平键（A ）型。

根据以上的数据，从表4-1中查得键1的截面尺寸为：宽度b=18mm ，高度h=11mm 。

由联轴器的标准并参考键的长度系列，可以确定取此键的长度L=90mm 。

查得键2的截面尺寸为：宽度b=10mm ，高度h=8mm 。

同理取此键的长度L=50mm 。

查得键3的截面尺寸为：宽度b=20mm ，高度h=12mm 。

由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取该键的键长L=56mm 。

8.2 校核键联接的强度
键1处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由表6-2查得许用挤压应力为[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa 。

键的工作长度为L=L-b=90mm-8mm=82mm ，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5³11mm=5.5mm 。

可得
[]σσ
p
P
kld
T ≤
⨯=
103
2
=
MPa MPa 135704.1134
5.582109.10623
<=⨯⨯⨯⨯ 可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。

键2处键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由表6-2查得许用挤压应力为[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa 。

键的工作长度为l=L-b=58mm-8mm=50mm ，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5³8mm=4mm 。

可得
[]σσ
p
P
kld
T ≤
⨯=
103
2
=
MPa MPa 13511034
394101.106923
<=⨯⨯⨯⨯
可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。

键3处键规格比键2大，且受载相同，不必校核。

自此减速器中的所有的键均以校核完毕，所有的键均满足使用要求。

9 联轴器的选择
本设计的联轴器的选择主要包括了两个联轴器的选择，第一个是电动机轴与减速器的输入主轴的联结，根据书中的表12-23Y系列电动机的外型尺寸，本设计所选用的电动机的型号为Y160L-6，可知电动机的输出主轴的外伸部分的长度E和直径D分别是80和38。

又本设计的蜗轮轴的直径计算最小值为28.1mm和蜗杆的计算最小直径为60.8mm。

又轴上都装有键，要将尺寸扩大5%左右。

最终确定的蜗轮轴的直径和蜗杆轴的直径分别是30mm和63mm，根据机械设计手册表17-4弹性柱销联轴器（GB5014-85）,最后确定电动机与减速器的输入轴间的联轴器选择为HL2型，其标注为HL2联轴器30×62GB5014-85。

对于第二个减速器的输出轴与工作机的输入轴之间的联轴器减速器选择HL5型，其标注为HL5联轴器63×142GB5014-85。

10 减速器箱体的选择
箱体：用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭工作空间，防止外界灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。

减速器各部分尺寸如下表：
表10.1 减速器箱体的各部分选用尺寸
名称 符号
蜗轮蜗杆减速器 选用 箱座壁厚 δ
0.02a+1≥8 10 箱盖壁厚 1δ
0.02a+1≥8
10 箱盖凸缘厚度 B 1 1.51δ 16.5 箱座凸缘厚度 b 1.5δ 15 箱座第底凸缘厚度 B 2 2.5δ 27.5 地脚螺钉直径 d f 0.036a+12
M20 地脚螺钉数目 n δ=250时，n=4
4 轴承旁联结螺栓直径 d 1 0.7
5 d f M1
6 盖与座联结螺栓直径 d 2
(0.5-0.6) d f
M10 联结螺栓d 2间距 τ
150-200 150 轴承端盖螺钉直径
D 3
(0.4-0.5)d f
M8 21,,d d d f 至外箱壁距离 1C 22、15、8 2,d d f 至凸缘边缘距离
2C
18、10 轴承旁凸台半径 1R
20 凸台高度
h
2C 45 外箱壁至轴承座端面距离 1l
1C +2C +(5-10)
40 蜗轮顶圆与内箱壁距离 1∆ >1.2δ 10 蜗轮轮毂端面与内壁距离
2∆
>δ 15 箱盖、箱座肋厚
m 1, m m 1≈0.85δ, m=0.851δ m 1=12, m=12 轴承端盖外径
D 2
D+(5-5.5)d 3
110
11 减速器的润滑与密封
11.1 减速器蜗轮蜗杆的传动润滑方式
由于本设计蜗杆减速器用的是钢蜗杆配青铜蜗轮，参考书中表11-20，选择L-AN320型号全损耗系统用油，对于蜗杆的给油方式，根据蜗杆的相对滑动速度以及载荷类型选择，本设计的蜗杆减速器蜗杆的相对滑动速度为6.1m/s内，且采用的是闭式传动，传动载荷中等，根据表11-21蜗杆传动的润滑油粘度推荐值及给油方式，选择油池润滑。

关于蜗杆传动的润滑油量，由于采用的是闭式蜗杆传动，搅油损耗不是太大，采用的是蜗杆下置式的传动，所以浸油深度可不太高。

蜗杆的润滑主要采用注黄油润滑。

11.2 减速器轴承润滑方式
对于轴承的润滑，蜗杆轴承采用油润滑。

同时蜗轮轴承润滑采用脂润滑。

另外在安装的时候，也应该对轴承的润滑进行良好处理，应该用润滑油脂进行充分的润滑。

11.3 减速器密封装置的选择,通气孔类型
对于轴承的密封设计采用了轴承端盖还在其中加入了密封圈。

蜗杆轴承端一边用闷端盖，一边用唇形密封圈。

蜗轮轴轴承一边用闷端盖，一边用毡圈。

整个箱体是密封的。

总结
为期两周的机械课程设计，我学会了很多。

早就听学长学姐,这一课程的有一定的难度，所以我带着打硬仗的思想开始了我的课程设计。

在开始的时候，都是虽给我们上了一上午的课，可我还是一头雾水。

看看旁边同学懂的也不多。

这样我就开始了我的设计过程。

但是在这一个慢慢设计的过程中我慢慢的体会到机械设计的一些过程，和思维方式。

一切都有它的标准，就是一个螺母也要我去认真查表。

在这样一个气氛中我画出了我图纸，写下我的说明书。

课程设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。

通过这次课程设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。

自己要学习的东西还太多。

通过这次课程设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。

在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。

在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。

而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。

对我而言，知识上的收获重要，精神上的丰收更加。

让我知道了学无止境的道理。

我们每一个人永远不能满足于现有的成就，人生就像在爬山，一座山峰的后面还有更高的山峰在等着你。

挫折是一份财富，经历是一份拥有。

这次课程设计必将成为我人生旅途上一个非常美好的回忆。

参考文献
[1] 濮良贵.机械设计.【M】8版.北京：高等教育出版社.
[2] 机械设计课程设计.北京：高等教育出版社.
[3] 何铭新.机械制图.【M】6版.北京：高等教育出版社.。