蜗杆齿轮二级减速器机械

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TOC\o"1-4"\h\z\u1项目设计目标与技术要求 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8~40，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15~60，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15~60，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、JRO2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1000r/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20~40；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43.3.2各轴功率轴1轴2轴3轴43.3.3各轴转矩电机轴轴1轴2轴3轴43.3.4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(N·m)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(v<2m/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=i×z1=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v<3m/s，取动载系数K=1.05，则K=KKK=1.05（3）确定弹性系数查表7-7得，(4)由，查文献[1]第110页得，(5)确定许用接触应力[]根据蜗轮材料为ZCnSn10Pl，金属型制造，查表7-2，取应力循环次数代入计算有（6）代入设计公式查表7-4，取最近一栏有m=5mm,q=8.000mm,d1=40mm.导程角5.传动尺寸（1）中心距变位系数（2）d1=40mm，得d2=mz2=200mm（3）校核符合估计。（4）确定4.3.3传动强度校核弯曲强度校核公式如下（1）当量齿数取（2）螺旋角系数Y=1－=1－/140˚=0.900（3）许用弯曲应力[]（4）代入校核公式故满足弯曲强度要求。热平衡计算由于蜗杆传动是闭式传动，需进行热平衡计算。热平衡计算公式如下（1）（2），取（3）室温取t0=20°C（4）面积（5）查表7-10，由，查得（6）代入公式计算满足热平衡计算要求。4.3低速级齿轮传动设计方案及计算4.3.1传动设计方案齿轮软齿面（）一般用于重载中低速固定式传动装置；硬齿面（）用于传动尺寸受结构条件限制的情形和运输机器上的传动装置。本任务无特殊要求，故选用常用的软齿面。由上文设计准则知，减速器内为闭式传动，齿面为软齿面，失效形式主要为齿面点蚀，故应以齿面接触疲劳强度设计，齿根弯曲疲劳强度校核。圆柱齿轮采用斜齿轮。相对于直齿轮，斜齿轮有以下优点：（1）斜齿轮的啮合性好，传动平稳、噪声小。（2）斜齿轮重合度大，降低了每对齿轮的载荷，提高了齿轮的承载能力。（3）斜齿轮不产生根切的最少齿数少。由上述斜齿轮传动的优点，同时为使高速工作时能平稳运行，本任务选择斜齿轮传动。综上，选择闭式斜齿圆柱齿轮软齿面，以齿面接触疲劳强度进行设计，用齿根弯曲疲劳强度校核。4.3.3传动参数设计初始数据：轴2转速；齿轮传动比；轴2转矩。1.初选材料、精度等级及齿数等（1）优选45钢，查设计手册知，小齿轮采用调质处理，，大齿轮二者之差为。（2）运输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095－88）。（3）选小齿轮齿数=25,大齿轮齿数＝3×25＝75。（4）选压力角为，初选螺旋角＝10˚。2.按齿面接触强度设计按文献[1]中式（6—13）试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）查阅文献[1]可得;由8级精度，估测，则，查得；齿间载荷分配系数查文献[1]得由刚性小非对称布置，取故2）由图6－19选取区域系数＝2.463）由表6－5查得材料的弹性影响系数＝189.84）由表6－7选取尺宽系数＝15）小齿轮传递的转矩6）重合度系数=0.77，7）由图6－27按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。8）由文献[1]式6－25计算应力循环次数＝60×30.3×1×（8×300×1×8）＝3.49×9）查得接触疲劳寿命系数＝1；＝110）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（6－24）得=550MPa=450MPa取其中较小值，代入设计公式计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算器公式得2）计算圆周速度v=修正由，取，则取确定参数尺寸（1）计算法面模数==2.92㎜取标准值（2）计算中心距a将中心距圆整为a=155㎜。（3）按圆整后的中心距修正螺旋角（4）计算大、小齿轮的分度圆直径=77.50mm>74.14㎜（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(6—22)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=420Mpa,；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S＝1，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：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；视图、剖视、规定画法及装配关系的表示方法要正确；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Ⅰ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Ⅱ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Ⅲ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6~8mm，否则可取1~3mm。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=1~3mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取1~3mm，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[2]P173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=L6d11=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+++(83－81)=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1~3mm，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15~20mm，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8~12mm，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=426.9N·m，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=426900N·mm，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Ⅰ~Ⅳ三个截面有较大的应力和应力集中。为便于计算，将截面Ⅲ最大应力放在截面Ⅳ综合考虑。即在截面Ⅳ处应力扩大至截面Ⅲ的值，同时将键槽、过渡配合对截面Ⅲ的影响转移至截面Ⅳ，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Ⅳ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σb=650MPa，σs=360MPa，查表得疲劳极限：σ-1=0.45σb=0.45×650=293MPa，σ0=0.81σb=0.81×650=527MPaτ-1=0.26σb=0.26×650=169MPaτ0=0.5σb=0.5×650=325MPa由式，得，c.截面Ⅳ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[1]P155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[1]P155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Ⅳ安全，由于考虑了截面Ⅲ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。若强度校核不够，可适当增加键长或改用B型普通平键（方头）。5.3.2.2键的选取及强度计算键的选取统一查文献[2]P191续表17-30。键的校核中由于工作条件为载荷平稳，故假定载荷在键的工作面上均匀分布，由文献[1]P39，可知普通平键联接的强度计算公式为查表得，钢材料在静载荷下的许用挤压应力为125~150MPa，载荷平稳，故取大值即许用挤压应力为。上述数据用于键强度的校核计算。（1）输入轴与电机轴联接键该键槽所处轴段的轴径为18mm，轴长为42mm，所传递的扭矩为9.39N•m。由轴径、轴长查表选取A型普通平键尺寸如下键A6×32GB/T1096-79键的接触长度键受到的挤压应力为符合强度要求。（2）中间轴键联接蜗轮键该键槽所处轴段的轴径为34mm，轴长为44mm，所传递的扭矩为149.6N•m。由轴径、轴长查表选取A型普通平键尺寸如下键A10×36GB/T1096-79键的接触长度键受到的挤压应力为符合强度要求。小齿轮键该键槽所处轴段的轴径为34mm，轴长为81mm，所传递的扭矩为149.6N•m。由轴径、轴长查表选取A型普通平键尺寸如下键A10×70GB/T1096-79键的接触长度键受到的挤压应力为符合强度要求。（3）低速轴键联接大齿轮键该键槽所处轴段的轴径为52mm，轴长为76mm，所传递的扭矩为426.9N•m。由轴径、轴长查表选取A型普通平键尺寸如下键A16×70GB/T1096-79键的接触长度键受到的挤压应力为符合强度要求。联轴器键该键槽所处轴段的轴径为42mm，轴长为72mm，所传递的扭矩为426.9N•m。由轴径、轴长查表选取A型普通平键尺寸如下键A12×63GB/T1096-79键的接触长度键受到的挤压应力为符合强度要求。5.3.3滚动轴承选择与寿命计算5.3.3.1滚动轴承选择传动装置采用蜗杆-齿轮减速器传动，轴上滚动轴承既受径向力也承受轴向力。滚动轴承常用选择方案如下：方案Ⅰ选用深沟球轴承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。方案Ⅱ选用角接触球轴承角接触轴承能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，宜成对使用，适用于旋转精度高的支承。方案Ⅲ选用圆锥滚子轴承与角接触轴承类似，因滚动体与套圈之间为线接触，故能同时承受的径向载荷和单向轴向载荷的能力比角接触轴承要大，但其极限转速低，宜成对使用。方案确定在本减速器中，所有的轴均受到径向力以及轴向力，但是由于中间轴上存在蜗轮和齿轮，有较大的轴向力。从经济和安全方向上考虑，输入轴、中间轴选用角接触球轴承，输入轴右端、低速轴采用深沟球轴承。根据实际使用要求以及经济性要求，选用宽度系列窄（0）直径系列轻（2）的轴承所选轴承各项参数见下表：输入轴：由文献[2]续表16-1（0）2系列：轴承型号7205C2552156205255215中间轴：由文献[2]续表16-1（0）2系列：轴承型号7206C306216低速轴：由文献[2]续表16-1（0）2系列：轴承型号62105090205.3.3.1滚动轴承寿命计算（以低速轴为例）现计算低速轴上的一对轴承的寿命。轴承型号为6210，d=50mm，D=90mm，B=20mm，轴承转速n=15.3r/min,查文献[2]表16-1得基本额定动载荷，基本额定静载荷，采用脂润滑方式,极限转速为6700r/min。轴向力，由，查表得，支撑力合力受力如下图由轴系校核部分知轴承支撑力为（2）计算单个轴承的轴向载荷由于是深沟球轴承，无派生轴向力，故（3）计算当量载荷考虑轴承实际工作时可能受到冲击及振动，查表取fP=1.2P=fP（XFr+YFa）P1=1.2×(0.56×1429.5＋1.8×956)=3025.6NP2=1.2×1×2604.4=3125.3N（4）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ε=3，则（5）静载荷验算查表得（6）极限速度验算查图得f11=1，f12=1，tanβ1=Fa1/Fr1=2.74，tanβ2=Fa2/Fr2=0.70查图得f21=0.94，f22=0.99，则f11f21nlim=1×0.94×6300=5922r/min>nf12f22nlim=1×0.99×6300=6237r/min>n综上，选用6210型深沟球轴承符合要求。寿命和极限速度都远远符合要求可以极大地避免轴承的非偶然性损坏，在减速器的整个使用寿命中，轴承都可以完好地完成使命，不需要进行更换，经济性上有保证。由此可见，轴承实现标准化充分体现了标准化的重要意义，使标准达到统一，可以获得最佳秩序和最大限度地减少不必要的的劳动消耗，增加了社会生产力，使零件的替换更为方便经济。6主要附件与配件的选择6.1联轴器选择各联轴器特点比较：刚性固定式联轴器，这种联轴器结构简单、成本低，但对两轴对中性要求较高。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。刚性可移式联轴器，这类联轴器靠原件间的相对可移形来补偿轴线的相对位移。选择此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，适合高速轻载、无剧烈冲击的两轴连接。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，阻尼性较好；无机械摩擦，不需润滑。主要用于中小功率传动，适于轴向窜动较大，起动频率转向经常改变，负载起动的高低速传动。考虑到减速器的工作情况为载荷平稳，可以选择刚性固定式和弹性联轴器，但为保守起见，这里选取常用的弹性联轴器。弹性联轴器又分几种，从中选取两种方案进行进一步的论证：方案一：弹性柱销联轴器，结构简单，安装方便，更换容易，尺寸小，重量轻。由于弹性套工作时受到挤压发生的变形量不大，且弹性套与销孔的配合间隙不宜过大，因此弹性柱销联轴器的缓和减震性不高，补偿两轴之间的相对位移量较小。应用于冲击载荷不大，由电动机驱动底座刚性好，对中精确的各种中小功率传动轴系中。方案二：弹性套柱销联轴器，结构简单，容易制造，装拆更换弹性元件比较方便，不用移动两联轴器，但价格较弹性柱销联轴器贵一些。适用于轴向窜动较大，启动频繁转向经常改变，负载启动的高、低速传动。在载荷平稳的情况下，又电动机功率为0.904kw，启动方向一般恒定，结合经济性要求，故选择弹性柱销联轴器,材料选择铁即可。高速轴根据轴径选HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315N/m，半联轴器的孔径d1=18mm，半联轴器长度L=42mm。查文献[2]表15-5，选LT2型弹性柱销联轴器型号额定转矩轴孔直径轴孔长度Z型HL2联轴器3151842输出轴选选HL7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为500N/m，半联轴器的孔径，故取d1=405mm，半联轴器长度L=112mm。查文献[2]表15-5，选HL3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HL3联轴器63042726.2润滑与密封的选择6.2.1润滑方案对比及确定1）润滑方案对比方案一：脂润滑，油膜强度高；油脂黏附性好，不易流失，使用时间较长；能防止灰尘、水分和其它杂质物进入。但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较大。方案二：油润滑，润滑可靠，摩擦系数小，具有良好的冷却和清洗作用，可用多种润滑方式以适应不同的工作条件。但需要复杂的密封装置和供油设备。当浸油齿轮圆周速度小于2m/s时，采用脂润滑，当速度大于2m/s时，采用油润滑。2）润滑方案确定蜗轮蜗杆润滑因仅高速轴圆周速度大于2m/s，且高速轴（输入轴）上由于采用蜗杆下置，所以采用油润滑。但润滑油不能超过轴承最低滚动体的中心，以免影响密封和增加搅油损失。蜗轮由于与蜗杆啮合，也能得到润滑。轴承润滑由上面方案分析知，经计算，高速轴处轴承轴径速度大于2m/s，采用油润滑，其他所有安放轴承处的轴径速度皆小于2m/s，又减速机工作环境为室内，固选用脂润滑。所以该减速器中，中间轴和输出轴上的轴承都采用脂润滑。润滑脂存放在油杯中，杯盖用螺纹与杯体连接，旋拧杯盖可以将润滑脂压送到润滑脂内。中间轴和输出轴上安放挡油板，以防止箱体中的油将轴承的润滑脂冲走。齿轮润滑经计算，大、小齿轮直接接触不到润滑油，所以在蜗杆轴上加一个溅油盘，使油飞溅到传动件上润滑。工业齿轮油的选用：由文献[2]P195表18-2可知，一般负荷或带有中等负荷条件下工作的闭式工业齿轮箱选择普通工业齿轮油。6.2.2密封方案对比及确定技术要求在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润滑脂。在输入轴和输出轴的外伸处都必须在端盖轴孔内安装密封件，以防止润滑油外漏及灰尘、水汽和其他杂质进入箱体内。密封的方案主要有以下几种：橡胶油封效果很好，所以得到广泛应用。这种密封件装配方向不同，其密封效果也有差别。唇型结构放在那边，则那边的密封效果好。如采用两个橡胶油封相对放置，则效果更好。橡胶油封有两种结构，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；另一种是是没有金属骨架，这是需要有轴向固定装置。毡封油圈密封效果较差，但结构简单对润滑脂润滑也能可靠工作，价格低廉。相比接触式密封结构橡胶油封和毡圈油封来讲，非接触式密封结构油宫和油沟式密封的优点是可用于高数，而且对轴的表面粗糙度的要求低。一般用于与其他密封形式配合使用，效果更好。适合的密封形式与圆周速度的表格如下：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/（m/s)3以下5以下7以下8以下10以下综合考虑低速轴的圆周速度为0.94m/s＜3m/s，轴承采用润滑脂润滑。因此用粗羊毛毡封油圈已经能够满足密封的要求。又毡圈密封价格低廉，且橡胶不容易降解，考虑到成本和工艺结构的需要，因此低速轴的伸出端采用粗羊毛毡封油圈。而高速蜗杆轴轴伸处的圆周速度为2.28m/s＜3m/s，虽然速度范围在粗羊毛毡封油圈的密封能力范围之内，然而蜗杆轴的转速相对较高，外伸端通过联轴器与电机轴直接相连，为了提高密封的安全系数防止油的外泄，采用无骨架的橡胶油封。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，提高箱体缝隙处的密封性能。简易通气器：常用带孔螺钉制成，但通气器不要直通顶部，以免灰尘进入。这种通气器结构简单、价格低廉，但不能对空气进行过滤。适用于比较清洁的场合。较完善的通气器内部做成各种曲路，并有金属滤网，可以减少停车后灰尘随空气吸入机体，但成本较高。考虑到减速器在室内的工作环境较清洁，且批量为大批，考虑环境及经济成本，故选用结构简单、价格低廉的带螺纹连接铸成的通气器M24*1.5。6.4油标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。圆形油标一般置于箱体壁上，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。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。考虑到减速器的箱体强度和减速器的放置位置，圆形油标可能检测时更为麻烦，为保证油标与箱体连接处的牢固性和紧密性，选用带螺纹部分的焊接杆式管状油标尺设计时，要考虑油标的位置放置要求。应使箱座游标尺座孔的倾斜位置便于加工和使用，座孔表面要铣沉孔。油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定油面高度，再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。油标尺应足够长，保证在油液中。同时注意油标不能浸油。6.5螺栓及吊环螺钉螺栓由文献[2]P24，查表4-2，经带入数据计算可知螺栓尺寸：地脚螺栓6xM16GB/T5782-2000轴承旁螺栓6xM12x110GB/T5782-2000箱盖与箱座联接螺栓4xM8x45GB/T5782-2000检查孔盖螺栓6xM8x25GB/T5783-2000大轴承盖螺栓8xM10x40GB/T5782-2000小轴承盖螺栓8xM8x40GB/T5782-2000起盖螺栓M8x45GB/T5783-2000在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。吊环为了装卸和搬运，应在箱盖上铸出吊钩、吊环，并在箱座上铸出吊钩。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M16×1.5。考虑到其位于油池最底部，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其它甩油环向轴承供给润滑油的方式有很多，甩油环就是向轴承供给润滑油的方式之一。其润滑原理为利用浸入油中的甩油环转动时，由润滑油飞溅成的油沫沿箱壁和油沟流入轴承。定位销圆柱销利用微量过盈装配在绞光的的销孔中，如果多次拆装就会松动，定位失去精准性和连接的固定性。圆锥销有1:50的锥度，在受横向力时可以自锁，装配在绞光的销孔中，可多次拆装不影响定位的精准性。由于定位销需要精准的定位，而且用在微振工况下，有横向力的存在，所以选择圆锥销A6*40。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。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精度设计的具体实施（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，需参考文献[4]P88表4-18轴颈和外壳孔的形位公差。（6）其它的形位公差值均可按7级查表。（7）中心距的公差按齿轮精度等级查阅文献[1]P246表20-8。7.3减速器主要结构、配合要求表7-1减速器主要零件的配合要求配合零件荐用配合装拆方法键N9/Js9（正常连接）徒手装拆轴承内孔与轴的配合J6（轻负荷）、K6、m6（中等负荷）用压力机（实际为过盈配合）轴承外圈与箱体孔的配合H7、H6（精度要求很高时）木锤或徒手装拆端盖H7/d11、H7/h8徒手装拆联轴器H7/n6用压力机（较紧的过渡配合）齿轮和蜗轮H7/r6、H7/s6用压力机或温差法（中等压力的配合、小过盈配合）精度要求水平与经济性的矛盾：1、要正确理解其含义：应保证在实现功能的前提下，尽量放宽精度要求；否则精度要求过高，虽然能保证功能要求，但成本太高；2、不应将精度要求水平理解为某个确定值，而应理解为一个精度范围，在这精度范围内该加工方法的加工成本是经济合理的；3、各种经济加工精度不是一成不变的，随着加工技术水平的提高，也随着提高；4、企业可根据自身的设备、工艺设备、工人平均技术水平制定适合本企业的经济加工精度。7.4减速器主要技术要求技术要求在减速器进行装配时，滚动轴承必须保证有一定的轴向游隙，游隙大小将影响轴承的正常工作，因此在技术要求中提出游隙的大小。游隙过大，会使滚动体受载不均，轴系窜动；游隙过小，则会妨碍轴系因发热而伸长，增加轴承阻力，严重时会将轴承卡死。在安装齿轮或蜗杆涡轮时，为了使传动副能正常运转，必须保证需要的侧隙及足够的齿面接触斑点，所以技术要求必须提出这方面的具体数值，供安装后检验用。另外需注意的几点要求如下：1.装配前所有的零件用煤油清洗，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.箱座内装HJ-50润滑油至规定高度，润滑油脂填入量不得超过轴承空隙体积的2/3。3.检查减速器割分面接触面及密封处，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.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。5.蜗杆轴角接触球轴承外端面与该轴承端盖留有0.04~0.07mm的轴向间隙。6.中间轴深沟球轴承外端面与该轴承端盖留有0.03~0.05mm的轴向间隙。7.低速轴角接触求轴承外端面与该轴承端盖留有0.04~0.07mm的轴向间隙。8.减速器装配好后应作空载试验，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%，轴承温升不得超过40℃9.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。保养及维修要求应检验所有零件的配合尺寸使其符合设计图纸的要求，并且在装配前要用煤油或汽油清洗，箱体内因清理干净，不允许有任何杂物存在，箱体内壁应涂上防侵蚀的涂料。润滑剂具有减少摩擦、降低磨损和散热冷却的作用，同时也有助于防震、防锈及冲洗杂质，对传动性能有很大影响，所以在技术要求中应表明传动件和轴承所用润滑剂的牌号、用量、补充及更换时间。在试运转过程中，减速器所有连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。轴伸密封处应涂上润滑脂。对橡胶油封应注意按图纸所示位置安装。箱体表面应涂漆，外伸轴及其零件需涂油包装严密，运输和装卸时不可倒置等。8项目经济性分析与安全性分析8.1零部件材料、工艺、精度等选择经济性以轴类零件、箱体以及轴承端盖来说明三者的关系。轴类零件：轴类零件主要采用碳素钢和合金钢以及球墨铸铁（1）碳素钢价格低，应力集中小，应用广泛。但是强度和硬度较差。（2）合金钢的强度和硬度比较高，可淬性较好。在传递大动率并要求减轻质量和提高轴颈的耐磨性时应用广泛。（3）球墨铸铁：它们的毛坯是铸造成型，容易得到理想的形状。这些材料的吸镇效果比较好。可以通过热处理方式获得良好的减磨性，对应力集中的敏感性低。方案确定：由于铸造轴的品质不宜控制，可靠性较差不选择球墨铸铁。再加上经济的原因以及应力集中因素，可选择碳素钢（45）作为轴类零件的材料。而且通过调质处理可以提高轴的强度。轴类在毛坯之后的加工一般都是以车床加工为主。但是毛坯的加工有锻造和铸造以及车制毛培三种加工方式。（4）锻造毛坯应用较多，它可以使材料内部分布均匀，不宜用于复杂零件。（5）铸造毛坯：容易得到理想的形状，成本比锻造高。但是导致内部由于铸造应力的存在。（6）车制毛坯：主要用于尺寸较小的轴。方案确定：由于该减速器的轴类零件均比较大，而且结构简单，所以采用锻造毛坯。箱体和轴承端盖：箱体和轴承端盖的材料可以选择灰铸铁，碳素钢等灰铸铁：灰铸铁材料的强度低，但是适合铸造，成本较低。碳素钢：虽然碳素钢的强度高，但是该种材料不宜铸造，适合切削加工。加工工艺可以铸造和数控铣。铸造：适合内部复杂的零件，加工精度低，适合批量生产，成本低。数控加工：加工精度高，适合单个生产，成本高。方案确定：考虑到经济因素，以及该减速器为批量生产。所以选择铸造。结论:零部件材料和工艺的选择要同步进行，不一样的材料对应不一样的工艺，同时要结合零件的形状，受力大小来选取。材料在满足强度和功能要求的前提下，尽量选择成本低的以满足产品经济性的要求。在满足使用情况的前提下材料和工艺的选择一定要选择可以降低成本的材料和工艺。对于精度，理想条件的下，轴类零件的精度越高，运转效果越好，但是精度越高，导致成本越高，而且在保证一定精度的情况下，刻意提高精度并不会带来显著的效果。所以考虑经济原因，在配合面上要严格要求精度，在非配合面上，适当选用较低精度。工艺的选择要针对不同的材料而言，工艺在满足材料的强度和功能的前提下，尽量简单方便。8.2减速器总重量估算及加工成本初算在proe中建好三维模型后，输入各零件材料属性及密度，最后估算得单个减速器的质量为M=103.46kg该减速器为大批生产，减速器的加工成本为3.1万元/每吨，可知单个减速器的加工成本为8.3安全性分析驱动力安全裕度驱动力裕度即可以承受得最大值减去实际值后占实际值的百分比，驱动力安全裕度可从电机选取值进行计算。所选电机额定功率为0.904kw,工作机实际所需功率为0.65kw。安全裕度为显然电机的驱动力给的裕度足够。轴的安全性分析见低速轴校核一节。8.4经济性与安全性综合分析对于齿轮来说：如果将齿轮的安全系数由1增大到2，则[σH]就会减小50%，而分度圆直径就会增大1.59倍。则齿轮的整体尺寸以及中心距也会增大1.59倍，箱体的中心距也会增大1.59倍。将三维模型中有关参数修改可以得到整个减速器的体积就会增大1.309倍。则成本就会增加ΔW=0.309x3207.26=991.04元对于轴来说，如果要提高轴的安全系数，则可以增大轴径，但是增加轴径之后，不仅轴的体积会增加，而且轴承端盖和轴承的尺寸也会增加，成本也会增加。由此不难得出，当安全系数增加不大时，虽然可以提高安全性。但是成本却增加了不少了，对整体方案不利，对经济性产生较大的负面影响。即在安全性和经济性在一定程度上是一种负相关的关系。所以在考虑经济因素时，为了降低成本，在满足许用安全系数时，实际安全系数应尽量小些。9设计小结早在大一的时候我就看着学长每天也是这么忙的在做课程设计，当时我就很不理解，我们专业有这么忙吗？现在我才知道了，原来我们专业是很有意思，能够让人学到很多知识。转眼间，我就大三了，拿到任务书时我是非常的兴奋，当时心里就想一定要把课程设计做好。《机械设计课程设计》主要分为四个阶段。第一阶段，设计计算阶段。这一阶段中在老师的讲解引领下，我明白了课程设计要设计什么，那一阶段该干些什么。在设计计算阶段中，我遇到了最大的一个问题就是蜗轮的传动比分配不合理。这问题直接导致了我重新分配传动比，再次仔细对减速器的各个零件的设计及选用。第二阶段，减速器装配图草图绘制阶段。在这一阶段我们主要要把之前的计算实现在图纸上，确定箱体的大小，以及各个零件该安装在箱体的那个位置上。在老师的帮助下，我也参考了书籍资料，经历千难万险多次发现错误改正错误，最终把草图绘制出来了。第三阶段，用Proe三维建模并生成二维图。由于前两个阶段我做的比较仔细所以各个零件的尺寸我很快就绘制了出来，但是由于工程制图的很多相关知识的遗忘，在绘制标准件和减速器附件时不是很顺利，要不停的去看书和查尺寸。但是经过我废寝忘食的绘制，最后这个难关也顺利迈过去了。第四阶段，减速器设计说明书的书写。在这一阶段中，由于个零件图和装配图，与我最初的设计计算有一些出入，所以很多数据又进行了再计算。但是当我把说明书在word中体现出来后，文章的排版是一个很繁琐而又复杂的难题，经过不断的修改润饰，终于有了这一篇凝聚着老师和同学心血的设计报告成稿。在这个课程设计中，它把我以前所学的独立课程（如：机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、机械制造基础、工程材料与成型技术基础、互换性与测量技术、机械设计）有机结合了起来。在这过程中我充分的体会到了，这些学科即使相对独立又是密不可分的。通过这次设计把我以前落下的和忘了的知识都补了回来。虽然在设计的工程中我有抱怨，但是我的内心还是想必须要把这个课程设计做好。在这个繁琐又复杂的设计中，我体会到了我们专业需要我们严谨的思维、精确的计算、刻苦的精神。在此设计的过程中，又把我高三的奋斗精神激发了出来，每晚熬得很晚，却觉得充实有动力。这次课程设计我学到了以前没有学到的知识，体会到了我们专业的乐趣。我想，即使经过多次修改，设计的结果肯定还是存在很多问题的，真心希望老师能够再悉心指出我的问题，以便不断改正，使设计更加完善。在与闻老师相处的过程中，闻老师细致入微地为我们纠正错误以及注意细节，在对话讲解中为我们讲解了知识，也拓宽了我们的视野。最后，诚挚感谢老师近一个多月的悉心教导！

10参考文献[1]许立忠,周玉林.机械设计.[M]北京：中国标准出版社,2009.[2]韩晓娟．机械设计课程设计指导手册.[M]北京：中国标准出版社，2008.[3]龚溎义,潘沛霖,陈秀,严国良．机械设计课程设计图册.[M]北京：高等教育出版社，2006.[4]邵晓荣,张艳．互换性与测量技术基础.[M]北京：中国标准出版社，2007.[5]贾春玉,张树存.画法几何与机械制图.[M]北京：中国标准出版社，2011.

附录三维模型爆炸图

总体装配图燕山大学《机械设计课程设计》综评项目细则成绩平时成绩(20分)出勤(10分)(A)全勤(B)缺勤不多于2次(C)缺勤不多于5次(D)缺勤5次以上的态度(10分)(A)积极(B)比较积极(C)一般(D)不积极图面成绩(50分)结构(10分)合理比较合理图面质量(40分)优良中及格不及格设计报告成绩(15分)优良中及格不及格答辩成绩(15分)优良中及格不及格总成绩答辩小组成员签字年月日目录TOC\o"1-2"\h\z\u第一章总论 11.1项目名称与承办单位 11.2研究工作的依据、内容及范围 11.3编制原则 31.4项目概况 31.5技术经济指标 51.6结论 6第二章项目背景及建设必要性