蜗杆-齿轮二级减速器--机械课程设计.doc

燕 山 大 学机 械 设 计 课 程 设 计 报 告题目： 蜗杆-齿轮二级减速器 学 院： 机械工程学院 年级专业： XX 学 号： XX 学生姓名： XX 指导教师： XX 燕山大学课程设计报告目 录1 项目设计目标与技术要求12 传动系统方案制定与分析12.1 常见传动方案的特点及应用12.2 传动系统方案的确定33 传动方案的技术设计与分析33.1 电动机选择与确定33.1.1 电动机类型和结构形式选择33.1.2 电动机容量及转速确定43.1.3 电动机型号选择53.2 传动装置总传动比确定及分配53.2.1 传动装置总传动比确定63.2.2 各级传动比分配63.3 总体运动学计算63.3.1 各轴转速63.3.2 各轴功率73.3.3 各轴转矩73.3.4 各轴运动参数结果汇总74 关键零部件的设计与计算84.1 设计原则制定84.1.1 轴的设计原则84.1.2 蜗轮蜗杆的设计原则84.1.3 齿轮的设计原则94.1.3 键的设计原则94.1.4 滚动轴承的设计原则104.2 高速级蜗杆传动设计方案及计算104.2.1 传动参数设计104.3.3 传动强度校核124.3 低速级齿轮传动设计方案及计算134.3.1 传动设计方案134.3.3 传动参数设计134.2.4 传动强度校核164.4 轴的初算175 传动系统结构设计与总成185.1 装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范185.1.1 装配图整体布局185.1.2 轴系结构设计与方案分析195.2 零件图设计255.3 主要零部件的校核与验算265.3.1 轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核)265.3.2 键的选择及键联接的强度计算315.3.3 滚动轴承选择与寿命计算336 主要附件与配件的选择366.1 联轴器选择366.2 润滑与密封的选择377 零部件精度与公差的制定397.1 精度设计制定原则397.2 精度设计的具体实施407.3 减速器主要结构、配合要求407.4 减速器主要技术要求408 项目经济性分析与安全性分析418.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性418.2 减速器总重量估算及加工成本初算428.3 安全性分析428.4 经济性与安全性综合分析429 设计小结4310 参考文献451 项目设计目标与技术要求任务描述：设计一种带式输送机装置，以电动机为原动力，经减速器减速后，将动力输出到工作机上，以实现相应的技术要求。具体内容是：确定传动方案，进行各零部件的设计与理论计算，绘制装配图、零件图，编写说明书等。技术要求见下表。表1-1 项目技术要求原始数据其他条件运输带拉力使用地点室内运输带速度生产批量大批卷筒直径载荷性质平稳使用年限八年一班2 传动系统方案制定与分析2.1 常见传动方案的特点及应用常见的传动机构类型有带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动。其中普通V带传动缓冲吸振、传动平稳、结构简单、适于高速运转；链传动工作可靠，能适应恶劣的工作环境，多用于低速传动；渐开线圆柱齿轮传动效率高、传动速度和功率范围大，应用广泛；蜗杆传动工作平稳、传动比大、有自锁性，但效率低。常用的减速器传动系统方案一般有如下几类（单级减速器由于传动一般比较小，故下面未讨论）。图2-1 两级展开式圆柱齿轮减速器两级展开式圆柱齿轮减速器方案 其传动比一般为840，最大值为60。结构简单，应用广泛。但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，用于载荷较平稳的场合。高速级常用斜齿轮，低速级可做成直齿。图2-2 两级同轴式圆柱齿轮减速器两级同轴式圆柱齿轮减速器方案 其传动比范围同展开式，减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入润滑油的深度大致相同。但轴向尺寸大、重量也较大，中间轴较长，刚度较差，高速级齿轮的承载能力难以充分利用。图2-3 二级圆锥-圆柱齿轮减速器两级圆锥-圆柱齿轮减速器方案 圆锥齿轮为直齿时,为斜齿时锥齿轮应布置在高速级，以使圆锥齿轮不致太大，否则加工困难。轮齿可做成直齿、斜齿或曲线齿，用于两轴垂直相交的传动中，也可用于两轴垂直相错的传动中，但由于制造安装复杂、成本高，所以仅在传动布置需要时才采用。图2-4 两级蜗杆-圆柱齿轮减速器两级蜗杆-圆柱齿轮减速器方案 传动比一般为1560，最大能到480，齿轮传动在高速级时结构比较紧凑，蜗杆传动在高速级时传动效率较高，为润滑方便，蜗杆一般在蜗轮上方，一般用于蜗杆圆周速度的场合。2.2 传动系统方案的确定各方案比较分析如下：1）由于圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，制造安装复杂，成本高。在本项目任务中体现不出其方案的优势，故暂时排除二级圆锥-圆柱齿轮减速器方案。2）对两级展开式圆柱齿轮减速器以及同轴式圆柱齿轮减速器而言，展开式中齿轮相对轴承为不对称布置，导致沿齿向载荷分布不均，对轴的刚度要求又较高，同轴式中轴向尺寸大、重量也较大，中间轴较长，刚度较差，高速级齿轮的承载能力难以充分利用，同时由于上述两种方案传动比均不能超过40，满足不了本设计任务要求的大传动比，故排除此两种方案。3）在两级蜗杆-圆柱齿轮传动方案中，其传动比一般为1560，满足任务要求的传动比。低速级采用齿轮传动，齿轮的制造精度可以低些。齿轮蜗杆高速级在高速级传动，有利于在啮合处形成油膜，传动效率高，传动比准确，也能提高其承载能力。综上，本次任务选择两级蜗杆-圆柱齿轮减速器进行相关设计。3 传动方案的技术设计与分析本节进行传动系统传动系统的总体参数、运动和动力参数计算与确定。具体内容是：选择电机型号、计算总传动比、传动比的分配、各轴运动学参数的确定。包括电机类别、系列及具体型号选择；给出电机方案选择依据；计算总传动比，分配各级传动比，给出各级传动比分配原则或分配依据说明；计算各轴转速、功率和转矩等。3.1 电动机选择与确定合理的选择电动机是整个系统能正常运行的先决条件。选择恰当，电动机就能安全、经济、可靠地运行；选择不合适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。选择电动机的内容包括很多，例如电压、频率、功率、转速、启动转矩、防护形式、结构形式等。通常电机一般需要选择功率、转速、防护形式等几项比较重要的内容，故下面介绍电动机的选择方法及使用。3.1.1 电动机类型和结构形式选择电动机从类型上可分为鼠笼式与绕线式异步电动机两种。常用鼠笼式的有J、J2、JO、JO2、JO3系列的小型异步电动机和JS、JSQ系列中型异步电动机。绕线式的有JR、JR O2系列小型绕线式异步电动机和JRQ系列中型绕线式异步电动机。从防护形式分有防护式、封闭式、密封式。无特殊情况时，通常选异步电动机。一般异步电动机的特点、用途等见下表。表3-1 一般异步电动机的用途特点类别系列名称特点用途异步电动机Y系列（IP23）三相异步电动机该系列为一般用途防护式笼型电动机。效率高、启动性能好、噪声低、体积小、重量轻，能防止手指触及机壳内带电体或转动部分。其防护等级为IP23。一般用途，适于驱动无特殊要求的各种机械设备，如水泵、鼓风机等。Y系列（IP44）三相异步电动机该系列电动机为封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，效率高，噪声低、节能、振动小及运动安全可靠等。除与Y系列（IP23）相同的用途外，还适用于灰尘多、水土飞溅的场所，如磨粉机、碾米机等农业产品。YEJ系列电磁制动三相异步电动机该系列电动机是全封闭自扇冷式鼠笼型带有直流圆盘式电磁制动器的三相异步电动机，具有制动快，定位准确的优点。适用于要求快速停止准确定位的传动机构或装置上，如主轴传动或辅助传动。由带式运输机的工作要求和工作条件，且由于其无特殊需要，故选用Y系列三相异步电动机。3.1.2 电动机容量及转速确定电动机的功率不能选择过小，否则难于启动或者勉强启动，使运转电流超过电动机的额定电流，导致电动机过热以致烧损。电动机的功率也不能选择太大，否则不但浪费投资，而且电动机在低负荷下运行，其功率和功率因数都不高，造成功率浪费。 另外还要兼顾变压器容量的大小，一般来说，直接启动的鼠笼式电动机，功率不宜超过变压器容量的1/3。电动机的容量主要根据运行时的发热条件来决定。本任务所给的工作机载荷平稳，且传递功率较小，故只需使电动机的额定功率等于或稍大于电动机的实际输出功率，即。工作机所需功率为其中为卷筒效率，取1。传递装置总效率为式中：蜗杆的传动效率0.82：每对轴承的传动效率0.98：直齿圆柱齿轮的传动效率0.97：联轴器的效率0.99：卷筒的传动效率0.96电动机输出功率为为留有一定的裕度，同时考虑发热条件的安全性，选电机额定功率。因，符合安全性要求。卷筒的转速为按合理传动比推荐范围知，两级蜗杆-齿轮减速器总传动比，故电动机的转速范围是查手册可知，在此范围内的电机同步转速为1000 r/min。3.1.3 电动机型号选择因电机额定功率一定时，转速越大，体积越小。综合考虑尺寸大小及工作性能，同时结合上文分析知，类型选一般用途Y系列（IP23）三相异步电动机，额定功率选1.1kw,同步转速取1000r/min，查指导手册，符号该条件的电机型号是Y90L-6，其主要性能参数如下表。表3-2 电动机主要性能参数型号额定功率/kW转速/rpm同步转速/rpm效率/%额定转矩质量/kgY90L-61.1910100073.52.2253.2 传动装置总传动比确定及分配合理地分配总传动比即各级传动比如何取值，是设计中的重要问题，它将直接影响到传动装置的外廓尺寸、重量及润滑条件等。3.2.1 传动装置总传动比确定总传动比分配的一般原则：1）各级传动比都应在常用的合理范围内，以符合各种传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑；2）尽量使传动装置外廓尺寸或重量较小；3）在两级或多级齿轮减速器中尽量使各级大齿轮浸油深度合理；4）各级传动尺寸协调，结构匀称合理，便于安装。根据上述原则分配传动比使一项较繁杂的工作，下面根据常见减速器传动比分配的一些公式及经验，进行本任务总传动比的分配。蜗杆-齿轮二级减速器总传动比一般为，由电动机转速及工作机转速计算总传动比如下，大致在正常范围内。3.2.2 各级传动比分配各级传动比分配原则及关系：1）；2）为使各部分尺寸相近，并且对称，一般有；3）齿轮传动比一般为，且满足；4）闭式齿轮小齿齿数一般取2040；利用原则3计算齿轮传动比范围可取齿轮传动比为。蜗杆传动比计算如下综上即，。3.3 总体运动学计算将传动装置各轴从高速到低速依次定为轴1、轴2、轴3、轴4； 3.3.1 各轴转速轴1 轴2 轴3 轴4 3.3.2 各轴功率轴1 轴2 轴3 轴4 3.3.3 各轴转矩电机轴 轴1 轴2 轴3 轴4 3.3.4 各轴运动参数结果汇总表3-3 各轴运动参数表轴号功率转矩(Nm)转速(r/min)传动比i效率输出输出电机轴0.9049.4991010.991轴0.8959.3991019.842轴0.719149.645.90.803633轴0.684426.915.30.950614轴0.664414.515.30.97024 关键零部件的设计与计算4.1 设计原则制定4.1.1 轴的设计原则1）安全系数的确定安全系数的计算公式为当材料质地均匀、载荷与应力计算较精确时，可取；材料不够均匀、计算不够精确时，可取；材料均匀性和计算精确度都很低，或尺寸很大的转轴，则取。当然重要的轴，由于破坏后会引起重大事故时，应适当增大值。2）材料选择与加工工艺轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。碳素钢由于比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较小，所以应用较广泛。常用的碳素钢有30、40、45和50钢，其中最常用的是45钢。合金钢具有较高的硬度和强度，可淬性较好，也可在传递大功率、重载或要求减轻重量和提高轴颈耐磨性时采用。轴的尺寸较小时，毛坯一般用圆钢棒车制；尺寸较大时，毛坯采用锻造。材料选碳素钢时，为保证其力学性能，应进行调质或正火处理；选合金钢时，应进行淬火和调质处理。由于铸造轴的品质不易控制，可靠性较差，所以轴一般不用铸造。轴的加工工艺：备料车右端面、钻中心孔、调头夹外圆车左端面、钻中心孔粗车外圆铣键槽调制热处理改变材料切削性能 精车外圆表面、切退刀槽和倒角、调头切退刀槽倒角磨削外圆表面去毛刺轴的强度计算主要有按需用切应力计算、许用弯曲应力计算和安全系数校核计算三种方法，三种方法可根据具体情况结合使用。4.1.2 蜗轮蜗杆的设计原则1）失效形式及计算准则由于蜗杆齿是连续的螺旋，且其材料为强度较高的钢材，故失效总是出现在蜗轮齿上。蜗轮的主要失效形式为蜗轮齿面胶合、点蚀和磨损。目前对胶合和磨损的计算缺乏可靠的方法，因而沿用圆柱齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度条件来计算蜗杆传动的承载能力，但需考虑胶合和磨损失效因素的影响。另外，闭式蜗杆传动中，因不易散热，还应进行热平衡计算。2）材料选择与加工工艺制造蜗杆副的材料组合首先要求有优良的减摩性及一定的强度。滑动速度较大的重要传动中，蜗轮材料通常采用铸造锡青铜。铸造绿青桐由于抗胶合能力较差，不宜用于滑动速度大于8m/s的场合。在滑动速度较低(v2m/s)的传动中，可采用灰铸铁。蜗轮加工工艺：加工蜗轮毛坯（大批模锻）滚齿，采用基本参数与工作蜗杆相同的蜗轮滚刀，按展成法原理(见齿轮加工)切出齿形。如果采用径向进给法滚齿，则滚刀与工件按Z2/Z1的传动比（Z1为工作蜗杆螺纹头数,Z2为蜗轮齿数）对滚，两者逐渐靠近直到其中心距等于工作蜗杆与蜗轮啮合时的中心距为止珩齿，提高齿面质量、改善蜗轮与蜗杆啮合时的接触情况蜗杆加工工艺：下料（按正规定要求坯料要经过锻打处理，为获取良好的金属纤维状）粗车（要保证同轴度，留2mm的精加工量）热处理调质处理HRC28-32半精车，各部半精车留0.5mm的精车量，车蜗杆部分及两端退刀槽车至要求，挑蜗杆、粗挑，不论用分层法 切入法等都可（注意在切削过程中不可以让刀具三面吃刀，如果三面吃刀有可能产生扎刀）在中经处测量留量0.3mm，半精挑留量0.05-0.1mm（为精光留好较好的基础）低速精光三面至要求（刀具一定要锋利，刃口粗糙度一定要好，一面一面的光。）精车各部至要求（保证同轴度）。4.1.3 齿轮的设计原则1）失效形式及计算准则齿轮的疲劳强度安全系数在按作齿轮材料疲劳极限试验所确定的失效概率计算齿轮的疲劳强度时，通常取安全系数S=1。齿轮传动的失效形式主要发生在轮齿，其失效形式主要有:齿面点蚀、齿面胶合、齿面磨损、塑性变形及断齿。在开式传动中，由于齿面磨损较快，点蚀还来不及出现或扩展即已被磨掉，故见不到点蚀现象。根据上述失效形式，建立相应的计算准则。但磨损、塑性变形等现在尚未形成成熟的计算方法，所以目前一般条件下其设计准则及校核准则如下表。表4-1 各类型齿轮传动设计及校核准则类型设计准则校核准则闭式传动软齿面齿面接触疲劳强度齿根弯曲疲劳强度硬齿面齿根弯曲疲劳强度齿面接触疲劳强度开式传动齿根弯曲疲劳强度齿面接触疲劳强度注：开式传动中，用降低20%35%的许用应力来考虑磨损的影响2）材料选择与加工工艺齿轮材料的基本要求是：齿面要硬，齿心要韧，以抵抗齿面失效和轮齿折断。制造齿轮最常用的材料时是钢，一般用锻钢制造齿轮。圆柱斜齿轮加工工艺：加工齿轮毛坯（大批模锻）加工齿面（插齿）热处理（大齿轮正火小齿轮调制）精加工（珩齿）4.1.3 键的设计原则1）失效形式及计算准则平键的失效形式一般为工作面的压溃或者磨损。故而一般只进行联接的挤压强度或磨损计算，由于毂常是较弱的零件，设计一般按毂计算。花键的失效形式一般为齿面的压溃或磨损，一般只作联接的挤压强度或耐磨性计算。由于键属于标准件，相关尺寸可查阅国家标准GB/T1096-2003普通型 平键。2）材料选择与加工工艺材料多用强度极限不低于600MPa的钢材制造，均需热处理，以获得足够的硬度抗磨。4.1.4 滚动轴承的设计原则滚动轴承业已标准化，并由专业工厂生产，故设计只需了解其主要类型及使用场合，会选用及查表确定相关尺寸即可完成滚动轴承的设计。4.2 高速级蜗杆传动设计方案及计算4.2.1 传动参数设计初始数据：轴1转速,轴1功率，轴2蜗轮上的转矩。1.选择材料、精度等级和蜗杆头数材料：蜗杆 ：蜗杆传递功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，调质处理；蜗轮：无锡青铜ZCuAl9Fe4Ni4Mn2，金属膜铸造（大批）。轮芯用灰铸铁HT100制造。2.精度等级：初选8级3.蜗杆头数由i=19.84，因动力传动，取蜗杆头数z1=2， 则z2= iz1=39.68，取z2=40。则i1=40/2=20，校验：，所以传动比符合要求。4.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，设计公式如下 （1）（2）确定载荷系数K取载荷分布不均系数K =1因载荷平稳选取选用系数K=1估计v74.14（符合设计要求）=232.50（5）计算齿轮宽度圆整后取4.2.4 传动强度校核由式(622) 确定计算参数1）计算载荷系数、螺旋角影响系数、重合度系数=1.74根据纵向重合度1，得螺旋角影响系数=0.878重合度系数有 2）计算当量齿数27.58.3）查取齿型系数查得=2.62；=2.254）查取应力校正系数查得=1.57；=1.775）由图6-28查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=420 Mpa,；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=390Mpa6）由图6-26取弯曲疲劳寿命系数=1，=17）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1，由弯曲疲劳许用应力为9）计算大、小齿轮的并加以比较=大齿轮的数值大，故用小齿轮进行强度校核。（2）代入校核公式 故校核该齿轮尺寸参数合格可靠，符合强度要求。4.4 轴的初算轴是减速器的主要零件，其他零件的结构和尺寸一般都是根据主要零件的位置和结构而定。根据传动零件设计计算中确定的主要参数，即齿宽和齿轮分度圆直径，同时考虑到传动件之间的位置关系、传动件与箱体的位置关系和轴的位置尺寸关系等设计轴。（1）估计原则当轴的支承距离未定时，无法按弯扭合成强度确定轴径，故先按扭转强度条件初步估算轴径d,用降低许用扭转应力来考虑弯矩的影响。计算公式为式中，P为轴传递的功率，n为轴的转速，C为与轴材料有关的系数。上式计算的轴径可作为结构设计的参考尺寸，一般作为传递扭矩的最小直径，需经适当圆整。当轴上有键槽时，应适当增大轴径，单键增大轴径3%，双键增大5%。当轴上弯矩较大时，C可取较大值。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，故轴的材料选择常用的45钢，热处理采用调质处理，硬度为。（2）初步计算轴径由前文的相关数据：轴1 轴2 轴3 轴4 其中轴1为蜗杆轴，无键槽；轴2为蜗轮轴，有单键键槽；轴3齿轮输出轴，有单键键槽；轴4为卷筒轴。查文献1书143页表10-2，取C=112。对轴1：轴径越大，刚度越大，安全性越好，但轴径越大，用料越多，成本增大。综合考虑安全性、经济性的矛盾，取轴1最小轴径 对轴2：由于轴2是蜗轮轴，既受弯也受扭，属于转轴，适当增大C，取C=118；又有单键键槽，故轴径适当增加3%，综合考虑安全性、经济性的矛盾，取轴2最小直径为。对轴3：综合考虑安全性、经济性的矛盾，取轴3最小直径为。5 传动系统结构设计与总成5.1 装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范5.1.1 装配图整体布局装配图是反映各零件的相互关系、结构形状及尺寸的图纸。因此，设计通常是从画装配图着手，确定所有零件的位置、结构尺寸，并以此为依据绘制零件工作图。装配图必须综合考虑零件的材料、强度、刚度、加工、装拆、调整和润滑等要求，用足够的视图和剖面表达清楚。装配图既要保证所画部件结构正确，更要考虑工人在加工、装拆、调整、检验时的工作方便和读图方便。故在装配图绘制前应翻阅有关材料，参观或实际拆装减速器，了解各零部件的功能，做到对设计内容心中有数。此外还要根据任务书上的技术数据，按前文所述的要求，选择计算有关零部件的结构和主要尺寸。绘图时，应选好比例尺，尽量优先选用1:1，以加强真实感。用零号图纸绘制三个视图，主要按如下原则合理布置图面：（1） 部件的功用、工作原理、结构和零件之间的装配关系等要表达完全；（2） 视图、剖视、规定画法及装配关系的表示方法要正确；（3） 读图时，清楚易懂。5.1.2 轴系结构设计与方案分析蜗杆传动上下置关系选择蜗杆下置式方案润滑条件较好。蜗杆上置式常用在蜗杆圆周速度时，因发热量过大，需上置。计算蜗杆圆周速度输入轴和输出轴是交错的关系，根据圆周速度将蜗杆下置可以保证蜗杆在低速重载情况下，保证蜗轮蜗杆的润滑，散热好。因此选用下置式蜗杆。轴的支撑方式选择主要有以下三种支承结构的基本方案：方案 两端固定支承（两支承端各限制一个方向的轴向位移）此种支承形式可以在安装或检修时，通过调整某个轴承套圈的的轴向位置，使轴承达到所要求的游隙或预紧量。轴承能够限定轴的位置，多采用角接触轴承组成固定支承，适用于对旋转精度要求高的机械。方案 固定-游动支承（一端固定一端允许游动）此种支承方式中轴的轴向定位精度取决于固定端轴向游隙的大小，游动端能够实现对轴的长度变化的补偿。其运转精度高，对各种工作条件的适应性强。方案 两端游动支承（两端都不对轴作精确定位）此种支承方式常用于轴的轴向位置已经由其他零件所限定的场合（例如双斜齿轮传动）。几乎所有不需要调整的轴承，均可作游动支承。其不需要精确的限定轴向位置，因此安装时不必调整轴承的轴向游隙，即使处于不利的发热状态，轴承也不会卡死。方案确定对高速轴：采用一端固定、一端游动的支撑方式。因为该轴较长，轴的热膨胀伸长量较大，如果采用两端固定结构，轴承就会受到较大的附加轴向力，使轴承运转不灵活，甚至卡死压坏。为了避免这种情况，该轴的轴承宜采用一端固定，一端游动的方案。固定端采用一对角接触球轴承，在两轴承内环之间必须垫一个套筒，保证两轴承外端面互不接触，以便调整轴承间隙。当发热量不大时，也可以采用两端轴承固定的结构。对中间轴和输出轴：采用两端固定的支撑方式。在受径向力和轴向力联合作用时，多采用该种支撑方式。这种支撑在安装和检修时，可以通过调整某个轴承套圈的轴向位置，使轴承达到所要求的游隙或预紧量。5.1.2.1 高速轴结构设计与方案分析（1） 高速轴设计方案分析首先根据结构内部要求，确定轴的装配方案是：左端，甩油环、轴套、套杯、左端轴承、止动垫片、圆螺母、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，甩油环、轴套、右端轴承、止动垫片、圆螺母依次从轴的右端向左安装。设计原则轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取68mm，否则可取13mm。轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=13mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取13mm，靠近轴肩处的距离应大于等于5mm。在参考上述设计原则的同时也要考虑与轴配合的标准件的尺寸要求以及箱体的尺寸要求。据上述要求即可进行下面轴的结构设计。设计过程上图是高速蜗杆轴，与蜗杆材料一致选择45号钢调质处理，HB=240，考虑到蜗杆为下置，有轴向力，所以选用一对角接触轴承，一个深沟球轴承，一端固定，一段游动，稀油润滑，橡胶密封。（2）轴的结构设计第1轴段高速轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，在考虑输入轴最小直径15mm的情况下,同时需考虑联轴器的选择。联轴器的转矩计算，查文献2表15-5，考虑到转矩变化很小，故取 选LT1型弹性套柱销联轴器。型号额定转矩轴孔直径轴孔长度Z型LT1联轴器1601842为了保证足够的强度，所以第1轴段的内径由联轴器确定选择d1=18mm，因为轴长比联轴器短2mm，故L1=40mm。d1=18mm，L1=40mm第2轴段为了满足联轴器的轴向定位，可参考如下经验公式由于此轴段上有密封装置（密封装置为标准件，其内径末位为0，2，5，8），因此取轴径为，轴承端盖的总宽度为38mm，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20mm，密封装置采用无骨架J型密封圈，有密封盖，取其厚度为5mm，减去第3轴段的轴长即为,L2=50mm第3轴段第3轴段放置圆螺母和止动垫片。查文献2P173表17-16可知选取M24x1.5型号的圆螺母和止动垫片。由此暂定该段轴径及轴长为d3=27mm，L3=18mm第4轴段该为轴承轴段，需要考虑轴承的选择。因输入轴为高速轴，同时因轴承受有径向力和较大的轴向力，故初步选择角接触球轴承。由文献2续表16-1（0）2系列查得轴承型号7205C255215该处放有一对角接触球轴承以进行轴向固定，故轴径d4=25mm以与轴承配合，轴长由两轴承的宽度加上套筒、轴套的长，即确定，甩油环与轴承的轴向定位各外伸1mm，对轴长的影响抵消，故可直接按上式计算，取，即得d4=25mm，L4=46mm第5轴段第5段轴的作用是安装甩油环，此段轴与第4段轴形成非定位轴肩，在满足强度下，又要节省材料，即得第6轴段第6段轴的作用主要是与第5段轴形成定位轴肩，对甩油环起到轴向定位的作用。其长度大约为5到10mm。在满足强度下，又要节省材料，即得第7轴段 第7轴段为过渡轴段，将蜗杆部分与前端部分相连接，其直径比蜗杆的直径小，长度为自然形成。综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离，由装配草图知第8轴段该轴段是蜗杆，其最大直径是蜗杆的齿顶圆直径，长度是蜗杆有效长度加一定的余量，蜗杆长度的经验计算公式为。代入计算即得由于对称性，第9段轴、第10段轴、第11段轴与第7段轴、第6段、第5段轴相同。也即d9=d7, L9=L7d10=d6, L10=L6 d11=d5, L11=L5第12轴段放深沟球6205轴承，直径由轴承内圈确定，也即第13段轴与第3段轴相同。也即d13=d3, L13=L3（3）确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸 为了轴上零件与轴肩端面紧密贴合，应保证轴的圆角半径与轮毂的倒角高度、轴肩高度之间的关系，与滚动轴承相配的轴肩尺寸应符合国家标准。由此确定高速轴圆角尺寸为R1，倒角尺寸取轴端倒角为。 5.1.2.2 中间轴结构设计与方案分析（1）中间轴设计方案分析首先根据结构内部要求，确定轴的装配方案是：左端，蜗轮、套筒、挡油板、左端轴承、端盖依次从轴的右端向左安装；右端，齿轮、挡油板、右端轴承、端盖依次从轴的左端向右安装。设计准则同高速轴。设计过程上图是中间轴，材料选择常用的45号钢调质处理，HB=240。轴向固定方式：联轴器的轴向固定采用定位轴肩，周向固定采用键连接。蜗轮的轴向定采用键连接的方式，轴向定位采用定位轴肩和挡油板。两端轴承固定方式一致，一侧用挡油板固定，一侧用端盖固定。通过标准件的要求及对箱体尺寸关系的要求，从轴的两端同时进行设计，过渡轴段长度自然形成，不需计算。 （2）轴的结构设计第1轴段第1轴段上有轴承，故其相关直径应和轴承相配套。初步选择滚动轴承:因轴承同时受有径向力和轴向力，但轴向力不大，故选用深沟球轴承。考虑到最小轴径，故取。由文献2续表16-1（0）2系列：轴承型号6206306216对轴承均采用挡油板进行轴向定位。该轴段需考虑轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便，挡油板到内壁的距离，蜗轮的轮毂宽，以及蜗杆轴的啮合定位等因素，综合考虑后，取第2轴段第2轴段安装蜗轮，其轮缘与第1段轴形成非定位轴肩，轴肩高度取2mm，由此可确定轴径；蜗轮宽度，取其宽度为46，又蜗轮轮缘应探出此第2段轴2mm，故得第3轴段第3轴段为过渡轴段，起对蜗轮和小齿轮进行轴向定位的作用，故轴肩取3mm，其长度为自然形成。其需综合考虑蜗轮与内壁留有一定的距离，经计算取12mm，以及大齿轮与箱体内蜗杆支座距离5到8mm，该长度可由另一侧齿轮轴段长度确定下来，由装配草图最终得第4轴段取安装齿轮处的轴段直径,齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位，加挡油板，为了使套筒可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，小齿轮=83,故取=81mm，也即第5轴段第5轴段与滚动轴承配合，故轴径由轴承内圈即可确定。轴长的确定：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=9mm，已知滚动轴承宽度，则=B+(8381)=37mm。5.1.2.3 低速轴结构设计与方案分析（1）低速轴设计方案分析首先根据结构内部要求，确定轴的装配方案是：装配方案：左端，挡油板、左端轴承、毡封圈、端盖、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，大齿轮、挡油板、右端轴承、端盖依次从轴的右端向左安装。安装轴承的轴段：综合考虑轴承宽度与封箱面宽度，由于轴承是用脂润滑，而齿轮用油润滑，故中间要加上挡油板。设计准则同高速轴。设计过程上图是低速轴，材料选择常用的45号钢调质处理，HB=240。轴向固定方式：联轴器的轴向固定采用定位轴肩，周向固定采用键连接。蜗轮的轴向定采用键连接的方式，轴向定位采用定位轴肩和挡油板。两端轴承固定方式一致，一侧用挡油板固定，一侧用端盖固定。通过标准件的要求及对箱体尺寸关系的要求，从轴的两端同时进行设计，过渡轴段长度自然形成，不需计算。 （2）轴的结构设计第1轴段第1段轴与联轴器配合，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，在考虑低速轴最小直径41mm的情况下,同时需考虑联轴器的选择。查表选联轴器直径为42mm即可确定轴径，因为轴长比联轴器短2mm，故L1=72mm。也即第2轴段该轴段装配有毡圈，端盖，其轴径由标准件毡圈确定，同时要考虑联轴器轴向定位起轴肩13mm，查表得毡圈取45mm即确定了轴径。轴长的确定需考虑轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便，轴外露长度为1520mm，综合考虑后，可取第3轴段该轴段与滚动轴承配合，故轴径由轴承内圈即可确定。轴长的确定：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=13mm，挡油板露出外壁的812mm，取11mm,已知滚动轴承宽度，则=B+=44mm。第4轴段该轴段为过渡轴段，起对大齿轮进行轴向定位的作用，故轴肩取4mm，其长度为自然形成。该长度可由另一侧齿轮轴段长度确定下来，取安装齿轮处的轴段直径,由装配草图最终得第5轴段该轴段与大齿轮配合，取安装齿轮处的轴段直径,齿轮的右端靠挡油板定位，为了使套筒可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，大齿轮=78,故取=76mm，也即第6轴段第6段轴与滚动轴承配合，轴径与轴承内圈一致，轴长为挡油板长度加轴承宽度，挡油板长度大约为26mm。即得至此已初步确定各轴的各段直径和长度。5.2 零件图设计 根据相关要求设计齿轮、轴、端盖零件图如下，根据性能要求及精度要求对齿轮、轴、端盖进行尺寸标注、形位公差标注等。5.3 主要零部件的校核与验算5.3.1 轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核)将低速轴轴系结构进行力学模型简化，画出校核分析图如下1、计算大齿轮受力转矩 T1=426.9Nm，d1=232.5mm 由此画出大齿轮轴受力图，见图b.2、计算轴承反力（c、e图）垂直面受力 水平面受力 支撑力合力3、弯扭图据此画出水平弯矩Mxy图(图d)，垂直面弯矩Mxz图(图f).根据上式画出合成弯矩图（图g）。转矩T=426900Nmm，由此画出转矩图（图h）。4、综合安全系数法校核a.判断危险截面及许用安全系数初步分析三个截面有较大的应力和应力集中。为便于计算，将截面最大应力放在截面综合考虑。即在截面处应力扩大至截面的值，同时将键槽、过渡配合对截面的影响转移至截面，在此基础上若校核强度符合，则轴必然符合强度要求。下对截面进行安全系数校核。由于轴质地均匀，计算较精确，取许用安全系数为=1.5。b.许用应力轴材料选用45钢调质，由此确定许用应力为b=650MPa，s=360MPa，查表得疲劳极限：-1=0.45b=0.45650=293MPa，0=0.81b=0.81650=527MPa-1=0.26b=0.26650=169MPa0=0.5b=0.5650=325MPa由式，得，c.截面应力 ， d.圆角安全系数计算(1)求有效应力集中系数因在此面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=1mm，其应力集中可由表查得D/d=1.04，r/d=0.02。由=650MPa查得有效应力集中系数为=2.02，=1.42。(2)求表面状态系数及尺寸系数、 查表得=0.92，=0.84、=0.78。其综合安全系数为=2.61，=1.90(3)求安全系数（设无限寿命，） 则过渡圆角安全系数为 e.配合安全系数计算已知齿轮配合轴段直径d=50mm.（1）求综合安全系数由=650MPa查文献1P155表10-11,用插值法求得其综合安全系数为=2.64，=1.98（2）求安全系数（设无限寿命，） 则配合安全系数为f.键槽安全系数计算（1）有效应力集中系数由于是A型键且=650MPa，查文献1P155表10-10，用插值法计算得有效应力集中系数=1.83，=1.63。（2）表面状态系数及尺寸系数、 查表得=0.92，=0.84、=0.78。（3）综合安全系数=2.37，=2.27（4）求安全系数（设无限寿命，） 则过渡圆角安全系数为结论：综上三条所述，该轴截面安全，由于考虑了截面的影响，计算进行了一定的放大，故其他截面理论上也足够安全，即输出轴满足强度要求。5.3.2 键的选择及键联接的强度计算5.3.2.1键联接方案的对比选择键是标准零件，一般分为两大类：平键和半圆键，构成松联接；楔键构成紧联接。各种键联接方案的特点及应用对比如下表。表5-2 各键联接方案特点及应用对比键联接方案类型特点应用平键联接普通平键靠侧面传递转矩、对中良好、结构简单、装拆方便，但不能实现轴上零件的轴向固定应用最广，也适用于高精度、高速或承受变载、冲击的场合。其中A型用于端铣刀加工的轴槽，固定良好，但轴上槽引起的应力集中较大；B型用于盘铣刀加工的槽，应力集中较小导向平键靠侧面工作、对中性好、结构简单，轴上零件可沿轴向移动用于轴上零件轴向移动量不大的场合滑键联接靠侧面工作、对中性好，结构简单用于轴上零件轴向移动量较大的场合半圆键联接半圆键靠侧面工作、装配方便、对轴的削弱较大一般用于轻载、适用于轴的锥形端部楔键联接普通楔键键的上下面为工作面、能轴向固定零件和传递单方向的轴向力，但使轴上零件与轴的配合产生偏心和偏斜用于精度要求不高、轴转速较低时传递较大的扭矩在传动装置中，输入轴、输出轴与电机轴用联轴器联接，输入轴高速，承受扭矩小，输出轴低速，承受扭矩较输入轴稍大，但仅为，由于普通平键联接应用最广，也适用于高精度、高速或承受变载、冲击的场合，故联轴器处键联接统一采用平键联接；蜗轮、齿轮与轴的联接构成静联接，承受载荷平稳，同时为保证蜗轮蜗杆、齿轮良好的啮合性能，要求一定的定心性，由于普通平键对中良好，结构简单，应用方便，故蜗轮、齿轮处均采用普通平键联接。在普通平键联接中，分A型和B型。A型普通平键（圆头）的轴上键槽用指状铣刀在立式铣床上铣出，槽的形状与键相同，键在槽中固定良好，工作时不松动，但轴上键槽端部应力集中较大。B型普通平键（方头）轴槽是用盘状铣刀在卧式铣床上加工，轴的应力集中较小，但键在轴槽中易松动，故对尺寸较大的键，宜用紧定螺钉将键压在轴槽底部。由于A型普通平键加工简单，固定方便稳定可靠等优点，综上，传动装置键联接选取A型普通平键联接。下面进行键的选取和强度校核。