3）零件工作图13张；
4）编写设计计算说明书一份；
二、总体传动方案的选择与分析
1．传动方案的选择
该传动方案在任务书中已确定，采用一个一级蜗轮蜗杆封闭式减速器传动装置传动，如下图所示：
2．传动方案的分析
该工作机采用的是原动机为Y系列的三相异步电动机，三相异步电动机在室内比较实用，传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小；另外价格相对于其它种类的各种原动机稍微便宜，在室内使用比较环保。
传动装置采用一级蜗轮蜗杆减速器组成的封闭式减速器，采用蜗杆传动能实现较大的传动比，结构紧凑,传动平稳，但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。
工作时有一定的轴向力，但采用圆锥滚子轴承可以减小这缺点带来的影响，但它常用于高速重载荷传动，所以将它安放在高速级上。
并且在电动机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷筒轴之间采用弹性联轴器联接，因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。
总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。
三、原动机的选择
1．原动机的功率的确定
1）工作机各传动部件的传动效率及总效率：
查《机械设计课程设计手册》书中表1-7得各传动部件的效率分别为：
；
；
；
工作机的总效率为：
2）原动机的功率：
2．原动机的转速的确定
1）传动装置的传动比的确定：
查《机械设计课程设计手册》书中表13–2得各级齿轮传动比如下：
理论总传动比：
2）原动机的转速：
3．原动机的选择
根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，可由《机械设计课程设计手册》书中表12–1可选择合适的电动机。
本设计选择的电动机的型号及参数如下表：
型号
额定功率
满载转速
最大转矩
质量
轴的直径
Y100L2–4
3kw
1430r/min
2.3
38kg
24mm
四、传动装置运动及动力参数计算
1．各轴的转速的计算
1）实际总传动比及各级传动比的他配：
由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。
则总传动比
=1430/95.5=14.9
所以取
=15
2）各轴的转速：
第一轴转速：
第二轴转速：
2．各轴的功率
第一轴功率：
第二轴功率：
第三轴功率：
3．各轴的转矩
第一轴转矩：
第二轴转矩：
第三轴转矩：
五、蜗轮蜗杆的设计及其参数计算（用机械设计手册V3.0设计的>
1．传动参数
蜗杆输入功率：
2.32kW
蜗杆类型：
阿基M德蜗杆（ZA型>
蜗杆转速n1：
1430r/min
蜗轮转速n2：
95.5r/min
使用寿命：
46080小时
理论传动比：
14.974
蜗杆头数z1：
2
蜗轮齿数z2：
30
实际传动比i：
15
2．蜗杆蜗轮材料
蜗杆材料：
45
蜗杆热处理类型：
调质
蜗轮材料：
ZCuSn10P1
蜗轮铸造方法：
离心铸造
疲劳接触强度最小安全系数SHmin；1.1
弯曲疲劳强度最小安全系数SFmin；1.2
转速系数Zn：
0.726
寿命系数Zh；0.903
材料弹性系数Ze：
147N^0.5/mm
蜗轮材料接触疲劳极限应力σHlim：
340N/mm^2
蜗轮材料许用接触应力[σH]：
202.654N/mm^2
蜗轮材料弯曲疲劳极限应力σFlim：
190N/mm^2
蜗轮材料许用弯曲应力[σF]：
158.333N/mm^2
3．蜗轮材料强度计算
蜗轮轴转矩T2:
185.6N.m
蜗轮轴接触强度要求:
m^2d1≥1355.784mm^3
模数m:
5mm
蜗杆分度圆直径d1:
50mm
4．蜗轮材料强度校核
蜗轮使用环境：
平稳
蜗轮载荷分布情况：
平稳载荷
蜗轮使用系数Ka：
1
蜗轮动载系数Kv：
1.2
蜗轮动载系数Kv：
1.2
导程角系数Yβ：
0.906
蜗轮齿面接触强度σH:
200.532N/mm^2，通过接触强度验算！
蜗轮齿根弯曲强度σF:
15.262N/mm^2，通过弯曲强度计算！
5．几何尺寸计算结果
实际中心距a：
100mm
齿根高系数ha*:
1
齿根高系数c*:
0.2
蜗杆分度圆直径d1：
50mm
蜗杆齿顶圆直径da1：
60mm
蜗杆齿根圆直径df1：
38mm
蜗轮分度圆直径d2：
150mm
蜗轮变位系数x2：
0
法面模数mn：
4.903mm
蜗轮喉圆直径da2：
160mm
蜗轮齿根圆直径df2：
138mm
蜗轮齿顶圆弧半径Ra2：
20mm
蜗轮齿根圆弧半径Rf2：
31mm
蜗轮顶圆直径de2：
161mm
蜗杆导程角γ：
11.31°
轴向齿形角αx：
20°
法向齿形角αn：
19.642°
蜗杆轴向齿厚sx1：
7.854mm
蜗杆法向齿厚sn1：
7.701mm
蜗杆分度圆齿厚s2：
7.854mm
蜗杆螺纹长b1≥：
64mm
蜗轮齿宽b2≤：
45mm
齿面滑动速度vs：
3.818m/s
六、低速轴的设计计算及校核
1、低速轴的设计计算
１>选择轴的材料及热处理
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.
2>初估轴的最小直径
已知功率为1.806kw，转速为95.5r/min。
按扭矩初估轴的直径,查参考文献[2]中的表15-3,得Ao=106至118,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取Ao=115则:
又
轴上有二个键槽
则取
3>轴的设计参数及校核（用机械设计手册V3.0设计的>:
1、轴的总体设计信息如下：
轴的编号：
001轴的名称：
阶梯轴
轴的转向方式：
单向恒定轴的工作情况：
无腐蚀条件
轴的转速：
95.5r/min功率:
1.806kW
转矩：
180600N·mm所设计的轴是实心轴
材料牌号：
45调质硬度（HB>：
230
抗拉强度：
650MPa屈服点：
360MPa
弯曲疲劳极限：
270MPa扭转疲劳极限：
155MPa
许用静应力：
260MPa许用疲劳应力：
180Mpa
2、确定轴的最小直径如下：
所设计的轴是实心轴
A值为：
118许用剪应力范围：
30～40MPa
最小直径的理论计算值：
31.44mm满足设计的最小轴径：
40mm
3、轴的结构造型如下：
轴各段直径长度：
长度直径
左起第一段25mm50mm
二10mm60mm
三58mm54mm
四37mm50mm
五47mm46mm
六45mm40mm
轴的总长度：
222mm轴的段数：
6
轴段的载荷信息：
直径距左端距离垂直面弯矩水平面弯矩轴向扭矩
54mm64mm180600N·mm65733N·mm180600N·mm
40mm199.5mm0N·mm-165000N·mm0N·mm
轴所受支撑的信息：
直径距左端距离
50mm12.5mm
50mm111.5mm
4、支反力计算
距左端距离水平支反力Rh1垂直支反力Rv1
12.5mm-751.13N-2979.58N
距左端距离水平支反力Rh2垂直支反力Rv2
111.5mm1374.71N571.6N
5、内力
x/mmd/mmm1/N·mmm2/N·mm
12.55000
6454158249.1238326.28
111.55033002.0433002.04
199.540165003.85.07
6、弯曲应力校核如下：
危险截面的x坐标：
111.5mm直径：
50mm
危险截面的弯矩M：
33002.04N·mm扭矩T：
180600N·mm
截面的计算工作应力：
9.76MPa许用疲劳应力：
180MPa
111.5mm处弯曲应力校核通过
结论：
弯曲应力校核通过
7、安全系数校核如下：
疲劳强度校核如下：
危险截面的x坐标：
111.5mm直径：
50mm
危险截面的弯矩M：
33002.04N·mm扭矩T：
180600N·mm
有效应力集中系数<弯曲作用）：
2.62<扭转作用）：
1.89
截面的疲劳强度安全系数S：
7.89许用安全系数[S]：
2.0
111.5mm处疲劳强度校核通过
结论：
疲劳强度校核通过
静校核计算：
危险截面的x坐标：
111.5mm直径：
50mm
危险截面的弯矩M：
33002.04N·mm扭矩T：
180600N·mm
截面的静强度安全系数：
29.21许用安全系数[Ss]：
1.8
111.5mm处静强度校核通过
结论：
静强度校核通过
8、扭转刚度校核如下：
圆轴的扭转角：
0.059（°>许用扭转变形：
0.9°/m
扭转刚度校核通过
9、弯曲刚度校核如下：
挠度计算如下：
x/mmνi/mm
13.1250.003108
26.250.002072
39.3750.001036
412.50
537.25-0.001036
662-0.001513
786.75-0.000875
8111.50
9125.31250.000978
10139.1250.002123
11152.93750.003591
许用挠度系数：
0.003
最大挠度：
0.003591mm
弯曲刚度校核通过
10、临界转速计算如下：
当量直径dv：
53.19mm
轴截面的惯性距I：
392906.75mm^4
支承距离与L的比值：
0.45
轴所受的重力：
400N
支座形式系数λ1：
9.0
轴的一阶临界转速ncr1：
36614.45r/min
5>低速轴的受力分析：
蜗轮轴上的力：
圆周力
径向力
轴向力
6>低速轴零件图及各弯矩图和扭矩图（用机械设计手册V3.0设计的>：
零件图
垂直面弯矩：
水平面弯矩：
合成弯矩：
扭矩：
七、联轴器的选择
1、高速级联轴器的选择
1.1、选择轴的材料及热处理
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.
1.2、初估轴的最小直径
已知扭矩为2.303kw，转速为1430r/min。
按扭矩初估轴的直径,查参考文献[2]中的表15-3,得Ao=106至118,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取Ao=115则:
又
轴上有1个键槽
则取
1.3、载荷计算
已知转矩
为15.380N.m,查文献[2]中的表14-1得
=1.5
1.4、选择联轴器
而所选的联轴器为弹性套柱销联轴器，查文献[1]中的表8-5选用其型号为LT3。
它的公称扭矩为31.5N·m，故满足要求。
2、低速级联轴器的选择
2.1、载荷计算
已知转矩
为376.476N.m,查文献[2]中的表14-1得
=1.5
2.2、选择联轴器
而所选的联轴器为弹性套柱销联轴器，查文献[1]中的表8-5选用其型号为LT7。
它的公称扭矩为500N·m，故满足要求。
八、低速级滚动轴承和键的校核
1、低速级轴键的校核
1,低速级轴蜗轮轴上键的校核（用机械设计手册V3.0设计的>
平键连接<静连接）校核计算结果
传递的转矩T=180600N·mm轴的直径d=54mm键的类型 sType=A型
键的截面尺寸b×h=16x10mm键的长度L=50mm键的有效长度L0=34.000mm
接触高度k=4.000mm最弱的材料 Met=钢载荷类型PType=静载荷
许用应力[σp]=135Mpa计算应力σp=49.183MPa
校核计算结果：
σ≤[σ]满足
2,低速级轴联轴器上键的校核（用机械设计手册V3.0设计的>
平键连接<静连接）校核计算结果
传递的转矩T=180600N·mm轴的直径d=40mm键的类型 sType=A型
键的截面尺寸b×h=10x8mm键的长度L=32mm键的有效长度L0=22.000mm
接触高度k=3.200mm最弱的材料Met=钢载荷类型PType=静载荷
许用应力[σp]=135Mpa计算应力σp=128.267MPa
校核计算结果：
σ≤[σ]满足
2、低速级滚动轴承的选用及校核
1、设计参数（用机械设计手册V3.0设计的>
径向力Fr=876.44（N>
轴向力Fa=615.2（N>
圆周力Ft=2408（N>
轴颈直径d1=50（mm>
转速n=95.5（r/min>
要求寿命Lh'=46080（h>
作用点距离L=99（mm>
Fr与轴承1距离L1=47.5（mm>
Fr与轴心线距离La=75（mm>
温度系数ft=1
润滑方式Grease=脂润滑
2、选择轴承型号
轴承类型BType=圆锥滚子轴承
轴承型号BCode=30210
轴承内径d=50（mm>
轴承外径D=90（mm>
轴承宽度B=22（mm>
基本额定动载荷C=73200（N>
基本额定静载荷Co=92000（N>
极限转速（脂>nlimz=4300（r/min>
3、计算轴承受力
轴承1径向支反力Fr1=1252.69（N>
轴承1轴向支反力Fa1=1015.24（N>
轴承2径向支反力Fr2=1456.31（N>
轴承2轴向支反力Fa2=1630.44（N>
4、计算当量动载荷
当量动载荷P1=1503.23（N>
当量动载荷P2=1906.21（N>
5、校核轴承寿命
轴承工作温度T=<=120（℃>
轴承寿命L10=190812（10^6转>
轴承寿命Lh=33300574（h>
验算结果Test=合格
九、润滑方式的选择
1．齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度为3.818m/s<12m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。
低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高<不小于10mm），1/6齿轮。
2．滚动轴承的润滑
因在减速器中各轴的轴颈圆周速度v=0.29m/s所以采用脂润滑。
十、心得体会
机械设计课程设计是机械课程当中的一个重要环节，通过3周的课程设计我学了很多平时在书本上学不到的东西。
对机械传动的理解能力加深了，对各个零部件有机的结合有了深刻的认识。
尽管这次课程设计的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了一些基本的传动装置的设计计算，也对制图软件AutoCAD2007有了更进一步的掌握。
我深知对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的课程设计对我们的帮助还是很大的,它需要我们把学过的东西联系起来,形成一个统一的整体以便随时可以用的上。
我做这次的课程设计基本上把我们以前学过的课本都拿出来看了。
在这种这次课程设计让我感受最深的是：
只要你有一种信念，你就能冲向成功的彼岸。
我在设计计算的过程中是遇到了很多的问题可在多方的思考下还是把问题给解决了，但在这些过程中我深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我会更加努力。
当然本次课程设计是在杨文敏老师的悉心指导和热情关怀下完成的。
通过这次课程设计，让我对机械的理解，又有了一个新的看法。
也要感谢同学们的帮助，才能让我此次课程设计得以圆满完成。
在这里我要感谢杨文敏老师和给予我帮助的同学们。
总的来说通过这次机械设计，使我受益很大，发现了自己的不足，巩固了自己以前所学的知识，又学到了以前所没有学到的东西。
同时也希望老师能多给我们这样的机会。
参考文献
[1]、吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册.3版.北京：
高等教育出版社，1999.
[2]、纪名刚，濮良贵.机械设计.8版.高等教育出版社,2008.
[3]、杨黎明，杨志勤.机械零部件选用与设计.国防工业出版社,2007
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