二级减速器设计报告样本

机械设计课程设计报告题目：圆锥—圆柱齿轮二级减速器学院（系）机械工程学院年级专业：13级机设2班学号：6学生姓名：王岩指引教师：闻岩目录TOC\o"1-4"\h\z\u1项目设计目的与技术规定 12传动系统方案制定与分析 13传动方案技术设计与分析 23.1电动机选取与拟定 23.1.1电动机类型和构造形式选取 23.1.2电动机容量拟定 23.1.3电动机转速选取 33.2传动装置总传动比拟定及分派 33.2.1传动装置总传动比拟定 33.2.2各级传动比分派 33.2.2.1分派方案 33.2.2.1各级传动比拟定 33.3运动和动力参数计算 44核心零部件设计与计算 44.1设计原则制定 44.2齿轮传动设计方案 54.3圆锥齿轮传动设计计算 64.3.1圆锥齿轮传动参数设计 64.3.2齿轮传动强度校核 84.4圆柱齿轮传动设计计算 94.4.1圆柱齿轮传动参数设计 94.4.2圆柱齿轮传动强度校核 124.5轴计算 134.5.1轴径初估 134.6键选取及键联接强度计算 144.6.1键联接方案选取 144.6.2键联接强度计算 154.7滚动轴承选取方案 165传动系统构造设计与总成 175.1装配图设计及部件构造选取、执行机械设计原则与规范 175.1.1装配图整体布局 175.1.2轴系构造设计与方案分析 185.1.1.1高速轴构造设计与方案分析 185.1.2.2中间轴构造设计与方案分析 195.1.2.3低速轴构造设计与方案分析 205.2零件图设计 215.3重要零部件校核与验算 235.3.1轴系构造强度校核 235.3.2滚动轴承寿命计算 286重要附件与配件选取 296.1联轴器选取 296.2润滑与密封选取 306.2.1润滑方案对比及拟定。与环保规定关系 306.2.2密封方案对比及拟定。与环保规定关系 316.3通气器 326.4油标 326.5螺栓及吊环螺钉 336.6放油孔及螺塞 337零部件精度与公差制定 337.1精度设计制定原则 337.2减速器重要构造、配合规定 347.3减速器重要技术规定 348项目经济性分析与安全性分析 358.1零部件材料、工艺、精度等选取经济性 358.2减速器总重量估算及加工成本初算 368.3安全性分析 368.4经济性与安全性综合分析 369设计小结 3710参照文献 3711三维图 38摘要带式运送机广泛应用于家电、电子、电器、机械、烟草、注塑、邮电、印刷、食品等各行各业，物件组装、检测、调试、包装及运送等环节，提高生产效率。其中传动装置是保证运送机持续可靠运转核心部件，一损俱损。带式运送机传动装置设计重要内容有：传动方案分析和拟定；选取电动机；计算传动装置运动参数和动力参数；依照接触疲劳强度及弯曲疲劳强度设计和校核齿轮零件；依照许用切应力法和许用弯曲应力法设计和校核轴；依照轴径和载荷类型选取轴承并进行寿命计算；联接件、润滑密封和联轴器选取计算；减速器箱体构造设计及其附件设计、绘制装配图和零件工作图、编写设计报告以及设计总结和答辩。本次课程设计中涉及了材料技术、加工技术、热解决技术、检测技术、三维建模技术等。熟悉和应用了计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、原则和规范等）以及使用经验数据、进行经验估算和解决数据能力等设计技能。1项目设计目的与技术规定（1）任务描述：本次设计题目为带式输送机传动装置，重要任务是依照理论知识进行传动系统制定与分析，选取电动机，传动装置传动比拟定与分派；核心零部件设计与计算；轴承、键、润滑密封、和联轴器选取计算；绘制装配图和零件工作图；进行项目经济性与安全性综合分析；最后编写设计阐明书以及设计小结和答辩。（2）技术规定：对于该带式输送机，规定运送带有效拉力F=1406N,卷筒直径D=0.28m，运送带速度V=1.37m/s。规定输送机再室内工作，大批量生产，载荷平稳，使用年限为八年一班制，一班为八个小时2传动系统方案制定与分析本次课设重要考虑二级圆柱齿轮减速器，圆锥-圆柱齿轮二级减速器，蜗轮-齿轮二级减速器和齿轮-蜗杆二级减速器四种传动方案方案（a）二级圆柱齿轮减速器：二级圆柱齿轮减速器传动比普通为8～60，分为斜齿、直齿或人字齿，构造简朴，应用广泛。但轴向尺寸较大，展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而规定轴有较大刚度，用于载荷比较平稳场,噪音较大（2）方案（b）圆锥-圆柱齿轮二级减速器：锥齿轮尺寸小，构造紧凑，传动效率高，承载能力高，噪音低，重量轻，适合恶劣环境下长期工作，但制造困难，成本较高。（3）方案（c）蜗轮-齿轮二级减速器：传动比较大，构造相对紧凑，简朴，但传动效率较低，成本高。蜗杆传动布置在高速级，有助于啮合处油膜形成，齿轮传动布置在低速级，可恰当提高效率。（4）方案（d）齿轮-蜗杆二级减速器：具备更紧凑构造，传动较平稳。但蜗杆传动布置在低速级，相对滑动速度较小，油膜形成困难。齿轮在高速级，需要齿轮精度相对较高，从而增长了制导致本，传动效率低。通过对已知条件传送带带速为1.37m/s，带轮直径为0.28m，带有拉力为1406N估算得出减速器需要传动比不是很大。因而方案（a）和方案（b）符合使用条件。但由于在室内，方案（b）较方案（a）具备更低尺寸及噪音等长处，因而最后选取方案（b）作为本次设计传动方案。3传动方案技术设计与分析3.1电动机选取与拟定3.1.1电动机类型和构造形式选取在没有特殊需求状况下，电动机普通选用Y系列三相交流异步电动机，她是国内80年代更新换代产品，具备高效，节能，噪声小，振动小，运营安全可靠特点，安装尺寸和功率符合国标（IEC），合用于无特殊规定各种机械设备，如机床，运送机，鼓风机以及农业机械，食品机械等等。对于频繁启动，制动和换向机械如起重机械，宜选用容许有较大振动和冲击，转动惯量小，过载能力大YZ和YZR系列起重用三相异步电动机。依照外壳构造形式，三相异步电动机可以分为启动式、防护式、封闭式和防爆式。启动式外壳无专门防护，灰尘等杂物容易进入电动机内部，但其散热性好合用于清洁干燥室内环境。防护式能防止各种杂物从上方进入电动机内部，合用于较清洁环境。封闭式能防止各类杂物从任何方向进入电动机内部，合用于恶劣环境。防爆式属于全封闭型，不但能防止各类杂物进入，还能防止电动机内部爆炸气体传到外面，用于易燃易爆等特殊环境。本次设计为带式输送机传动装置，驱动无特殊规定，室内工作，载荷平稳。综合考虑选取Y系列三相异步电动机。3.1.2电动机容量拟定计算运送链所需功率，P其中η1=0.99（连轴器效率）,η2=0.95（圆锥齿轮效率）,η3=0.95（圆柱齿轮效率）,η4=0。99（轴承效率）,η5=0.96（卷筒效率）则总传递效率ηa=（η1）2×(η4)4×η3×η2×η5=0.83电动机功率Pd=Pw/ηa=1.93/0.83=2.33KW分析：选取电动机时，则所选电动机容量若不大于工作规定，不能保证工作机正常工作，也许会导致电动机长期过载而过早损坏。若选额定功率过大，则电动机容量具备余量大，电动机造价过高，能力不能充分被运用，由于经常不满载运营，效率和功率因数都较低，增长电能消耗，导致很大挥霍。因此应选额定功率为3KW电动机，不但可以是容量具备一定余量以克服负载波动，启动和瞬时过载，保障了安全性，并且不会导致较大能量损耗。因而，综合考虑各方面因素，电动机额定容量为3KW最适当。3.1.3电动机转速选取卷筒轮转速n圆锥—圆柱齿轮减速器传动比应不大于12故电动机转速可选范畴nd=i×n=12×93.4=1120.8rpm符合这一范畴同步转速为1000或750r/min，且额定功率为3KW,符合规定电机有两种，重要性能如下表：电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y132S-6310009602.02.2Y132M-837507102.02.0对比可知两种型号电动机额定功率大小相似，两电动机功率和传动比都符合规定，但Y132M-8价格较高，综合考虑应选用Y132M-6型电动机。3.2传动装置总传动比拟定及分派3.2.1传动装置总传动比拟定总传动比为i=n3.2.2各级传动比分派3.2.2.1分派方案对于圆锥-圆柱减速器，圆锥齿轮传动比应为总传动比0.25倍。3.2.2.1各级传动比拟定齿轮传动比i1=0.25i=2.57则圆柱齿轮传动比i2=ii3.3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：一轴：n1=nd=960r/min二轴：n2=n1/i1=960/2.57=373.54r/min三轴：n3=n2/i2=373.54/4=93.4/min卷筒轴：n4=n3=93.4r/min2.各轴输入功率：一轴：P1=Pd×η01=2.31Kw二轴：P2=P1×η12=2.17Kw三轴：P3=P2×η23=2.08Kw四轴：P4=P3×η34==2.04Kw3.各轴输入转距：Td=9550×Pdnd=T1=9500×P1n1=T2=9550×P2n2=T3=9550×P3n3=T4=9550×P4n4=4核心零部件设计与计算4.1设计原则制定不同类件安全系数拟定：1)所有通用机械零件在初略计算时安全系数应不不大于6。此安全系数定义为所用材料极限应力与最大工作应力之比。计算最大工作应力时应考虑最大静负荷及动负荷（紧急制动、碰撞等）产生应力。2)主升降台用配重钢丝绳安全系数应不不大于7。其他用于起吊或悬挂重物钢丝绳安全系数应不不大于8。此安全系数定义为钢丝绳破断拉力与最大工作载荷之比。计算最大工作载荷时除了考虑作用于钢丝绳上工作载荷外，还应考虑加速时产生动载荷以及因设备运转、钢绳转向等产生附加载荷。3)所有用于传动滚子链、无声链和刚性链，其动载荷安全系数均应不不大于10；用于起吊或悬挂重物链，其安全系数应不不大于10。各种链安全系数定义与钢丝绳相似。4)所有用于悬吊装置附件，如钢丝绳接头（楔形接头、压制接头、合金浇注接头等）、连接扣环等应与钢丝绳规格相匹配，其安全系数应不不大于10。核心件或重要件加工工艺制定：箱体：由于箱体体积和质量较大，因此选取锻造方式，然后在机加工车间进行粗铣、镗、钻，最后在精密车间进行精铣、镗。端盖：先进行模锻，然后进行精车。齿轮：先在车间进行锻造，由于生产批量为大批量，因此采用模锻。然后在机加工车间进行粗铣、插齿、钻，然后进入热加工车间进行热加工，最后进行打磨。轴：先在车间进行锻造，中批量生产，选取模锻。然后进行机加工。最后进行磨削加工。键：采用冷拉生产出来，然后进行热加工。滚动轴承：分别进行外圈、内圈、滚动体和保持架加工，最后进行装配。（三）材料选取与工艺选取齿轮锻钢小轮调制、大轮正火模锻、车、滚、插齿轴碳素钢渗碳淬火车、磨、铣箱体灰铸铁锻造、精车端盖灰铸铁退火车、铣、钻键锻钢、铸钢拉、铣、磨4.2齿轮传动设计方案硬齿面齿轮因齿面硬度高，故承载能力也高，合用于规定尺寸小等特殊场合；软齿面齿轮齿面硬度低，故限制了承载能力，但易制造、成本低，故惯用于对尺寸和重量无严格规定场合。本次设计齿轮载荷相对较小，两种齿轮均满足规定，出于对经济性考虑，选取软齿面齿轮。由于本次设计为闭式齿轮传动，因此按齿面接触疲劳强度设计按齿根弯曲疲劳强度校核。本次设计采用了圆锥-圆柱齿轮传动，由于圆锥齿轮传动会在轴上产生轴向力。考虑到轴向力对轴寿命影响，故选用斜齿圆柱齿轮传动产生相反方向轴向力，以减轻轴向力对轴影响。4.3圆锥齿轮传动设计计算4.3.1圆锥齿轮传动参数设计（一）（1）.选取圆锥齿轮传动类型依照GB/T10085—1988推荐,采用直齿圆锥齿轮。（2）.精度级别：8级（3）材料和热解决：选锻钢，软齿面，小轮调质，大轮正火（4）则z2=iz1=64.25，取64mm则实际i’=64/25=2.56,误差为（二）初定小齿轮分度圆直径（1）拟定公式内各计算数值a.使用系数查表取KA=1.0b.动载系数预估v=3m/s，则vZ1/100=0.75m/s查图取KV=1.13c.齿向载荷分布系数:查图取:Kβ=1.03则K=KA·KV·Kα·Kβ=1.16d.材料弹性影响系数查表得ZE=189.8e.齿向区域系数查图取ZH=2.5则d.接触疲劳强度极限查图取σHlim1=550MPaσHlim2=450MPae.应力循环次数查表得接触疲劳寿命系数KHN1=1KHN2=1k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1(失效概率为1%)则故计算a计算小齿轮分度圆直径d1b.校核齿轮圆周速度c.修正载荷系数vz1/100=0.635m/s取KV’=1.12，则d.校正分度圆直径拟定重要参数计算法向模数查表取原则值mn=2.5mm得计算分度圆直径锥距：计算齿宽则取b1=26mm，b2=26mm4.3.2齿轮传动强度校核计算当量齿数查取齿形系数YFa1=2.58，YFa2=1.61查取应力集中系数YSa1=2.17，YSa2=1.83计算弯曲疲劳许用应力［σF］=KFN·σFlim/S弯曲疲劳极限应力σFlim1=450MPa，σFlim2=390MPa查取寿命系数KFN1=1KFN2=1安全系数S=1(取失效概率为1%)则［σF1］=420MPa［σF2］=390MPa计算弯曲应力因此合格4.4圆柱齿轮传动设计计算4.4.1圆柱齿轮传动参数设计（一）（1）选精度级别、材料及齿数①运送机普通工作机器，速度不高，故选用8级精度。②材料选取。软齿面，选取小齿轮材料为45钢（调质）240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为190HBS。（2）z1=20~40，取z1=25z2=z1·i=25×4=100取z2=100i’=z2/z1=4∆i（3）选用螺旋角。初选螺旋角β=10o。齿宽系数查得（二）初定小齿轮分度圆直径1.拟定公式内各计算数值a.使用系数查表取KA=1.0b.动载系数预估v=4m/s，则vZ1/100=1.0m/s查图取KV=1.08c.齿间载荷分派系数端面重叠度ε纵向重叠度总重叠度查图取d.齿向载荷分布系数查图取Kβ=1.09则K=KA·KV·Kα·Kβ=1.672.材料弹性影响系数查表得ZE=189.8a.齿向区域系数查图取ZH=2.46b.重叠度系数c.螺旋角系数则3.接触疲劳强度极限查图取σHlim1=550MPaσHlim2=450MPaa.应力循环次数查表得接触疲劳寿命系数KHN1=1KHN2=1.11b.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1(失效概率为1%)则故4.计算小齿轮分度圆直径d15.校核圆周速度a.修正载荷系数vz1/100=0.23m/s取KV’=1.03，则b.校正分度圆直径三拟定重要参数1.计算法向模数查表取原则值mn=2mm2.计算中心距圆整取a=130mm修正螺旋角将带入上述过程进行计算得计算分度圆直径计算齿宽则取b1=60mm，b2=52mm.4.4.2圆柱齿轮传动强度校核1.计算系数(1)计算重叠度系数(2)计算螺旋角系数2.计算当量齿数查取齿形系数YFa1=2.58，YFa2=2.17查取应力集中系数YSa1=1.59，YSa2=1.843.计算弯曲疲劳许用应力［σF］=KFN·σFlim/S（1）.弯曲疲劳极限应力σFlim1=450MPa，σFlim2=390MPa（2）.查取寿命系数KFN1=1KFN2=1（3）.安全系数S=1(取失效概率为1%)则［σF1］=420MPa［σF2］=390MPa（4）.计算弯曲应力故设计合理。4.5轴计算4.5.1轴径初估预计原则，参数选取及计算，轴径最小值与安全性、经济性矛盾初步估算轴径时应按切应力法定最小轴径选用轴材料为45钢（调质），依照《机械设计》P143页公式初步计算轴径Ⅰ轴上转速、功率、和转矩：轴受不大弯矩时，且因轴上有单键槽，增大轴径3%，故得：因第一根轴为悬臂设计，为使轴刚度较大，加工容易经济性好，应恰当加大最小轴径，取Ⅱ轴上转速、功率、和转矩：轴受不大弯矩时，且因轴上有单键槽，增大轴径3%，故得：第二根轴有两个齿轮，为保证可靠运转，应恰当加大轴径，又因最小轴径处安装齿轮，故定=30mmⅢ轴上转速、功率、和转矩：轴受不大弯矩时，且因轴上有单键槽，增大轴径3%，故得：第三根轴载荷最大，为保证可靠运转，应恰当加大轴径，故定=40mm4.6键选取及键联接强度计算4.6.1键联接方案选取键联接惯用于轴与轴上零件之间可拆联结。依照需要，采用不同键，不同配合方式。键为原则零件，普通分为两大类：一类是平键和半圆键，另一类是斜键。选取方案如下：方案1：平键平键连接中键侧面是工作面，靠键与键槽互相挤压传递转矩，普通平键中，圆头键牢固地卧于指状铣刀铣出键槽中；方头键惯用螺钉紧固；一端圆头一端方头键用于轴伸处。平键中尚有导键和滑键，她们都用于动联接。平键制造容易，对中性好，拆装以便，在普通状况下不影响被联接件定心，可用于承受高速、承受冲击和变载荷轴，应用广泛。方案2：半圆键 半圆键用于静联接，键侧面为工作面。它长处是工艺性好，同平键同样具备制造容易，装卸以便，不影响定心等。它缺陷是轴上键槽较深，对轴削弱较大，因此重要用于载荷较小联接，也惯用作锥形轴联接辅助装置。方案3：斜键楔键和切向键等都属于斜键，它靠键、轴、毂之间摩擦力或工作面之间挤压来传递转矩，还可以传递单向轴向力。楔键相对于平键长处是可以传递单向轴向力。斜键重要缺陷引起轴上零件与轴配合偏心，在冲击、振动或变载下容易松动，因而不适当用于规定准拟定心、高速和冲击、振动或变载联接。它应用范畴在逐渐缩小。综上，由于使用规定要能承受中档冲击、在输入轴端速度较高，应选平键或半圆键，半圆键对轴削弱大，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，因此，选取普通平键。普通平键配合分为松联接、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，用于载荷不大场合；紧密联接比上一种配合更紧，重要用于载荷较大，载荷具备冲击性，以及双向传递转矩场合。键重要尺寸是键宽b和键高h，其中键宽b为基本尺寸，b大小依照轴径而定，h大小随后拟定，键长依照轴和毂长度定。4.6.2键联接强度计算器和齿轮规定选定。所选键详细数据如下：轴轴径bhL原则输入轴d1=186635GB/T1095-d2=226628GB/T1095-中间轴d3=3310828GB/T1095-输出轴D4=3510852GB/T1095-D5=4312845GB/T1095-输出轴键校核：（1）联轴器处键校核（2）斜齿轮处键校核第一某些中求得输出轴上转矩为轴上所选键满足规定。4.7滚动轴承选取方案①深沟球轴承：重要承受径向载荷和一定双向轴向载荷，极限转速高，构造简朴，价格低廉。②调心球轴承：重要承受径向载荷和不大双向轴向载荷。轴承外圈内表面是以轴承中点为心球面，内外圈轴线容许有不大于3°相对偏转角，故能自动调心，以适应轴变形或安装误差。此类轴承合用于弯曲刚度较小轴、二轴承孔同心度较低及多支点支撑中。③圆柱滚子轴承：滚动体是圆柱滚子，内圈或外圈上有凹槽滚道，内外圈间可沿轴向作相对移动。它能承受大径向载荷，不能承受轴向载荷，合用于刚性大、对中性好支撑中。④滚针轴承：径向构造尺寸紧凑，只能承受径向载荷。对轴变形或安装误差很敏感，合用于转速较低、径向尺寸受限制场合。⑤角接触球轴承：能同步承受较大径向载荷和单向轴向载荷，接触角愈大承受轴向载荷能力也愈大。此类轴承宜成对使用，合用于旋转精度高支撑。⑥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，故同步承受径向载荷和单向轴向载荷能力比角接触球轴承大，但其极限转速低。轴承外圈可分离，安装、调节以便，宜成对使用。⑦推力球轴承：两套圈内孔直径不同，孔径小与轴配合称为紧圈，孔径大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，转速不很高支撑中。与轴承配合处轴速度：Ⅰ轴：Ⅱ轴：Ⅲ轴：该减速器中，采用锥齿轮、圆柱斜齿轮进行传动，在传动过程中，既受径向载荷，又受轴向载荷，且成对使用时可减小轴向力，故选取角接触球轴承。5传动系统构造设计与总成5.1装配图设计及部件构造选取、执行机械设计原则与规范5.1.1装配图整体布局主视图俯视图侧视图5.1.2轴系构造设计与方案分析5.1.1.1高速轴构造设计与方案分析齿轮构造形式(齿轮采用齿轮轴还是装配式构造)（可进行方案比较），轴上零件固定方案，滚动轴承轴系固定方案（规定进行方案比较）第一轴段第一轴段应符合最小轴径，因此第一轴段内径取18mm,长度L=43mm第二轴段为了满足联轴器轴向定位，有原则件密封圈因而，取直径22mm端盖厚度为10mm，从端盖到联轴器距离至少为15mm，因而，轴长取39mm第三轴段第三轴段为轴承轴段，需要考虑轴承选取。初步选取滚动轴承：因轴承同步受有径向力和轴向力，选用角接触轴承。选用端盖定位d=25mm，由于轴承规定伸出长度1-3mm，取2mm故l=13mm第四轴段规定满足两轴承间距离为锥齿轮端面到一轴承中心2倍。故：d=31mm，l=47mm第五轴段同第三轴段，d=25mm。长度需考虑轴承伸出2mm，l=13mm第六轴段与小齿轮配合，依照小齿轮尺寸，拟定d=22，l=39mm。（4）拟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。5.1.2.2中间轴构造设计与方案分析2）依照轴向定位以及各个原则件规定拟定轴各段直径和长度.第一轴段第一轴段上有轴承，因而其有关直径应和轴承相配套。初步选取滚动轴承，因轴承同步受有径向力和轴向力，选用角接触轴承轴承。故取。对轴承均采用套筒进行轴向定位。L=31mm第二轴段第二轴段为齿轮段，由于齿轮宽度为37mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，应多1.5mm;同步，该轴肩为定位轴肩，因而，取d=33mm，L=35mm第三轴段第三轴段重要作用是为两齿轮提供定位轴肩，因而，此轴段有轴向力，因此，在此，取d=37mm，L=19mm，第四轴段第四轴段规定与第二轴段同样，因而，采用齿轮轴。第五轴段第五轴段规定与第一轴段同样，因而，有d=30mm,l=31mm（4）拟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。5.1.2.3低速轴构造设计与方案分析第一轴段第一轴段和联轴器相配合，因此，其长度和直径均由联轴器拟定。由于联轴器内径为35mm，因此第一轴段内径也是35mm，L1=60mm.第二轴段为了满足联轴器轴向定位，有此轴段上有密封装置（密封装置为原则件，其内径末位为0，2，5，8），因而，取d=38mm，端盖厚度为10mm，从端盖到联轴器距离至少为15mm，在此因而，轴长l=55mm第三轴段第三轴段为轴承轴段，需要考虑轴承选取。因轴承同步受有径向力和轴向力，故选用角接触轴承轴承。故取：d=40mm，l=16mm第四段轴固定齿轮和轴承轴向位置，d=47，l=73.5.第五轴段第五轴段为齿轮轴段，由于齿轮宽度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，齿轮宽度比轴段宽度多2mm;同步，该轴肩为定位轴肩，因而，取d=43mm，l=53mm第六轴段第七轴段安装轴承，同步齿轮轴到内壁距离，有d=40mm，l=36.5mm5.2零件图设计为了表达清晰州构造尺寸选取一种主视图及两个向视图，由道教地方均为2×45°且轴与齿轮配合为基孔制过盈配合偏差为r6，与轴承处配合基孔制为过渡配合为k6轴向工作表面轴颈：1.保证配合精度—控制圆柱面形位误差——规定圆柱度或包容规定2.保证回转精度—控制两轴颈同轴度误差—规定径向圆跳动轴头：1.保证与齿轮/联轴器配合性质——应规定包容规定2.保证齿轮/联轴器啮合精度——控制相对轴颈同轴度—规定圆跳动径向工作表面：定位轴肩，为保证轴肩定位精度,控制定位轴肩端面圆跳动粗糙度选取工作表面1.轴头，精车，Ra1.62.轴颈磨，Ra0.83.定位轴肩精车或磨削时保证，Ra3.2非工作表面：粗车，Ra12.5大斜齿轮零件图设计本次设计中咱们选取精度为8及精度。在加工齿轮毛坯时应控制一下几种偏差，齿距合计总偏差Fp、单个齿距偏差fpt齿廓总偏差Fα、螺旋线总偏差Fβ、公法线长度及其极限偏差。依照使用规定齿轮公差级别可以分组，三组公差级别不同则标记为8-7-7GB/T10095.1-。粗糙度选取齿轮工作面为Ra1.6轴孔为Ra1.6与轴肩配合端面为Ra3.2平键键槽对于工作表面为Ra3.2对于非工作表面为Ra6.3其她加工表面为Ra12.5形位公差规定圆柱齿轮一定元作为测量基准是齿顶圆径向圆跳动，基准端面对轴线端面圆跳动，键槽侧面对空中心线对称度，轴孔圆柱度，低速轴上轴承透盖零件图设计对于轴承透盖厚度一定要满足规定为10mm且为了开孔处与轴不能直接接触，开孔比轴径大1mm，并且透盖与轴承座配合面对轴线进行径向圆跳动，在头盖上螺栓孔要满足一定中心度。粗糙度选取只有在与轴承座配合面保证Ra3.2以及在与螺栓配合表面保证Ra3.2即可5.3重要零部件校核与验算5.3.1轴系构造强度校核1)求大齿轮受力转矩圆周径向力轴向力2)求小齿轮受力转矩圆周径向力轴向力因此选取较大力：圆周：径向力：轴向力：2)计算轴承支反力轴系受力简图轴系水平受力简图（1）水平方向受力将所有力对作用点取距，可得：同理，对作用点取距，可得：轴系竖直受力简图（2）竖直方向受力将所有力对作用点取距，可得：将所有力对作用点取距，可得：依照计算可得水平弯矩，垂直弯矩和合成弯矩，如下图所示由图可知齿轮中间断面为危险截面，故对此端面进行校核由（表10-5）所列公式可求疲劳极限由式得由图可以看出截面应力中，弯矩M1=125711N·mm因此代入计算可得：，其中则求有效应力集中系数通过教材表10-10，表10-13及表10-14使用插值法，可得：，，，，求Ⅲ轴安全系数，依照式10-5可以得到（设无限寿命为1）：由式10-6得综合安全系数：综合上述可以得出Ⅲ轴满足使用规定。5.3.2滚动轴承寿命计算滚动轴承选取及计算（输出轴）该减速器输出轴转速为93.4r/min，又由于输出轴上齿轮为圆柱斜齿轮，因而该轴同步承受径向载荷和单向轴向载荷，因而选取极限转速高，能同步承受较大径向载荷和和单向轴向载荷角接触球轴承。现计算输出轴轴上一对轴承寿命。已知：（4）载荷平稳1、轴承型号：依照轴直径，选轴承型号为7206C，d=40mm，D=80mm，B=18mm，基本额定动载荷C=36800N，基本额定静载荷Cor=25800N，采用油润滑，极限转速为10000r/min.查表得S=0.4Fr（α=15o，e=0.4）则：2、计算单个轴承轴向载荷比较S1+Fa与S2大小由图示构造知，1轴承“放松”，2轴承“压紧”。则它们轴向力为：Fa1=S1=590.85N，Fa2=S1+Fa=1199.85N3、当量动负荷P：轴承A:（由《机械设计》P169表11-7得fp=1.0~1.2，取fp=1.1）轴承B：④因此，有2211.32N4、寿命计算：合格，选用轴承寿命要远不不大于规定寿命，此时不必换用使用寿命低轴承，虽然选用轴承远远超过了实际需要，提高了成本，但变化轴承还需要变化轴尺寸，所需成本更高，因此不必更换轴承。6重要附件与配件选取6.1联轴器选取刚性固定式联轴器：构造简朴、成本低，但对两轴对中性规定较高。没有缓冲吸震作用，只能用于载荷平稳或轻微冲击场合。刚性可移动式联轴器：应考虑补偿能力，并保持良好润滑。质量轻，惯性小，适合高速轻载、无激烈冲击两轴联接。弹性联轴器：容易得到变刚度特性，质量轻，单位体积储存变形能大，阻尼性好，无机械摩擦，不需润滑。合用于轴向窜动较大，启动频繁转向经常变化，负载启动高、低速传动。依照使用规定：载荷平稳，大批量生产，选取刚性联轴器，输出轴型号为GYS5-J1型，轴孔直径35mm，公称转矩T=400（N·m），输入轴直径18mm，电机型号为Y132S-6，输入转矩为23.18（Nm），查表无原则件，因此输入轴联轴器需自行设计，直径为18mm。6.2润滑与密封选取6.2.1润滑方案对比及拟定。与环保规定关系滚动轴承润滑普通可以依照使用润滑剂种类分为油润滑、脂润滑和固体润滑三大类。油润滑当滚动轴承在高温、高速条件下工作时,须采用机油润滑。油润滑润滑可靠、摩擦系数小、具备良好冷却和清洗作用、可用各种润滑方式以适应不同工作条件。惯用润滑油有机械油、高速机械油、汽轮机油、压缩机油、变压器油和汽缸油等。缺陷是为了保证对轴承润滑始终维持在良好状态下，采用油润滑时应定期更换润滑油,更换周期视润滑方式不同而异。需要复杂密封装置和供油设备。脂润滑脂润滑不需要特殊供油系统,具备密封装置简易、维修费用低、能防尘防水和其她杂物进入轴承以及润滑脂成本较低等长处,在低速、中速、中温运转轴承中使用很普遍。特别是近年来抗磨添加剂问世及不断发展,提高了脂润滑性能,使脂润滑得到了更广泛应用。缺陷是转速较高时摩擦损失较大。润滑脂局限性或过多，都会导致轴承工作中温升增大，故润滑脂填充量要适度，普通以不超过轴承空间1/3~1/2为宜。固体润滑如果使用油润滑和脂润滑达不到轴承所规定润滑条件,或无法满足特定工作条件时,则可以使用固体润滑剂,或设法提高轴承自身润滑性能。方案拟定减速器为普通传动装置，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）。本次设计齿轮圆周速度，故用浸油润滑。因而应当保证箱体内有足够润滑油，用以润滑和散热。第一级大齿轮浸油深度h为一种全齿高，不不大于10mm，第二级大齿轮浸油深度（R为大齿轮半径）。对于支承件（轴承）润滑，油润滑和脂润滑速度界限普通定为2m/s。经计算，高速级齿轮圆周速度不大于2m/s，因此低速级速度一定也不大于2m/s，故轴承润滑采用脂润滑。它可以减少摩擦损失，防锈和密封作用比较明显。从保护环境方面考虑，传动件油润滑有良好清洁作用，不会对环境导致污染；轴承虽用脂润滑，但其使用时间长，不必频繁更换，故也满足对环保规定。在更换润滑剂时候，要注意不要洒落出来，以免污染环境。6.2.2密封方案对比及拟定。与环保规定关系密封装置普通分为接触式和非接触式两类。非接触式密封装置此类密封装置工作时密封件不与轴或配合件直接接触，因而可用于高速运转轴承密封。惯用非接触式密封装置有如下几种类型：1）缝隙式密封这种密封形式是在轴与透盖配合面之间设有较长环型间隙，间隙愈小、轴向宽度愈长，密封效果越好。合用于环境较干净脂润滑条件。2）沟槽式密封这种密封形式是在轴承端盖透盖孔上开设若干条并列环状沟槽，沟槽内填充脂以提高密封效果，构造简朴。3）挡圈式密封挡圈与轴一起旋转，运用离心力甩去油和杂物，转速越高密封效果越好，这种密封装置既可以装在轴承内侧作为挡油装置，也可装在轴承外侧与沟槽式密封联合使用。4）甩油环式密封甩油环靠离心力将油甩掉，再通过导油槽将油导回油箱。二、接触式密封装置装置中密封件与轴或其她配合零件直接相接触，故工作中产生摩擦、磨损并使温度升高。普通合用于中、低速运转条件下轴承密封。惯用有如下几种型式：1）毡圈密封重要用于脂润滑，对干净环境下工作轴承进行密封。2）密封圈式密封构造简朴、便于安装、密封可靠。可以防止灰尘、杂物进入或防止润滑油外泄。方案拟定：本次设计中轴承为油润滑，毡封油圈密封效果较差，迷宫密封在高速条件下应用较多，本例中轴表面圆周速度不太高，迷宫密封和组合式密封都没必要采用故选取橡胶油封较好。其中，J型骨架式橡胶油封靠外圆与孔配合实现轴向固定，不需要额外轴向固定装置，而J型无骨架式橡胶油封必要进行轴向固定，并且J型无骨架式橡胶油封对轴径规定较高，故采用J型骨架式橡胶油封。J形骨架橡胶密封圈6.3通气器本次通气器咱们选用通气器--窥视镜孔盖一体式锻造通气器，其构造简朴，成本低，合用于环境清洁场合。尚有钢制通气器与窥视孔盖焊接在一起，这种构造也简朴，但成本比上面稍微高。尚有带有纱网通气器，这种构造较复杂，成本也更高。本次设计中环境为室内清洁，因而选取构造比较简朴通气器不带有纱网。又由于通气器与窥视孔盖锻造在一起加工以便，且本减速器速度不高，产程热量较少，因而选取它。6.4油标惯用油标有油标尺和圆形油标油标尺惯用是杆式油标尺，长处是构造简朴，应用较多；缺陷是油标尺易折，油尺凸台需要特殊铸成斜面。圆形油标有旋入式和压入式，长处是构造简朴，直接观测油面，以便维护；缺陷是易老化，观测窗污染。选取旋入式圆形油标。6.5螺栓及吊环螺钉依照轴承《机械设计课程设计指引手册》表4-2，表4-3可查轴承旁螺栓直径是M12，地脚螺栓是M16，第一根轴和第二根轴相应轴承盖螺栓是M8，低速级相应是M10。启盖螺钉螺纹长度要不不大于机盖联接凸缘厚度。吊耳螺钉依照《机械设计课程设计指引手册》表17-12选用M10螺钉。6.6放油孔及螺塞放油孔位置在油池最低处，所在位置减速器不与其她部件接近一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因而油孔处箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部支承面，并加封油圈以加强密封。为了能达到迅速放油地效果，选取放油螺塞规格为M16×1.5。考虑到其位于油池最底部，规定密封效果好，故密封圈选用材质为工业用石棉橡胶纸。7零部件精度与公差制定7.1精度设计制定原则（1）尺寸精度设计原则（选取公差级别原则）a.在满足使用规定前提下尽量选用较低公差级别（重要因素是在公称尺寸相似条件下，公差值越小生产成本越高。因而，在选取公差级别时，必要具备全面观点，要防止“精度越高越好”。因此在保证使用性能前提下，尽量选用较低公差级别，以减少生产成本）b.在尺寸至500mm惯用尺寸段中，当孔精度级别高于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。当孔精度级别低于IT8时，孔与轴同级。公称尺寸不不大于500mm时，推荐孔与轴均采用同级配合。（2）形位公差设计原则c.在选取形位公差值时，总原则依然是在满足使用规定前提下，尽量选取低形位公差级别，以减少生产成本。同步应兼顾：（a）尺寸公差、形位公差、表面粗糙度之间虽然没有一种拟定比例关系，但普通状况下应注意它们之间协调，即尺寸公差值>位置公差值>形状公差值>粗糙度数值。（b）对于构造复杂，刚性较差或不易加工与测量零件（如细长轴和孔，距离较大孔等），可减少级别1-2级。7.2减速器重要构造、配合规定（1）在减速器中，齿轮与轴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。选取H7/r6（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，因此，轴颈公差带要比普通紧，选取k6，事实上是过盈配合。外圈与机座孔配合采用基轴制，机座孔用H7。（3）端盖与机座孔之间用f9。（4）联轴器配合与齿轮相似H7/r6（5）键在选取时候就拟定因而选取与键槽左右平面配合是为h9，但是与键槽上下平面配合为h11.但是与轴毂连接均为紧密连接因而选取毂槽P9（6）滚动轴承形位公差-圆柱度单位为μm内径为45为6，内径为30为5.，（7）其他形位公差值均可按7级查《机械设计指引书》P229~232页表在本次设计中如果精度规定更高那么加工成本会急剧升高。因而咱们在满足规定状况下选取较低精度级别那么成本就减少了诸多，更高精度规定在本设计中不需要。如将齿轮从8级精度上升到6及精度那么她加工成本高得多。7.3减速器重要技术规定（一）、对装配前零件规定

1.滚动轴承用汽油清洗，其她零件用煤油清洗。所有零件和箱体内不许有任何杂质存在。箱体内壁和齿轮（蜗轮）等未加工表面先后涂两次不被机油侵蚀耐油漆，箱体外表表面涂底漆和颜色油漆（按主机规定配色）。

2.零件配合平面洗净后涂以润滑油

（二）、安装和调节规定

1.滚动轴承安装

滚动轴承安装时轴承内圈应紧贴轴肩，规定缝隙不得通过0.05mm厚塞尺。

2.轴承轴向游隙

对游隙不可调节轴承（如深沟球轴承），其轴向游隙为0.25~0.4mm；对游隙可调节轴承轴向游隙数值见表。点击查看圆锥滚子轴承轴向游隙；角接触球轴承轴向游隙

3.齿轮啮合齿侧间隙

可用塞尺或压铅法。即将铅丝放在齿槽上，然后转动齿轮而压扁铅丝，测量齿侧被压扁铅丝厚度之和即为齿侧大小。

4.齿面接触斑点圆柱齿轮齿面接触斑点2-10-4；圆锥齿轮齿面接触斑点2-11-4；蜗杆传动接触斑点2-12-4

(三)、密封规定

1.箱体剖分面之间不容许填任何垫片，但可以涂密封胶或水玻璃以保证密封；

2.装配时，在拧紧箱体螺栓前，应使用0.05mm塞尺检查箱盖和箱座结合面之间密封性；

3.轴伸密封处应涂以润滑脂。各密封装置应严格按规定安装

(四)、润滑规定

1.合理拟定润滑油和润滑脂类型和牌号

2.轴承脂润滑时，润滑脂填充量普通为可加脂空间1/2~2/3。

3.润滑油应定期更换，新减速器第一次使用时，运转7~14天后换油，后来可以依照状况每隔3~6个月换一次油。

(五)、实验规定

1.空载运转：在额定转速下正、反运转1~2小时；

2.负荷实验：在额定转速、额定负荷下运转，至油温平衡为止。对齿轮减速器，规定油池温升不超过35oC,轴承温升不超过40oC；对蜗杆减速器，规定油池温升不超过60oC,轴承温升不超过50oC；

3.所有实验过程中，规定运转平稳，噪声小，联接固定处不松动，各密封、结合处不松动

（六）、包装和运送规定

1.外伸轴及其附件应涂油包装；

2.搬运、起吊时不得使用吊环螺钉及吊耳以上技术规定不一定所有列出，有时还需另增项目，重要由设计详细规定而定。（七）、技术规定

1.装配前，所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，不许有任何杂物存在。内壁涂上不被机油腐蚀涂料两次；

2.啮合侧隙用铅丝检查不不大于0.16mm，铅丝不得不不大于最小侧隙4倍；

3.用涂色法检查斑点。按齿高接触点不不大于40%；按齿长接触斑点不不大于50%。必要时可用研磨或刮后研磨以便改进接触状况；

4.应调节轴承轴向间隙：φ40为0.05--0.1mm,φ55为0.08--0.15mm;

5.检查减速器剖分面、各接触面及密封处，均不许漏油。剖分面容许涂以密封油漆或水玻璃，不容许使用