机械设计课程设计报告

1、.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： 13级机制班 学 号： 0000000000 学生姓名： 000000000 指导教师： 0000000000 目录1 项目设计目标与技术要求62传动系统方案制定与分析63 传动方案的技术设计与分析73.1 电动机选择与确定73.1.1 电动机类型和结构形式选择73.1.2 电动机容量确定83.1.3 电动机转速选择83.2传动装置总传动比确定及分配93.2.1 传动装置总传动比确定93.2.2 各级传动比分配93.2.3运动和动力参数计算104 关键零部件的设计与计算114

2、.1 设计原则制定114.1.1 蜗杆蜗轮传动114.1.2 斜齿轮传动124.2齿轮传动设计方案124.2.1软齿面和硬齿面选择124.2.2校核原则134.2.3直齿轮和斜齿轮的选择134.3 蜗杆传动设计计算134.3.1 蜗杆传动参数设计134.3.2 蜗杆齿轮传动强度校核154.4斜齿轮齿轮传动设计计算174.4.1 斜齿轮传动参数设计174.4.2 斜齿轮传动强度校核204.5 轴的初算214.6 键的选择及键联接的强度计算244.6.1 键联接方案选择244.6.2 键联接的强度计算244.7 滚动轴承选择及轴的支撑方式255 传动系统结构设计与总成265.1装配图设计及部件结构

3、选择、执行机械设计标准与规范265.1.1装配图整体布局265.1.2 轴系结构设计与方案分析275.2零件图设计335.3 主要零部件的校核与验算345.3.1 轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核)345.3.2 滚动轴承的寿命计算386主要附件与配件的选择406.1联轴器选择416.2 润滑与密封的选择416.2.1 润滑方案对比及确定。与环境要求关系416.2.2 密封方案对比及确定。与环境保护要求关系426.3 通气器436.4 油标446.5起重吊耳446.6油塞456.7窥视孔和窥视孔盖457 零部件精度与公差的制定467.1 精度设计制定原则467.2 减速器主要结构、配合要求

4、477.3 减速器主要技术要求487.3.1 减速器的装配与调整487.3.2 减速器的保养497.3.3 减速器的故障诊断及维修498 项目经济性分析与安全性分析518.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性518.2 减速器总重量估算及加工成本初算528.3安全性分析528.4 经济性与安全性综合分析539 设计小结5310 参考文献5455燕山大学课程设计报告 摘要带式运输机传动装置广泛应用于冶金、电力、煤炭、化工、建材、码头、家电、粮食等各行各业。它是由电动机，传动装置和传送带三部分构成。传动装置作为其中最重要的部分，实现了电动机与传送带之间动力和运动状态的改变。报告首先阐述了设计要求

5、，进行传动方案的比较与选择。然后给出电动机选择依据与减速器总传动比，各级传动比分配原则；进行传动装置中的蜗杆和齿轮按齿面接触疲劳强度设计，齿根弯曲疲劳强度校核。同时蜗杆还进行了热平衡的校核。其次按许用切应力初估轴的最小直径再用安全系数法校核低速级输出轴的强度，同时选择与之配合的轴承和键并校核相应的强度。其次对传动系统结构设计与总成，主要附件与配件的选择和零部件精度与公差的制定，最后对项目经济性与安全性进行分析。关键词： 设计 强度校核 精度与公差 经济性 安全性 燕山大学课程设计报告1 项目设计目标与技术要求任务描述：要求设计带式输送机的传动装置，装置如图所示，原动机为电动机，传动装置为二级减

6、速器，工作机为卷筒，各部件用联轴器联接并安装在机架上。技术要求：工作载荷F/N卷筒直径D/m运转速度V/(m/s)使用地点生产批量载荷性质使用年限 2166 0.350.39室内大批平稳八年一班2传动系统方案制定与分析合理的传动方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。一种方案要同时满足上述要求往往比较困难，因此要根据实际使用要求选择比较合理的方案。常见减速器主要由渐开线圆柱齿轮、圆锥齿轮、圆柱蜗杆组成。二级减速器的类型有展开式圆柱斜齿轮减速器、圆锥圆柱斜齿轮减速器、斜齿轮蜗杆减速器和蜗杆斜齿轮减速器。斜齿轮传动的平稳性较直齿轮传动好，常用在高速

7、级或要求传动平稳的场合。二级展开式圆柱斜齿轮减速器：传动比一般为840，结构简单，应用广泛。展开式的高速级常用斜齿，由于齿轮相对于轴承不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度，用于载荷比较平稳的场合。圆锥圆柱斜齿轮减速器：圆锥齿轮加工困难，安装精度和运转精度相对较低，并且小圆锥齿轮外伸布置，受力条件差，因此不能承受大载荷。一般锥齿轮布置在高速级，传动比24。斜齿轮蜗杆减速器与蜗杆斜齿轮减速器：蜗杆传动平稳，但效率较低，适用于中小功率的间歇传动场合。当与齿轮传动同时使用时若要求减速器结构紧凑，可布置在低速级，即斜齿轮蜗杆减速器，若要求提高承载能力和传动效率可布置在高速级，即蜗杆斜齿

8、轮减速器。传动比一般为1560，最大到480。由于使用地点在室内，安装工作空间相对比较有限，该装置的传动功率也较小，使用年限为八年一班，同时考虑一些意外状况出现。最终选取蜗杆斜齿轮减速器。3 传动方案的技术设计与分析3.1 电动机选择与确定3.1.1 电动机类型和结构形式选择如无特殊需要，一般选取Y系列的三相交流异步电动机，它是我国80年代的更新换代产品，具有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、运输机等。对于频繁启动、制动和换向的机械，宜选用允许有较大振动和冲击，转动惯量小，过载能力大的YZ和YZR系列起重用三

9、相异步电动机。由带式输送机的工作条件为室内平稳载荷，使用年限为八年一班选择Y系列电动机。Y系列常用的有IP23和IP44三相异步电动机。IP44电机为封闭自扇冷式鼠笼型，效率高、节能，堵转转矩高、噪声低、振动小、运动安全可靠。能防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电机内部，相比于IP23系列其实用性更加广泛，故最终选取IP44系列电动机。3.1.2 电动机容量确定电动机的容量主要根据运行时的发热条件来决定。根据任务书所给的工作条件为室内平稳载荷单班制，且传递的功率较小，故只需电动机的额定功率稍大于电机的实际输出功率即可。 1.计算输送机所需输入功率:Pw=Fv1000w=2166×0.391

10、000×0.96=0.88 KW效率取1=0.99（联轴器）,2=0.97（斜齿轮） ,3=0.8（蜗轮）,4=0.99（轴承） 则传动装置总效率 a=1×2 × 3× 4=0.73 2.电动机输出功率 Pd=Pw / a=0.88/0.73=1.21KW故选取额定功率为1.5KW的电动机。3.1.3 电动机转速选择卷筒转速： n=60×1000vD=60×1000×0.39×350=21.3r/min蜗杆齿轮减速器推荐传动比为ia=1560故电动机转速可选范围：nd=ia×n=(1560)×2

11、1.3=319.51278 r / min,同时考虑成本因素，同步转速越大电机相对便宜，因此选取同步转速稍大于计算范围的1500r/min,查表选Y系列IP44三相异步电动机，电动机型号为Y90L-4，主要性能如下表：电机型号额定功率/KW转速r/min效率/%功率因数cos最大转矩/额定转矩 Y90L-41.51400 790.79 2.33.2传动装置总传动比确定及分配3.2.1 传动装置总传动比确定根据总传动比定义，由上述可知电动机满载转速为1400r/min,卷筒转速为21.3r/min,故可求得传动装置的总传动比为： ia=nmn=140021.3=65.73；3.2.2 各级传动比

12、分配3.2.2.1分配方案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（低速级大齿轮浸油稍深，高速级大齿轮能浸到油）。 4使各级传动尺寸协调，结构匀称合理便于安装。3.2.2.2 各级传动比确定根据指导手册推荐：第二级斜齿轮传动比i2=0.06ia=3.94，则第一级蜗杆传动比i1=iai2=65.733.94=16.68;3.2.3运动和动力参数计算 设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。1.各轴转速：n1= nm =1400r / minn2

13、=/i1=1400/16.68= 83.93 r / minn3=/i2 = 83.93/3.94=21.30r / min2.各轴输入功率：P1=Pd×01=1.21×0.99=1.20kWP2=P1×=1.20×0.99×0.8=0.95kWP3=P2×23=0.95×0.97×0.99=0.91kWP4=P3×34=0.91×0.99×0.99=0.89kW3.各轴输入转距：Td=9550×Pd/nm=9550×1.21/1400=8.25N·mT1

14、=Td×01=8.25×0.99=8.17 N·m T2=T1×i1×12=8.17×16.68×0.99×0.8=107.93N·m T3=T2×i2×=107.93×3.94×0.97×0.99=408.36 N·m T4=T3×=408.36×0.99×0.99=400.23 N·m4.运动和动力参数计算结果整理于下表：轴号功率P/Kw转矩T/N·m转速n/r/min传动比i效率电机轴1.2

15、18.2514001.000.99轴1.208.17140016.680.79轴0.95107.9383.933.940.96轴0.91408.3621.301.000.98卷筒轴0.89400.2321.304 关键零部件的设计与计算4.1 设计原则制定4.1.1 蜗杆蜗轮传动 蜗杆传动相对滑动速度较大，发热明显，温度较高，磨损也比较严 重，选择材料时应当考虑这些因素。选择蜗杆的传动类型 根据GB/T 100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。选择材料、精度等级、制造工艺 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：为了保证足够的强度和抗胶合的

16、能力，蜗轮轮缘选用铸造锡青铜ZCuSn10P1，砂模铸造。轮芯用灰铸铁HT200制造。精度等级：初选取9级。4.1.2 斜齿轮传动运输机一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。材料选择。选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料 为45钢（正火）硬度为190HBS，HBS=50所以合适由于减速器是大批量生产，大斜齿轮选择模锻工艺制造，小斜齿轮做成齿轮轴，与轴一起加工。4.2齿轮传动设计方案4.2.1软齿面和硬齿面选择 软齿面齿轮（硬度350HBS）这类齿轮多经调质或正火处理后切齿， 切齿精度一般为8级，精切可达7级。常用钢号如45、40Cr、38SiMnMo、35CrMo。

17、因齿面硬度不高，故限制了承载能力，但易制造、成本低。常用于对尺寸和重量无严格要求的场合。 硬齿面齿轮（硬度350HBS）一般为切齿后经热处理再磨齿，这类齿轮由于齿面硬度高，故承载能力也高，适用于要求尺寸小和重量轻的场合。在我们的方案中我们对承载能力、尺寸和重量无严格要求，所以在这里我们选择软齿面齿轮。注：在实际生产中，一般多选用硬齿面。4.2.2校核原则闭式软齿面齿轮多以疲劳点蚀失效为主，先按齿面接触疲劳强度设计，再根据齿根弯曲疲劳强度校核。闭式硬齿面齿轮多以轮齿折断失效为主，按齿根弯曲强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。开式齿轮传动主要以轮齿磨损失效为主，也是按齿根弯曲疲劳强度设计。4.2.3

18、直齿轮和斜齿轮的选择斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。因此选择这里我们选择斜齿轮。4.3 蜗杆传动设计计算4.3.1 蜗杆传动参数设计1.蜗杆头数：z1=2（由i1=16.68取）， 则z2=i1z1=16.68×2=33.36，取整为z2 =34；2.传动比误差为 =17-16.6816.68×100%=1.92%<5%。应按齿面接触疲劳强度进行计算3.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。计算公式  4.查表得：9.47cos=9.26；确定载荷系数：K=KA·

19、K·KV输送机工作冲击较小，取 KA=1；载荷平稳，取 K=1；预估v23m/s，取 Kv=1；则载荷系数 K=1×1×1=1；作用在蜗轮上的转距T2 =1.08×105 N·mm；查表得弹性系数 ZE=155 b=220MPa；应力循环次数N2=60n2t2=60×83.93×8×8=9.67×107；5.计算许用接触应力=0.9b8107N2=0.9×220×81079.67×107=149.10MPa6.计算m3q：m3q9.26×1×1.08

20、15;105×(15534×149.10)2=934.336；经查表取 m3q=1000，则 m=5mm，d1=40mm，q=8；7.传动中心距：a=12d1+d2=1240+170=105mm；蜗杆导程角=arctanz1q=14.04；8.计算蜗轮圆周速度:，故选取9级精度；相对滑动速度 ；9.啮合效率计算:因为=2.02m/s，查表由插入法计算，设=x,则。所以=1.35°。搅油效率2取为0.99，滚动轴承效率3取为0.99/对。总效率 =123=0.83×0.99×0.992=0.88；10.复核m3q：；4.3.2 蜗杆齿轮传动强度校

21、核a、校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度 1.蜗轮齿根抗弯校核公式 K、T2、m、和d1、d2同前，当量齿数 Zv=Z2/cos3=37.24；2.查机械设计课本图表，由插入法的=1.815；螺旋角系数 ；3.许用弯曲应力计算公式 其中 ,又因为N2=9.67×1074.将数据代入许用弯曲应力计算公式得 5.齿根弯曲应力所以蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度。b、热平衡核算减速器润滑油工作油温室内最高温度t0=25，=0.81，P1=1.04Kw，考虑到减速器用于室内，通风环境假定良好，取Kd=15W/（m2·）箱体散热面积 则工作油温为t=25+1000×1.2×1-0.

22、8815×0.75=37.8<80油温满足温度要求。4.4斜齿轮齿轮传动设计计算4.4.1 斜齿轮传动参数设计根据小齿轮齿数推荐范围2040，取Z3=25，则大齿轮齿数为，则实际传动比为：传动比误差： 对于闭式软齿面齿轮，按接触疲劳强度设计：1)确定载荷系数查机械设计课本表，考虑平稳工况取 KA=1，预估圆周速度v=1m/s,vz3100=0.25m/s,取Kv=1.03初步取螺旋角=16°端面重合度轴向重合度 =bsinmn=dz3tan=0.8×25×tan16=1.83其中查机械设计课本表取总重合度 查机械设计课本齿间载荷系数取 查机械设计课

23、本齿向载荷系数取 则载荷系数 2)材料的弹性系数 查机械设计课本表得 ZE=189.8MPa3)节点区域系数 由=20°，查机械设计课本表节点区域系数取 ZH=2.384）重合度系数 其中>1，取=1，则5）螺旋角系数 6）接触疲劳强度极限查机械设计课本取 Hlim3=590MPa查图6-27（b）取 Hlim4=470MPa7）计算应力循环次数 N3=60n3jLh=60×83.93×1×300×8×8=9.67×107 N4=N3I2'=9.67×1073.92=2.47×107查机械设

24、计课本图得, 允许有非扩散性点蚀的接触疲劳寿命系数 KHN3=1.13， KHN4 =1.228）计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1(失效概率为1%)取 。9)试算小齿轮分度圆直径d3确定传动尺寸1）校核圆周速度2）修正载荷系数 查机械设计课本图6-11b得 3）校正分度圆直径4）确定模数计算法向模数 mn=d3'z1cos=58.01×cos16°25=2.231mm取标准值 2.5mm.5）计算中心距 圆整取 a=160mm。6）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccosmn(z3+z4)2a=arccos2.5×1232×160=16&#

25、176;3'36'' 值改变不大，故不必对相关参数进行修正7）确定传动尺寸同理，可得=254.950mm.8)计算齿宽 圆整取=53mm，=58mm.4.4.2 斜齿轮传动强度校核齿根弯曲疲劳强度校核公式:1）计算重合度系数2）计算螺旋角系数3)计算当量齿数 同理=110.43。4) 查取齿形系数查机械设计课本图得 YFa3=2.54，YFa4=2.125）查取应力集中系数 查机械设计课本图得 YSa3=1.62，YSa4=1.836）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数查机械设计课本图得Flim3=450MPa，Flim4=390MPa查机械设计课本图得寿命系数 KFN3=

26、KFN4=17）计算弯曲疲劳许用应力 F=KFN·Flim/S取安全系数 S=1 (取失效概率为1%) 则 8）计算弯曲应力<450MPa同理，=81.17390MPa结论：齿根弯曲疲劳强度满足强度条件要求。4.5 轴的初算I.输入轴设计1.输入轴上的转速、功率、和转矩： 2.切应力法初定最小轴径 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计课程设计指导手册公式初步计算轴径。 轴受弯矩时C=118，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得： 输入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，故需同时选取联轴器型号。 查机械设计课程设计指导手册（P131表1

27、5-4），选GYH2型凸缘联轴器：型号公称转矩轴孔直径d/mm轴孔长度J1型L/mmGYH2联轴器632438II.中间轴设计1. 中间轴上的转速、功率和转矩 2.切应力法初定最小轴径 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计课程设计指导手册公式初步计算轴径。 轴受弯矩时， 故得： 因为有双键，所以最短轴径需要增大3%， 所以，最小轴颈为27.288mm。III.输出轴设计 输出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，故需同时选取联轴器型号。 查机械设计课程设计指导手册（P126表15-1），选GYH6型凸缘联轴器：型号公称转矩轴孔直径/mm轴孔长度J1型/m

28、mGYH6联轴器90045841.输出轴上的转速、功率、和转矩： 2.切应力法初定最小轴径 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计课程设计指导手册公式初步计算轴径。 轴受弯矩时，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得： 4.6 键的选择及键联接的强度计算4.6.1 键联接方案选择键联接的类型有平键联接、半圆键联接和斜键联接；平键包括：普通平键、薄型平键、导向平键、滑键。斜键又包括普通斜键和钩头斜键。其中普通平键应用最广，也适用于高精度、高速或承受变载、冲击的场合。普通平键加工简单，故最终选用普通A型平键联接。轴键槽部分的轴径24mm，所以选择普通圆头平键 键 A8×28 GB/T

29、 1095-2003，材料为Q255A轴键槽部分的轴径为38mm，所以选择普通圆头平键 蜗轮 键 A12×56 GB/T 1095-2003，材料为Q255A 轴外伸部分的轴径为45mm，所以选择普通圆头平键 键 A14×80 GB/T 1095-2003，材料为Q255A大齿轮处轴径为58mm，所以选择普通圆头平键 键 A18×63 GB/T 1095-2003，材料为Q255A4.6.2 键联接的强度计算由于是静连接，取p=130MPa，输入轴，联轴器段键的接触长度20mm 能传递的转矩为：中间轴，蜗轮配合段键的接触长度能传递的转矩为： 输出轴，联轴器段键的接

30、触长度66mm, 能传递的转矩为：.输出轴，大齿轮配合段键的接触长度能传递的转矩为：校核通过结论：键安全4.7 滚动轴承选择及轴的支撑方式深沟球轴承：主要承受径向载荷和一定的双向轴向载荷，极限转速高，结构简单，价格低廉。角接触球轴承：能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，接触角愈大承受轴向载荷的能力也愈大，这类轴承宜成对使用，适用于旋转精度搞得支撑。圆锥滚子轴承：与角接触球轴承类似，因滚动体与套圈间为线接触，故同时承受径向载荷和单向轴向载荷的能力比角接触球轴承的大，但其极限转速低。推力球轴承：两套圈的内径直径不同，孔径小的与轴配合成为紧圈，孔径大的与轴有间隙称为松圈。它只能承受单向轴向载荷，

31、应用于轴向载荷大，转速不很高的支承中。因我们要求轴承能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，同时也要有一定的极限速度，故在此方案中我们选择更加可靠的角接触球轴承。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共有主视图、俯视图、和左视图三个视图，主视图和俯视图采用局部剖的方式展示减速器的内部结构和相互位置关系。主视图主要表明第一级传动即蜗杆与蜗轮的啮合关系以及蜗杆轴上溅油盘、套筒、轴承、端盖、密封圈的布置和配合。同时也表明了轴承盖上螺栓和油杯的位置，以局剖的方式展示了油标、放油螺塞、窥视孔和通气器的具体结构和尺寸。也反映了箱盖上吊

32、耳和箱座吊钩的结构以及箱盖与箱座间凸台、定位销和联接螺栓的结构。带油轮轴的视图在主视图中也有体现。俯视图主要包括第二级斜齿轮的啮合关系和轴上轴承、挡油板、端盖、毛毡圈的尺寸和结构。油杯以半剖的方式来说明其内部结构。在俯视图中也表明了三根轴的空间位置关系。以局剖的方式展示轴承座旁凸台的结构以及螺栓的布置。箱座吊钩的布置为右边两个左边一个。左视图主要表明了输入轴端盖的结构，两侧轴承座的结构以及肋板的结构。同时也可以说明窥视孔盖板和通气器的结构。还有一处局部视图时为了说明带油轮的具体结构和与大斜齿轮的配合关系。由以上四个视图可以清楚地说明减速器以及各个零件和部件的具体结构和位置关系。在图纸右下角需要

33、填写明细表和标题栏，并注明技术要求和技术特性参数。5.1.2 轴系结构设计与方案分析5.1.2.1 高速级输入轴结构设计与方案分析第一轴段 为了保证足够的强度，所以第一轴段的最小径选择24mm,因为轴长比联轴器短2mm。所以l1=36mm第二轴段为了满足联轴器的轴向定位，有，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，取至于其长度,端盖厚度为10mm，从端盖到联轴器的距离为15mm，因此，轴长。第三轴段为轴承轴段，需要考虑轴承的选择。初步选择角接触球轴承：因轴承同时受有径向力和较大的轴向力。由机械设计课程设计指导手册续表（P138表16-2）02系列：轴承型

34、号7207AC357217 d4=35mm，l4=38mm 第四轴段 第四段轴的作用是安装溅油盘，溅油盘的厚度为6mm，此段轴与第四段轴形成非定位轴肩，所以d5=d4+（3-4）=38mm，l5=5mm 第五轴段 第五段轴的作用主要是与第五段轴形成定位轴肩，对甩油环起到轴向定位的作用。其长度大约为8到10mm。所以 d6=d5+（6-8）=44mm，l6=6mm。 第六轴段 第六轴段为过渡轴段，将蜗杆部分与前端 部分相连接，其直径比杆的直径小，长度为自然形成。所以d7=30mm，l8=30mm 第七段轴是加工蜗杆的，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。所以d8=50m

35、m，l8=58.31（1-2）=72mm 第九段轴、第十段轴、第八段轴与第四段轴、第六段、第五段轴相同。即：d9=d7,l9=l7；d10=d6,l10=l6 ；d11=d5,l11=l5。 第十一段轴放轴承和套筒，直径由轴承内圈确定，甩油环探出轴1mm，轴承的宽度为17mm。所以d12=35mm，l12=40mm确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸圆角尺寸为R1，倒角尺寸取轴端倒角为。 零件的周向固定 套筒和溅油盘与轴之间为间隙配合，尺寸偏差为D7；角接触轴承与轴为过盈配合，实现内圈与轴同步转动。5.1.2.2 中间轴结构设计与方案分析根据轴向定位以及各个标准件的要求确定轴的各段直径和长度 I.第一轴

36、段 第一轴段上有轴承，因而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，考虑一定的轴向力，故用角接触球轴承轴承。故取。由机械设计课程设计指导手册（P138续表16-2）（0）2系列：轴承型号7207AC357217 对轴承均采用挡油板进行轴向定位。由于轴承一侧到箱体内壁的距离为10mm，挡油板探出内壁2mm，挡油板长度为24mm，蜗轮凸缘到内壁的距离为12mm，且探出此第二段轴2mm，所以 d1=35mm，l1=43mmII第二轴段 第二轴段为安装蜗轮轮芯，与第一段轴形成非定位轴肩，蜗轮轮芯。探出此第二段轴2mm。所以d2=35+（2-3）=38mm，l2=61mm

37、III.第三轴段 第三轴段的主要作用是为蜗轮轮缘和小齿轮提供定位轴肩，因为小齿轮不能和蜗杆的轴承座干涉，所以，l3=36mm IV第四轴段 第四轴段为齿轮轴段。小齿轮齿顶圆直径， V.第五轴段 该轴段为非定位轴肩，由于轴承一侧到箱体内壁的距离为16mm，挡油板探出内壁2mm，小齿轮到内壁的距离为19mm，所以 ， VI第六轴段此段安装轴承和挡油板，因轴承同时受有径向力和轴向力，考虑一定的轴向力，故用角接触球轴承轴承，VII.确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸 圆角尺寸为R1，倒角尺寸取轴端倒角为。VIII. 轴上零件的周向定位在中间轴上，蜗轮都需要周向定位，采用普通平键连接。 同时为保证蜗轮与轴配合有

38、良好的对中性，故选择蜗轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的轴向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。5.1.2.3 低速级输出轴结构设计与方案分析根据轴向定位以及轴上零件的要求确定轴的各段直径和长度.第一轴段 第一轴段和联轴器相配合，因为轴长比联轴器短2mm，所以d1=45mm，l1=82mm。.第二轴段为了满足联轴器的轴向定位，此段与一段形成定位轴肩，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），并且伸出轴承端盖15mm，轴承端盖厚10mm，其伸进箱体20mm。所以d2=50mm，l2=45mm.第三轴段 第三轴段为轴承轴段，需要考虑轴承的选择。初步选择滚动轴承：因

39、轴承同时受有径向力和轴向力，预选用角接触球轴承。由机械设计课程设计指导手册（P138续表16-2）02系列：轴承型号7211AC5510021 轴承一侧到内壁的距离为10mm，挡油板的长度为22mm，所以d3=55mm，l3=43mm.第四轴段 为过度轴，与第三轴段形成非定位轴肩 d4=60mm，l4=74mm。.第五轴段 第五段轴与第四段轴形成非定位轴肩，所以d5=64mm，l5=20mm。.第六轴段 第六轴段安装大齿轮，轮毂的宽度为72mm，到内壁之间的距离为12mm，大齿轮探出轴2mm。所以d6=58mm，l6=70mmvii轴上零件的周向定位 在输出轴上，联轴器和齿轮都需要周向定位。两

40、者的周向定位采用普通平键连接。 同时为保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的轴向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。viii.确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸 圆角尺寸为R1，倒角尺寸取轴端倒角为。5.2零件图设计1、输出轴零件图设计输出轴上需加工安装齿轮和联轴器的键槽，键槽的尺寸应根据轴直径来选取。轴上应标注相应的尺寸公差和形状位置公差以及粗糙度。键槽部分用剖视图来说明。尺寸标注应当符合加工要求。还应填写技术要求。2、低速级大齿轮零件图设计齿轮的零件图用两个视图表示，主视图采用全剖视图，主要表明齿轮轮毂孔、轮毂、辐板的结构和尺寸。左视图采用局剖视图，

41、主要表示辐板孔的位置，和标注轮毂孔的相关尺寸。最后应填写相应的技术要求。3、输出轴通孔端盖零件图设计 穿通孔端盖采用两个视图表示，主视图采用全剖视图，主要表示毛毡圈槽、4个方形槽的结构，端盖形状比较复杂不规则。左视图表明螺栓孔的布置方案。还应标注相关的形位公差和粗糙度要求。 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)低速级输出轴安全系数校核：1.轴简化受力图：2.水平面xy平面受力图： 3.竖直平面xz平面受力图： 4.计算齿轮的受力 5.计算轴承反力 xy平面：R1”×160+922.21×254.952=1213.31×1

42、27, R1"=228.24N R2"×160=1213.31×33+922×254.952, R2"=985.07N xz平面：R1'×160=3203.45×127,R1'=2542.74N R2'×160=3203.45×33,R2'=660.71N 6.弯矩图和转矩图 xy平面弯矩图xz平面弯矩图合成弯矩图转矩图 1.判断危险截面 由图可知齿轮中间断面C处为危险截面，故对此端面进行校核。 2.安全系数法校核轴的强度(1)各项参数选择.材料对循环载荷的敏感性

43、系数轴材料选用45钢调质，由机械设计查得由机械设计P147 表10-5所列公式可求得疲劳极限由式.有效应力集中系数 弯矩M=150603N.mm 由于此件为配合件，因而，此处选取配合零件的综合系数，由经插值后可查得（k）D=3.50 (k)D=2.50.表面状态系数 由车削加工（P156表10-13）查得：表面质量系数为.尺寸系数由（P156表10-14）查得尺寸系数； （2）代入公式，进行安全系数校核所以轴在截面C处的安全系数（设无限寿命，k=1）故C截面处安全 5.3.2 滚动轴承的寿命计算由于传动装置采用蜗杆-蜗轮斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用 角接触轴承。现校核计算轴上的一对轴承

44、的使用寿命。轴承型号为7211AC，d=55mm，D=100mm，B=21mm，基本额定动载荷 Cr=50500N，基本额定静载荷 Cor=38500N，采用脂润滑nlim=5600r/min。计算内部轴向力受力如图查表得 S=0.7Fr（=25o，e=0.68）则 S1=0.7×2552.92=1787.04N S2=0.7×1186.15=830.30N计算单个轴承的轴向载荷比较S1+FA与S2的大小S1+FA=1787.04+922.21=2709.25N> S2=830.30N由图示结构知，2轴承“压紧”，1轴承“放松”。则 Fa2=S1+FA=2709.25

45、N，Fa1=S1=1787.04N计算当量载荷 P=fP（XFr+YFa） 查表取fP=1.2 查表得X1=0.41，Y1=0.87;查表得X2=0.41，Y2=0.87则 P1=1.2(0.41×2552.920.87×1787.04)=3121.71 N P2=1.2(0.41×1186.150.87×2709.25)=3412.04 N计算寿命 取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式因为是球轴承，取=3，则 静载荷验算 查表得X0=0.5，Y0=0.38，则P01= X0Fr1+Y0Fa1=0.5×2552.920.38×178

46、7.04=1955.54N<<CP02= X0Fr2+Y0Fa2=0.5×1186.150.38×2709.25=1622.59N<<C极限速度验算查图得f11=1，f12=1tan1=Fa1/Fr1=0.7， tan2= Fa2/Fr2=2.28查图得f21=0.995，f22=0.970，则f11f21nlim=1×0.995×5600=5572r/min>nf12f22nlim=1×0.970×5600=5432r/min>n故选用7211AC型角接触球轴承符合要求。6主要附件与配件的选择6.

47、1联轴器选择联轴器有刚性联轴器和弹性联轴器两种类型，刚性联轴器分为固定式和可移式两种。固定式结构简单、成本低，但对两轴的对中性要求高，没有缓冲和减震的作用，只能用于平稳载荷或有轻微冲击的场合；可移式靠元件间的相对可移性来补偿轴线的相对位移，需要保持良好的润滑。弹性联轴器分为弹性套柱销联轴器和弹性柱销联轴器，弹性套柱销有橡胶套，具有补偿两轴相对位移的能力，主要用于中小功率传动；弹性柱销采用尼龙柱销为弹性元件，适于轴向窜动较大，起动频繁经常改变转向、负载起动的高低速传动。由于减速器工作情况为室内平稳载荷，因而选择刚性联轴器，经过价格等因素多方面考虑，最终选择凸缘联轴器。输入轴选GYH2型有对中环的

48、凸缘联轴器，其公称转矩为63N/m，半联轴器的孔径d1=24mm，选J1型轴孔，半联轴器长度L=38mm。输出轴选GYH6型有对中环的凸缘联轴器，其公称转矩为900N/m，半联轴器的孔径d1=45mm，选J1型轴孔，半联轴器长度L=84mm。6.2 润滑与密封的选择6.2.1 润滑方案对比及确定。与环境要求关系选择润滑剂时，应考虑传动类型、载荷性质及运转速度等因素。一般对重载、高速、频繁启动、反复运转等情况，由于形成油膜条件差、温升高，所以应选用粘度高、油性和极压性好的润滑油。对轻载、间歇工作的传动件可取粘度较低的润滑油。当传动件与轴承采用同一润滑剂时（两者对润滑剂的要求不同），应优于满足传动

49、件的要求并适当兼顾轴承的要求。对多级传动，由于高速级和低速级对润滑油粘度的要求不同，选用时可取其平均值。一般齿轮减速器常采用工业齿轮油润滑。对中、重型齿轮减速器，可分别采用中负荷工业齿轮油和重负荷工业齿轮油润滑。对蜗杆减速器可采用蜗轮蜗杆油润滑。润滑油的具体选择办法可参考教材及手册。箱体内润滑油应装至油面规定高度，其计算如前所述。换油时间取决于油中杂质多少及油被氧化与污染的程度，一般为半年左右更换一次。结合装配图的设计，由于油面高度不能超过滚动轴承滚动体的中心，导致蜗杆轴无法浸到油，故需要设计溅油盘来润滑蜗杆轴上的轴承和第一级蜗杆传动。中间轴和输出轴的轴承采用脂润滑，需设计挡油板，防止润滑脂被

50、润滑油冲掉。第二级齿轮传动则需带油轮带油达到润滑效果。6.2.2 密封方案对比及确定。与环境保护要求关系在试运转过程中，减速器所有联接面及密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，但不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂上润滑脂。对橡胶油密封应注意按图纸所示位置安装。密封形式的选择，主要是根据密封处轴表面的圆周速度、润滑剂的种类、工作温度、周围环境等决定，各种密封适用的参考圆周速度如下表密封形式粗羊毛毡封油圈半粗羊毛毡封油圈航空用毡封油圈橡胶油封迷宫圆周速度3以下5以下7以下8以下10以下密封形式很多，相应的密封效果也不一样，密橡胶封效果较好，所以得到广泛的应用。接触式密封橡胶密封有两种结

51、构，一种是油封内带有油封骨架，与孔配合安装，不需再有轴向固定；另一种是没有金属骨架，这时需要有轴向固定装置。毡封油圈，其密封效果较差，但结构简单对润滑脂润滑也能可靠工作。这两种油封均为接触式密封，要求轴的表面的粗糙值不能太大。非接触式密封油沟和迷宫式密封结构，是非接触式密封，其优点是可用于高速，如果与其他密封形式配合使用，则效果更好。结合减速器的使用环境，高速级采用带骨架的密封圈密封，低速级圆周速度较低，减速器又在室内工作，故选用毛毡圈密封即可。6.3 通气器减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处

52、的密封性能。常见通气器有：与窥视孔盖铸在一起的通气器、钢制通气器焊在钢制的窥视孔盖上、螺纹联接在窥视孔盖上。这几种通气器都适用于小尺寸及发热量较小的减速器上，并且环境要求比较干净，以免灰尘将通气孔堵住或脏东西进入箱体内影响正常传动。还有带有过滤纱网的通气器，可以防止灰尘进入箱体。考虑到设计的减速器在室内工作，工作环境良好，灰尘较少，故选择钢制焊接在窥视孔盖上的通气器。6.4 油标油标应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定油面面高度，再确定油标的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标应足够长，保证在油液中。油标常用的类型有：压配式圆形油标、旋入式圆形油标、长形油标和管状油标

53、。一般多用带有螺纹部分的杆式油标尺。杆式油标尺有焊接和铆接两种结构。考虑加工制造难度，选用焊接式的杆式油标尺。6.5起重吊耳为了拆卸和搬运，应在箱盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在箱座上铸出吊钩。由于吊环螺钉承受较大载荷，故在装配时必须把螺钉完全拧入。若采用吊环螺钉将使机械加工工序增加，所以常在箱盖上直接铸出吊钩。6.6油塞放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最

54、底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用的石棉橡胶纸。6.7窥视孔和窥视孔盖由于受机体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长140mm，宽100mm。盖板尺寸选择为长140mm，宽120mm。盖板周围分布6个M6×20的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。大批量加工窥视孔盖用钢板焊接。 7 零部件精度与公差的制定7.1 精度设计制定原则（1）尺寸精度设计原则（选择公差等级原则）a. 在满足使用要求的前提下尽量选用较低的公差等级。（主要原因是在公称尺寸相同的条件下，公差值越小生产成本越高。因此，在选择公差等级时，必须具有全面观点，要防止“精度越高越好”。所以在保证使用性能的前提下，尽量选用较低的公差等级，以降低生产成本）b. 在尺寸至500mm的常用尺寸段中，当孔的精度等级高于IT8时（即IT7、IT6、IT5），采用孔比轴低一级，即孔7/轴6 、孔6/轴5、等等