二级展开式圆柱齿轮减速器-机械设计课程设计任务报告

iii.许用接触疲劳强度=1\*alphabetica．齿轮的接触疲劳强度极限：由《机械设计》图6-27查得小齿轮，=240（调质），；大齿轮，=190（正火），。=2\*alphabeticb．应力循环次数为其中，分别为小齿轮，大齿轮转速，j为小齿轮每转一圈同一齿面啮合的次数，为齿轮的工作寿命。由《机械设计》图6-25查接触疲劳寿命系数取失效概率为1%，安全系数，则得，=4\*romaniv.各项参数已求得，初算小齿轮直径=5\*romanv.计算圆周速度：修正载荷系数按，由《机械设计》图6-11(b)查得动载系数(4)校正计算的分度圆直径至此可得，速度系数Kv修正后，小齿轮直径最小值是59.93mm=2\*GB3②确定各尺寸参数ⅰ.选定法面模数通过查阅《机械设计》表6-1，取标准值ⅱ.确定中心距a=143.64由于中心距都是0,5结尾，初定ⅲ.按圆整后的中心距修整螺旋角ⅳ.计算分度圆直径ⅴ.计算齿轮宽度圆整取，为了保证完全啮合，取4.4.2第二级齿轮传动强度校核（1）各项参数计算=1\*GB3①重合度系数=2\*GB3②螺旋角系数(由于εβ=2.13>1，按=1计算)=3\*GB3③计算当量齿数，查取齿形系数和应力修正系数由《机械设计》图6-21查得齿形系数由《机械设计》图6-22查得应力修正系数（2）许用齿根弯曲疲劳强度=1\*GB3①弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳强度极限：由《机械设计》图6-28查得小齿轮，=240（调质），；大齿轮，=190（正火），。=2\*GB3②疲劳寿命系数由《机械设计》图6-26按，分别查得弯曲疲劳寿命系数：=3\*GB3③计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，得故,校核弯曲强度满足弯曲强度，故所选参数合适,第二级齿轮设计完毕4.5轴的计算轴径初估的原则可以按照许用切应力计算，因为按照许用切应力算只需要知道转矩的大小，方法简单，但计算精度比较低。在设计轴时，应保证尺寸的合理性，从材料的选择到轴径的初估，都要有一定的裕度，保证其安全可靠性。在保证可靠性的同时，又要考虑经济性，虽然增大轴径是增强轴刚度非常有效的办法，但轴径太大会增加减速器整体的重量，消耗的功率会增加，成本也会大大增加，因此设计时应该在保证安全性的基础上，尽量使轴径最小，以节省成本，保证经济性。4.5.1轴径初估（1）高速轴轴径初估=1\*GB3①高速轴上的转速、功率、和转矩：第一级小齿轮=2\*GB3②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》公式初步计算轴径。C的值可由《机械设计》表10-2确定，轴受弯矩时取C=118，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得：。一般保证传递的功能性以及安全性和可靠性，应保证输入轴最小轴径大于mm。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，故需同时选取联轴器型号（具体的联轴器选择在第六节，此处只陈述轴径的确定）。经选择查《机械设计课程设计指导手册》表15-4，选LT3型弹性套柱销联轴器=18mm。=3\*GB3③其他轴径的确定联轴器轴向定位：,定位轴肩太小起不到定位的作用，太大会增加轴的重量，进而增加成本，还有可能与其他部件发生干涉，一般a取34mm即可,则直径差68mm,又因为密封环内径以0,2,5,8结尾,取=25mm。与轴承相配合，为了使轴承装入方便，一般使，此处为非定位轴肩，轴承内径以0，5结尾，初取=30mm。与齿轮相配合，为了使其装入方便，一般使，此处也为非定位轴肩，直径差，初取=32mm。最后选择齿轮轴形式，具体原因将在第5节说明。此为齿轮和轴承的轴向定位，，之间为定位轴肩，初取=38mm与轴承相配合，==30mm结构图如下：（2）中间轴轴径初估=1\*GB3①中间轴上的转速、功率、和转矩：第一级大齿轮第二级小齿轮=2\*GB3②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》公式初步计算轴径。C的值可由《机械设计》表10-2确定，轴受弯矩时取C=118，故得：。（无键）中间轴的最小直径与轴承相配合，轴承内径以0,5结尾，且中间轴的轴承内径应大于等于输入轴的轴承内径，所以初取=30mm。=3\*GB3③其他轴径的确定与第一级大齿轮相配合，为便于装配，，它们之间为非定位轴肩，初取=32mm。此段轴给第一级大齿轮和第二级小齿轮轴向定位，为定位轴肩，，初取=40mm。与第二级小齿轮相配合，为了便于装配，其直径应该大于轴承内径，初取=32mm。与轴承相配合，==30mm结构图如下：（3）低速轴轴径初估=1\*GB3①低速轴上的转速、功率、和转矩：第二级大齿轮=2\*GB3②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》公式初步计算轴径。C的值可由《机械设计》表10-2确定，轴受弯矩时取C=118，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得：。低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，故需同时选取联轴器型号（具体的选择在第六节，此处只陈述轴径的确定）。经选择查《机械设计课程设计指导手册》表15-4，选LT6型弹性套柱销联轴器=38mm。=3\*GB3③其他轴径的确定联轴器轴向定位：,定位轴肩一般a取34mm,直径差68mm,又因为密封环内径以0,2,5,8结尾,取=45mm。与轴承相配合，为了使轴承装入方便，一般使，此处为非定位轴肩，轴承内径以0，5结尾，初取=50mm。与齿轮相配合，为了使其装入方便，一般使，此处也为非定位轴肩，直径差，初取=52mm。此为齿轮和轴承的轴向定位，，之间为定位轴肩，初取=58mm与轴承相配合，==50mm。结构图如下：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常用于轴与轴上零件之间的可拆联结。根据需要，采用不同键，不同的配合方式。键为标准零件，一般分为两大类：一类是平键和半圆键，另一类是斜键。选择的方案如下：方案1：平键平键连接中键的侧面是工作面，靠键与键槽的互相挤压传递转矩，普通平键中，圆头键牢固地卧于指状铣刀铣出的键槽中；方头键常用螺钉紧固；一端圆头一端方头键用于轴伸处。平键中还有导键和滑键，他们都用于动联接。平键制造容易，对中性好，拆装方便，在一般情况下不影响被联接件的定心，可用于承受高速、承受冲击和变载荷的轴，应用广泛。方案2：半圆键半圆键用于静联接，键的侧面为工作面。它的优点是工艺性好，同平键一样具有制造容易，装卸方便，不影响定心等。它的缺点是轴上的键槽较深，对轴的削弱较大，所以主要用于载荷较小的联接，也常用作锥形轴联接的辅助装置。方案3：斜键楔键和切向键等都属于斜键，它靠键、轴、毂之间的摩擦力或工作面之间的挤压来传递转矩，还可以传递单向的轴向力。楔键相对于平键的优点是可以传递单向的轴向力。斜键的主要缺点引起轴上零件与轴的配合偏心，在冲击、振动或变载下容易松动，因此不宜用于要求准确定心、高速和冲击、振动或变载的联接。它的应用范围在逐渐缩小。综上，由于使用的要求要能承受中等冲击、在输入轴端速度较高，应选平键或半圆键，半圆键对轴的削弱大，要想保证刚度，就要使轴径变大，最后会影响整体重量和成本，所以，选择普通平键。普通平键的配合分为松联接、正常联接和紧密联接三种形式。松联接时，键在轴上及轮毂中均能滑动；正常联接时，键在轴上及轮毂上均固定，用于载荷不大的场合；紧密联接比上一种配合更紧，主要用于载荷较大，载荷具有冲击性，以及双向传递转矩的场合。键的主要尺寸是键宽b和键高h，其中键宽b为基本尺寸，b的大小根据轴径而定，h的大小随即确定，键长根据轴和毂的长度定。4.6.2键联接的强度计算本次设计共有五个键联接，键的选取及其强度计算如下：高速轴与联轴器之间的键=1\*GB3①键的确定：轴径=18mm，轴长=42mm，一般键距离装入端1~3mm，距离另一端3~5mm，由《机械设计课程设计指导手册》表17-30查得键的尺寸如下：圆头普通平键（A型），b=6mm，h=6mm，L=36mm；键636GB1096=2\*GB3②强度校核：由《机械设计》静联接强度计算公式进行校核，l’=L-b,由《机械设计》表3-1查得，由于是中等冲击取，则T==64.8=16.36，满足要求。中间轴与第一级大齿轮之间的键=1\*GB3①键的确定：轴径=32mm，轴长=44mm，一般键距离装入端1~3mm，距离另一端3~5mm，由《机械设计课程设计指导手册》表17-30查得键的尺寸如下：圆头普通平键（A型），b=10mm，h=8mm，L=36mm；键1036GB1096=2\*GB3②强度校核：由《机械设计》动联接强度计算公式行校核，l’=L-b,由《机械设计》表3-1查得，由于是中等冲击取则T==133.12=73.64，满足要求。（3）中间轴与第二级小齿轮之间的键=1\*GB3①键的确定：轴径=32mm，轴长=74mm，一般键距离装入端1~3mm，距离另一端3~5mm，由《机械设计课程设计指导手册》表17-30查得键的尺寸如下：圆头普通平键（A型），b=10mm，h=8mm，L=70mm；键1070GB1096=2\*GB3②强度校核：由《机械设计》静联接强度计算公式进行校核，l’=L-b,由《机械设计》表3-1查得，由于是中等冲击取，则T==384=73.64，满足要求。（4）低速轴与第二级大齿轮之间的键=1\*GB3①键的确定：轴径=52mm，轴长=69mm，一般键距离装入端1~3mm，距离另一端3~5mm，由《机械设计课程设计指导手册》表17-30查得键的尺寸如下：圆头普通平键（A型），b=16mm，h=10mm，L=63mm；键1663GB1096=2\*GB3②强度校核：由《机械设计》静联接强度计算公式进行校核，l’=L-b,由《机械设计》表3-1查得，由于是中等冲击取，则T==488.8=240.20，满足要求。（5）低速轴与联轴器之间的键=1\*GB3①键的确定：轴径=38mm，轴长=82mm，一般键距离装入端1~3mm，距离另一端3~5mm，由《机械设计课程设计指导手册》表17-30查得键的尺寸如下：圆头普通平键（A型），b=10mm，h=8mm，L=70mm；键1070GB1096=2\*GB3②强度校核：由《机械设计》静联接强度计算公式进行校核，l’=L-b,由《机械设计》表3-1查得，由于是中等冲击取，则T==364.8=240.20，满足要求。五个键的选取和强度计算完毕。4.7滚动轴承选择方案典型的滚动轴承由内圈、外圈、滚动体、保持架组成，保持架多用低碳钢冲压制成，其余采用强度高、耐磨性好的轴承合金钢制造。轴承的选用，包括类型、尺寸、精度、游隙、配合以及支撑型式的选择与寿命计算（此处只进行轴承的选择与对比，寿命计算将在5.3.2进行），本次设计的是二级展开式圆柱齿轮减速器，其中轴承转速相对较高，载荷不大，旋转精度相对较高，故应该选择球轴承。滚子轴承一般适用于转速低，载荷较大或有冲击载荷时，此处不予具体分析。下面对几种可选择的球轴承方案进行对比分析：方案1：深沟球轴承它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，性价比高。方案2：调心球轴承主要承受径向载荷和轴向力不大的双向轴向载荷。另外，相比与深沟球轴承，它可以自动调心，内外圈轴线允许有小于3度的相对偏转角，以适应轴的变形和安装误差。主要适用于弯曲刚度小的轴、两轴承孔同心度较低及多支点的支承中。方案3：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，接触角越大承受轴向载荷的能力越大。这类轴承宜成对使用，适用于旋转精度高的支承。方案4：推力球轴承两套圈的内孔径不同，孔径小的与轴配合称为紧圈，孔径大的与轴有间隙称为松圈。它只能承受单向轴向载荷，应用于轴向载荷大，转速不很高的支承中。综上由于展开式加速器轴承中主要承受径向载荷，所以，不应选择推力球轴承；又由于其轴的长度不是很长，挠度变化不大，轴的刚度较大，故不宜选择调心球轴承。角接触球轴承一般用于径向载荷和轴向载荷都比较大的情况下，相对于深沟球轴承，结构复杂，加工相对困难。深沟球轴承已经能满足减速器的要求，从经济性的角度考虑，同精度的轴承中深沟球轴承最便宜。故选择深沟球轴承。五、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装配图整体布局主视图俯视图侧视图5.1.2轴系结构设计与方案分析5.1.2.1高速轴结构设计与方案分析结构图如下：（1）齿轮结构形式及固定齿轮的结构形式一般分为两种，齿轮轴式和装配式结构，其各有优点和局限性，下面对两种方案进行对比分析：方案1：齿轮轴式当齿轮的结构较小时，做成齿轮轴。当齿根圆直径大于轴径d，并且（x为齿轮的齿根到轮毂键槽上顶面的距离，即齿轮的最小厚度，为模数）时，并且当（d为轴径）时，轮齿必须用滚齿法或铣齿法加工。优点：=1\*ROMANI轴与齿轮做成整体件，制造成本相对降低，组织生产较容易=2\*ROMANII无需轴向固定和周向固定，结构相对简单承载力增大，转动比范围大；=3\*ROMANIII做成整体式，载荷分布相对均匀，无其他固定装置，运行效率高。其缺点是，只有直径较小的齿轮才采用齿轮轴式，并且一旦齿轮部分或轴部分一处有损坏，则需换掉整根轴，经济成本会增加。方案2：装配式，齿轮与轴分开制造，当处于临界时，一般也选择分开制造，适用于直径较大的齿轮。大齿轮一般采用腹板结构，并在腹板上加工孔。优点是可以分开加工，加工工艺更细化，成品率高，并且当齿轮或轴损坏时，可不必全部更换，降低成本。缺点是其需要轴向固定和周向固定，传动效率会相对降低，传动的载荷相对降低。综上，并经计算=4.079，所以齿轮结构应做成齿轮轴结构。将和成一段，强度足够，考虑经济性使其直径=36mm。（2）轴承支承及固定：轴承的固定支承方式有三种，两端固定支承、固定-游离支承和两端游离支承。下面将三种方案进行对比：方案1：两端固定支承两个轴承各限制一个方向的轴向位移。在纯径向载荷或轴向力较小的联合载荷作用下的轴，一般采用向心型轴承组成两端固定支承，并在其中一个支承端留有适当空隙（。适应轴的受热伸长受径向载荷和轴向载荷联合作用的轴，多采用角接触型轴承组成两端固定支承。其游隙可调，适用于旋转精度高的机械。方案2：固定-游离支承指在轴的一个支承端使轴承与轴及外壳孔的位置相对固定，以实现轴的轴向固定。另一端使轴承与轴或外壳孔间可以相对移动，以补偿因热变形及制造安装误差引起的长度变化。这种支承中轴的轴向定位精度取决于固定端轴承轴向游隙的大小。游动端对轴的长度变化的补偿，最简单有效的方法是采用内圈无挡边或外圈无挡边的圆柱滚子轴承。固定-游动轴承的运转精度高，对各种工作条件的适应性强。因此，在各种机床主轴、工作较高的蜗杆轴以及跨距较大的长轴支承中得到了广泛的应用。方案3：两端游动支承两个支承端的轴承，都不对轴作精确的定位。次类支承常用于轴的轴向位置已有其他零件限定的场合，如在人字齿传动的支承中，一根轴进行了双向固定，另一根轴必须为双支点游动。否则，由于人字齿两侧齿轮不完全对称，会使轮齿受力不均匀，影响齿轮传动正常工作。几乎所有不需要调整的轴承，均可作游动支承。两端游动支承不需精确限定轴的轴向位置，安装时不必调整游隙。工作即使处于不利的状态，轴承也不会被卡死。综上，二级展开式减速器主要以承受径向力为主，轴的跨距不大，运转精度不是很高，所以选轴承的固定方式选择两端固定支承。根据以上分析，可采用向心型轴承进行固定支承，进一步验证选择深沟球轴承的可行性。轴承两端分别通过挡油板和端盖实现轴向固定，且端盖与箱体之间有调整垫片，可以调整游隙。周向固定采用过盈配合实现。（3）轴上其他零件的固定由于是油润滑，轴上有挡油板，其一端通过定位轴肩，另一端通过轴承实现轴向固定，端盖则是通过螺栓与箱体联接实现固定。5.1.2.2中间轴结构设计与方案分析结构图如下：（1）齿轮的结构形式与固定中间轴共有两个齿轮，第一级大齿轮和第二级小齿轮，经计算，x，应采用装配式结构。其固定方式相同，一端通过定位轴肩，另一端通过套筒实现轴向固定。周向固定通过平键联接实现。（2）轴承的支承及固定中间轴也是主要承受径向力和很小的轴向力，且轴的跨距不是很大，故选择两端固定支承。两轴承的轴向固定同过挡油板和端盖来实现，周向固定通过过盈配合实现。（3）轴上其他零件的固定由于是油润滑，轴上有挡油板，其一端通过套筒，另一端通过轴承实现轴向固定，端盖则是通过螺栓与箱体联接实现固定。5.1.2.3低速轴结构设计与方案分析结构图如下：（1）齿轮的结构形式与固定低速轴有一个齿轮，第二级大齿轮，经计算应采用装配式结构。其固定方式一端通过定位轴肩，另一端通过套筒实现轴向固定。周向固定通过平键联接实现。（2）轴承的支承及固定低速轴也是主要承受径向力和很小的轴向力，且轴的跨距不是很大，故选择两端固定支承。两轴承的轴向固定同过挡油板和端盖来实现，周向固定通过过盈配合实现。（3）轴上其他零件的固定由于是油润滑，轴上有挡油板，一个一端通过套筒，另一端通过轴承实现轴向固定，另一个一端通过轴肩，另一端通过轴承实现轴向固定。端盖则是通过螺栓与箱体联接实现固定。5.1.2.4输入与输出轴的位置与相对关系；轴系结构与零件定位关系一般输入轴与输出轴在异侧输出，齿轮布置在离输入轴和输出轴较远的位置，以减小弯矩和转矩综合作用的影响。但本次设计由于图纸有限，设计时，使输入端与输出端同侧输出，使高速轴上的齿轮远离输入端。5.2主要零部件的校核与验算5.2.1轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核)（1）支点、受力点分析确定按比例作图，量出=70.5mm，=128.5mm。下图为整体受力图和在水平面和铅垂面的分别受力图：（2）求支反力，画弯矩图和扭矩图。=1\*GB3①斜齿轮给轴的力=2\*GB3②轴承反力和弯矩图=1\*ROMANI水平面弯矩图如下：=2\*ROMANII铅垂面弯矩图如下：总的弯矩图如下扭矩图（3）危险截面由弯矩图和扭矩图可知，危险截面为齿轮中间断面C及右端过渡轴肩剖面，下面用安全系数法进行校核。（4）安全系数法校核轴的强度=1\*GB3①各项参数选择=1\*ROMANI.材料对循环载荷的敏感性系数轴材料选用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，的选取，应力集中主要有过盈配合、过渡圆角、键槽等引起，下面按过盈配合和过渡圆角选取：=1\*romani按过盈配合选，查《机械设计》表10-11，由查得=2\*romanii按过渡圆角选，查《机械设计》表10-9，计算可查得可查《机械设计》表10-13得，、可查《机械设计》表10-14得综上，，所以按过盈配合计算。，合理，轴的强度校核完毕。5.2.2滚动轴承的寿命计算（1）已知：=1\*GB3①＝57.26rpm

=2\*GB3②＝－164.6N，=-647.1N

，＝638.7N=3\*GB3③=50mm=4\*GB3④中等冲击（2）轴承型号d=50mm，由《机械设计课程设计指导手册》表16-1应选6210，C=35100N，=23200N.（3）当量动负荷=2\*GB3②当量动载荷P=1\*ROMANI轴承A：只受，由于中等冲击由《机械设计》表11-7取=1.5.轴承B：受由机械设计表11-6得X=0.56，Y=1.99=3\*GB3③轴承寿命计算完成，符合要求，且有很大裕度。轴承的裕度大时，无需更换轴承，因为这只是一个概率值，只有的可靠性，所以有可能在未达到理论值就会坏掉；其二从经济的角度考虑，深沟球轴承性价比最高，相同精度时，深沟球最便宜，所以不必从经济的角度考虑去更换轴承。六、主要附件与配件的选择6.1联轴器选择（1）联轴器的对比分析联轴器主要用作联接两轴使之一同回转，以传递运动和扭矩。根据《机械设计课程设计指导手册》有以下几种方案可选，下面对这几种联轴器方案进行对比分析：方案1：刚性固定式联轴器这种联轴器结构简单，易制造、成本低、不需维护。但其不具有补偿性，对两轴的对中性要求高，没有缓冲和减震作用，只能用于平稳载荷或轻微冲击的场合。由于其结构简单等优点，仍有其应用范围。方案2：刚性可移式联轴器这类联轴器靠元件间的相对可移性来补偿轴线的相对位移。选择这类联轴器应考虑补偿能力，并注意保持良好的润滑。滑块采用非金属材料，质量轻、惯性小，适用高速轻载、无剧烈冲击的两轴联接。方案3：弹性联轴器用作弹性元件的非金属材料主要是橡胶和塑料，其特点是弹性模量较小，容易得到变刚度特性；质量较轻，单位体积储存的变形能大，阻尼性能好；无机械摩擦，不需润滑。弹性联轴器包括弹性套柱销联轴器和弹性柱销联轴器等。前者柱销上有橡胶套，由此获得补偿两轴相对位移的能力。主要用于中小功率传动中；后者尼龙柱销为弹性元件。适用于轴向窜动大，起动频繁转向经常改变，负载起动的高、低速传动中。由于其受中等冲击，联轴器应该有减震和缓冲的作用，所以不宜选择刚性联轴器，选择弹性联轴器。其中此减速器为小功率传动，轴向窜动不大，起动不频繁，从经济性的角度考虑，选择弹性套柱销联轴器即可，没必要选择弹性柱销联轴器。（2）联轴器的具体选择=1\*GB3①输入轴=18mm，查根据《机械设计课程设计指导手册》表15-4选择联轴器参数如下：型号额定转矩轴孔直径轴孔长度Y型LT3联轴器31.51842=2\*GB3②输出轴=38mm，查根据《机械设计课程设计指导手册》表15-4选择联轴器参数如下：型号额定转矩轴孔直径轴孔长度Y型LT3联轴器2503882联轴器选择完成。6.2润滑与密封的选择6.2.1润滑方案对比及确定（1）润滑方案的对比润滑常用的形式有三种，即油润滑、脂润滑、固体润滑，其中油润滑和脂润滑主要是在轴承润滑的选择时加以区分。下面对这几种润滑方案进行对比分析：方案1：油润滑在高速或高温条件下工作的轴承，一般采用油润滑。优点：是润滑可靠、摩擦系数小、具有良好的冷却和清洁作用、可用多种润滑方式以适应不同的工作条件。缺点：是需要复杂的密封装置和供油设备。方案2：脂润滑优点：油膜强度高；油脂粘性好，不易流失，使用时间长；能防止灰尘、水分和其他杂物进入轴承，密封装置的结构简单。简单说有润滑减摩、防护、密封等方面的作用。缺点：转速较高时摩擦损失较大。润滑脂的不足或过多，都会导致轴承工作中温升增大，故润滑脂的填充要适度，一般不超过轴承空间的三分之一到二分之一为宜。方案3：固体润滑在一些特殊使用条件下，将少量固体润滑剂加入到润滑脂中，如加入的一号二硫化钼可减少磨损，提高抗压耐热能力，对于高温、高压、高真空、耐腐蚀、抗辐射以及极低温等特殊条件，把固体润滑剂加入工程塑料或粉末冶金材料中，可制成具有自润滑性能的轴承零件，如用粘性剂将固体润滑剂粘结在滚道、保持架和滚动体上，形成润滑油膜，对减少摩擦和磨损有一定效果。（2）润滑方案的确定=1\*GB3①传动件的润滑减速器为一般传动装置，当从动件圆周速度时，，齿轮采用浸油润滑（当时应采用喷油润滑）。本次设计的的齿轮圆周速度，故用浸油润滑。因此应该保证箱体内有足够的润滑油，用以润滑和散热。第一级大齿轮浸油深度h为一个全齿高，不小于10mm，第二级大齿轮浸油深度（R为大齿轮半径）。=2\*GB3②支承件（轴承）的润滑油润滑和脂润滑的速度界限一般定为2m/s。经计算，高速级齿轮圆周速度小于2m/s，所以低速级速度一定也小于2m/s，故轴承润滑采用脂润滑。它可以减少摩擦损失，防锈和密封的作用比较明显。（3）环境的保护传动件油润滑有良好的清洁作用，不会对环境造成污染；轴承虽用脂润滑，但其使用时间长，不必频繁更换，故也满足对环境保护的要求。在更换润滑剂的时候，要注意不要洒落出来，以免污染环境。6.2.2密封方案对比及确定（1）密封方案的对比为了阻止润滑剂泄出，防止灰尘、水分及其他杂物侵入，轴承要进行密封来保持良好的润滑条件和工作环境。轴承的密封装置一般分为非接触式和接触式两大类。方案1：非接触式密封此类密封装置工作时密封件不与轴或配合件直接接触，因此可用于高速运转轴承的密封。常见的几种类型：缝隙式密封：适用于环境比较干净的脂润滑；沟槽式（间隙）密封：沟槽内填脂提高密封效果，结构简单挡圈式密封：利用离心力甩去油和杂物，转速愈高密封效果愈好。其可装在轴承内侧作挡油装置，也可装在轴承外侧与沟槽式密封联合使用甩油环式密封：靠离心力甩油迷宫式密封：径向尺寸紧凑，装拆方便，对油润滑、脂润滑都有效方案2：接触式密封装置中的密封件与轴或其他配合件直接接触，故工作中产生摩擦、磨损并使温度升高。一般适用于中、低速运转条件下轴承的密封。为了保证密封的寿命及减少轴的磨损，轴接触部分的硬度应在40HRC以上，表面粗糙度应小于Ra1.60.8。常见类型：毡圈式密封：主要用于脂润滑，对干净环境下的轴承进行密封。一般接触的圆周速度不超过45m/s,允许工作温度可达90C，用优质细羊毛毡，轴的接触面经过剖光，圆周速度可达78m/s。密封圈式密封：密封圈用耐油橡胶制成，分有骨架和无骨架两种型式。这种密封结构简单、便于安装、密封可靠。接触处的圆周速度不超过7m/s,温度不高于100C。一般用于油润滑。（2）密封方案的确定此减速器为脂润滑，且圆周速度不高，故选择接触式密封，其中速度小于45m/s，从经济性角度考虑，选择粗羊毛毡即可。（3）环境要求轴承为脂润滑，粗羊毛毡可以保证其不外泄，并且防止灰尘、水分及杂物进入，并且其对环境无污染。6.3通气器减速器工作时由于箱内温度升高，空气膨胀压力增大，为使箱内受热膨胀的空气能自动排出以保持箱内压力平衡，不致使润滑油沿剖分面等处渗漏和便于检查从动件是否有损坏等，在箱盖上的观察孔盖板上装有通气器，通气器根据使用场合的不同进行选择：方案1:一般式通气器此类通气器结构较简单，有的喝窥视孔盖铸在一起，有的用螺纹联接在钢制或铸成的窥视孔盖上。一般用于小尺寸及发热较小的减速器上，并且环境要求比较干净，以免灰尘将通气器的孔堵塞或脏东西进入机体内。方案2：带有纱网的通气器此类通气器多用于较大的减速器，通气器内夹有纱网，可以防止灰尘进入机体内，适用于环境较恶劣的场合。综上，由于使用地点为煤厂，空气里有杂质，环境比较恶劣，所以应选择带纱网的通气器，结构图如下：图为通气器结构图6.4油标油标尺常放置在便于观测减速器油面及油面稳定之处。在确定油标尺位置前应先确定出箱体内最高油面的位置，一般油面可到低速级大齿轮半径的三分之一。然后确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应该足够长，保证在油液中。常用的油标尺有杆式油标尺、圆形油标尺、长形油标尺、油面指示螺钉等。下面对几种选择方案进行分析：方案1：圆形油标尺一般置于箱体壁上，可以通过观察液面淹没的刻度知道油量，直观清楚。但对箱体侧面开孔，对箱体强度和刚度有影响。方案2：管状油标尺管状油标需要在箱体后铸造出箱座油标尺座孔，检测油量时将其取出观察，较为麻烦，且塑料件易老化。方案3：杆式油标尺：检测油量较为麻烦，可在特殊场合用，如在冶金设备用的减速机，此处不能用塑料的油窗。在油标尺的选用中，一般多用带螺纹部分的杆式油标尺，用焊接结构，具体结构图如下。具体加工时，箱座游标尺座孔的倾斜位置要便于加工和使用，一般与底面倾斜角度大于等于45度。还应保证不碰到箱体与箱座的配合处。图为油标尺图为吊环螺钉6.5螺栓及吊环螺钉（1）螺栓的选用由《机械设计课程设计指导手册》表4-2公式计算得到各种螺栓的尺寸，具体型号如下：螺栓名称型号数量地脚螺栓GB/T5782-20006M166轴承旁螺栓GB/T5782-2000M12×1108箱盖与箱座联接螺栓GB/T5782-2000M10×402窥视孔盖螺栓GB/T5783-2000M6×166启盖螺栓GB/T5783-2000M10×301轴承盖螺栓GB/T5782-2000M8×4036定位销GB/T117-2000A8×3552（2）吊环螺钉的选用为了便于拆卸和搬运，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。吊环螺钉为标准件，可直接选取。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，使其台肩拧紧箱盖上的支承面。为此，箱盖上的螺钉孔必须局部锪平。吊环螺钉用于拆卸箱盖，也允许用来吊运轻型减速器。根据《机械设计课程设计指导手册》表17-12确定吊环螺钉型号：螺钉GB/T825M8材料为20钢，经正火处理的A型吊环螺钉，具体结构如上图所示。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，因此油孔处的箱体外壁要有凸台，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，封油圈用石棉橡胶纸即可。加工时，应保证螺纹的内径略低于箱座内壁底面，以保证油全部被放出，且不留有铁屑及其他杂物。此也为标准件，由《机械设计课程设计图册》选取螺塞型号M16.具体结构图如下： 图为螺塞七、零部件精度与公差的制定7.1精度制定原则（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。当孔的精度等级低于IT8时，孔与轴同级。公称尺寸大于500mm时，推荐孔与轴均采用同级配合。（2）形位公差的设计原则a.在选择形位公差值时，总的原则仍然是在满足使用要求的前提下，尽量选择低的形位公差等级，以降低生产成本。同时应兼顾：1）尺寸公差、形位公差、表面粗糙度之间虽然没有一个确定的比例关系，但一般情况下应注意它们之间的协调，即尺寸公差值>位置公差值>形状公差值>粗糙度数值。2）对于结构复杂，刚性较差或不易加工与测量的零件（如细长轴和孔，距离较大的孔等），可降低等级1-2级。7.2减速器主要结构、配合要求7.2.1减速器主要结构减速器中高速轴和中间轴中心距，中间轴与低速轴中心距，减速器总长596mm，总宽384mm，总高343mm其中，下箱体高173mm。高速轴长300mm，中间轴长221mm，低速轴长346mm，轴承处壁厚为50mm。其余参数如下表：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25至外机壁距离查指导书表4-4至凸缘边缘距离查指导书表4-4外机壁至轴承座端面距离=++（5-10）大齿轮顶圆与内机壁距离>1.215齿轮端面与内机壁距离>12机盖，机座肋厚9轴承端盖外径+（5-5.5）轴承旁联结螺栓距离7.2.2配合要求（1）在减速器中，齿轮与轴的配合选用基孔制过盈或基孔制过渡配合：如H7/r6、H7/p6、H7/n6均可。（2）滚动轴承内圈与轴颈采用基孔制，但内圈公差带是上偏差为0，下偏差为负，所以，轴颈的公差带要比通常的紧，选择k6，实际上是过盈配合。外圈与机座孔的配合采用基轴制，机座孔用H7。（3）端盖与机座孔之间用f9。（4）联轴器的配合与齿轮相同。（5）滚动轴承的形位公差-圆柱度，查《互换性》书表4-18轴颈和外壳孔的形位公差。（6）平键键长按公差带h14取值，轴槽长L按H14取值。（7）其它的形位公差值均可按7级查表。减速器属于一般传动装置，其中一些部分不必去继续加工，因为加工精度的提高会使成本大大增加，有时更是以指数的形式上升。所以，一般在满足精度要求的基础上，尽可能选择较低精度等级，以保证经济性。7.3减速器主要技术要求=1\*GB2⑴装配前所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机体内不许有任何杂物存在。内壁涂上不被机油浸蚀的涂料两次；=2\*GB2⑵箱座内装HJ-50润滑油至规定高度，润滑油填入量不得超过空隙体积的2/3；=3\*GB2⑶检查减速器剖分面、各接触面及密封处，均不许漏油。剖分面允许涂以密封油漆或水玻璃，不允许使用任何填料；=4\*GB2⑷轴承端盖与轴承外端要留有0.25-0.40mm的轴向间隙；=5\*GB2⑸用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%，按齿长接触斑点不小于50%。必要时可用研磨或刮后研磨，以便改善接触情况；=6\*GB2⑹减速器装配好后应做空载试验，正反转各一小时，要求运转平稳，震动噪声小，联接固定处不得松动。负载试验时油的温升不得超过35°C，轴承温升不得超过40°C;=7\*GB2⑺表面涂灰色油漆，外伸轴及其零件需涂油包装严密，运输和装卸时不得倒置。八、项目经济性与安全性分析8.1减速器总重量估算及加工成本初算通过三维1:1建模，画出二级展开式减速器的三维图，然后经过选取材料，的到此减速器的数据如图所示：体积约为0.0157，密度按7800计算，。由于是中批，价钱按35000/t计算，总价钱S=122.4635000=4286.1元），最终加工成本初估为4300元。8.2安全性分析（1）驱动力裕度：安全裕度可以提供的最大值减去所需值后占所需值的百分比，驱动力裕度要从电机选取值进行分析。所选电机额定功率2.2kW，而减速器所需功率仅为1.61kW，安全裕度=36.6，裕度足够。（2）安全系数在进行传动件设计时，齿轮按齿面接触疲劳强度设计，其疲劳强度安全系数=1，按齿根弯曲疲劳强度校核，其安全系数。其安全系数是按齿轮材料疲劳极限实验所取定的实效概率计算的，所以取1安全性可以保证。轴按最小切应力法进行设计，按安全系数法进行校核，经计算安全系数，且许用安全系数=1.31.5，所以，重要的轴留有很大的裕度，安全性完全可以保证。8.3经济性与安全性综合分析拿提高齿轮的安全系数为例，齿轮设计公式是按齿面弯曲疲劳强度计算，将其安全系数增大到原来的2倍，计算的过程如下：由公式可知为原来的一半，由可知d会增大为原来根据第一级小齿轮，则，取=3，为原来的1.5倍，中心距也为原来的1.5倍，齿宽根据公式也会变为原来的1.5倍，则齿轮的体积大约变为原来的3.375倍，重量大约也为原来的3.375倍，即增加2.275倍，计算大约为重量增加74kg。随之箱座和箱体的长、宽、高的尺寸都会变大都会变大，箱体的重量经计算大约为70kg，保守估计重量增加一倍。粗略估计总重量增加74+70=144kg，重量变为144+122.46=266.46kg，总重量变为原来的2.18倍。总成本=43002.18=9374元齿轮的安全系数提高一倍，保守估计总重量及成本会变为原来的2倍多，经济上花费较大，所以应综合考虑安全性和经济性的问题，在满足安全性的前提下，尽量降低成本。九、设计小结本次机械设计的课程设计历时一个月，通过这一个月以来的设计，我们主要经历了画A0大图，画电子二维图抄正，画重要的零件图