机械设计课程设计-带式输送机传动装置二级蜗杆齿轮减速器设计.doc

燕 山 大 学机 械 设 计 课 程 设 计 报 告题目： 带式输送机传动装置二级蜗杆齿轮减速器 全套图纸加扣3012250582 学 院： 机械工程学院 年级专业： 2013级机电控制 学 号： 学生姓名： 指导教师： 目录1 项目设计目标与技术要求41.1任务描述41.1.2 传动装置简图41.1.3 工作计划及工作量41.2技术要求41.2.1 原始数据及要求41.2.2 工作条件41.2.3完成期限 ： 2016-01-1542传动系统方案制定与分析42.1 传动类型选择的一般原则42.2 传动机构的布置原则52.3不同传动形式的传动特点52.4不同类型减速器的特点53 传动方案的技术设计与分析63.1 电动机选择与确定63.1.1 电动机类型和结构形式选择63.1.2 电动机容量确定63.1.3 电动机转速选择73.2 传动装置总传动比确定及分配73.2.2 各级传动比分配84 关键零部件的设计与计算94.1.1箱体的材料选择和工艺选择94.1.2齿轮的材料选择和工艺选择94.1.3 蜗轮蜗杆的材料选择和工艺选择104.2齿轮传动设计方案104.2.1 齿轮齿面选择104.2.2计算及校核原则104.3 第一级蜗杆传动设计计算104.3.1选择蜗杆的传动类型104.3.2 蜗杆头数104.3.3第一级传动参数设计（按齿面接触疲劳强度进行计算）114.3.4 蜗杆传动强度校核（按齿根弯曲疲劳强度校核）134.3.5.热平衡计算134.4齿轮传动设计计算144.4.1齿轮传动参数设计初定144.4.2按齿面接触疲劳强度设计齿轮144.4.3确定主要参数164.4.4校核齿根弯曲疲劳强度174.5 轴的初算184.5.1 轴的计算原则184.5.2轴的参数选择及计算194.5.3 轴的安全性、经济性分析194.6 键的选择及键联接的强度计算194.6.1 键联接方案选择194.6.2 键联接的强度计算（输出轴为例）204.7 滚动轴承选择及轴的支承方式214.7.1滚动轴承的选择215 传动系统结构设计与总成225.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范225.1.1装配图整体布局225.1.2 轴系结构设计与方案分析235.2零件图设计265.3 主要零部件的校核与验算275.3.1 轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核)275.3.2 滚动轴承的寿命计算316主要附件与配件的选择326.1联轴器选择326.2 润滑与密封的选择336.2.1 润滑方案336.2.2 密封方案346.3 通气器356.4 油标366.5 螺栓及吊环螺钉366.6油塞386.7窥视孔盖386.8定位销39397 零部件精度与公差的制定397.1 精度设计制定原则397.2 减速器主要结构、配合要求407.3 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418.3安全性分析428.4 经济性与安全性综合分析439.三维图展示4310. 设计小结4411. 参考文献452燕山大学课程设计报告摘要根据任务说明书要求，针对工作机所需工作条件，设计减速器用以满足使用需求。根据工作要求选定电动机类型、结构以及工作转速和额定功率，确定电动机型号。依据机械原理课程所学习的知识，合理设计传动方案，分析选定最适宜的方案并设计传动零件。在多种传动方案的对比中选用蜗杆-齿轮减速器，满足经济性，实用性，工艺性等多方面的要求。根据所设计减速器中的结构来设计所需要的齿轮结构及轴结构，通过对所使用材料的受力强度分析，按照齿轮齿面接触疲劳强度计算得到齿轮直径，确定齿轮传动中心距：高速级齿轮传动中心距为100mm，低速级齿轮传动中心距为180mm。校核传动轴尺寸，低速轴最小轴颈为40mm，高速轴最小轴颈18mm，确定满足使用要求。在传功轴确定的条件下设计箱体结构并选用各个配合标准件型号。合理布置减速器结构，以满足工作要求。除了对尺寸型号的设计外，为了满足经济性的要求，分析计算材料的各项性能指标，选择满足要求的材料并通过零件精度要求确定加工工艺，在符合使用需求的条件下降低制造成本。所完成的主要工作包括齿轮传动件的设计计算及校核，轴强度校核，绘制装配图及主要零件图，编写课程设计说明书等。关键字：经济性 实用性 工艺性1 项目设计目标与技术要求1.1任务描述1.1.1 设计题目;该项目设计为带式输送机减速器结构设计1.1.2 传动装置简图1.1.3 工作计划及工作量 1）传动方案及总体设计计算 2天 2）装配草图 8天 3）装配图抄正 5天 4）零件提 2天 5）编写说明书 2天 6）答辩 1天 1.2技术要求1.2.1 原始数据及要求 F=2186N D=0.30m V=0.32m/s1.2.2 工作条件 使用地点 ： 室外 生产批量 ： 小批 载荷性质 ： 微振 使用年限 ： 五年一班1.2.3完成期限 ： 2016-01-152传动系统方案制定与分析 2.1 传动类型选择的一般原则 1） 小功率传动，宜选用结构简单、价格便宜、标准化程度高的传动机构，以降低制造成本。 2） 大功率传动，应优先选用功率高的传动机构，如齿轮传动，以降低能耗。 3） 工作中可能出现过载或载荷变化较大、换向频繁的工作机，应选用具有过载保护作用和缓冲吸振能力的传动机构，如带传动。但在易燃、易爆场合不能选用摩擦传动，以防止静电引起火灾。 4） 工作温度较高、潮湿、多尘场合，以选用链传动、封闭齿轮传动或蜗杆传动。 5）要求传动比准确时易选用齿轮传动或蜗杆传动。2.2 传动机构的布置原则 1） 带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，易布置在高速级。 2） 链传动运转不均匀，有冲击，易布置在低速级。 3） 蜗杆传动平稳，但效率低，适用于中、小功率间歇运转的场合。当与齿轮传动同时使用时若要求减速机结构紧凑，可布置在低速；若要求提高承载能力和传动效率可布置在高速级。 4) 圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，所以只有在需改变轴的方向时采用，并尽量放在高速级。 5） 斜齿轮传动的平稳性较直齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。 6） 开式齿轮传动的工作环境较差，润滑不良，摩擦较严重，应布置在低速级。2.3不同传动形式的传动特点 传动形式传动特点带传动优点：结构简单、传动平稳、造价低廉、不需润滑、缓冲吸振缺点：带传动具有不可避免的弹性打滑现象，会降低传动效率，增加带的磨损，使传动比不稳定链传动优点：无滑动，可以得到较准确的传动比，传动效率高，不需要很大的张紧力，可适用于恶劣的环境。缺点：瞬时速度不均匀，传动平稳性较差，有噪声齿轮传动优点：传动比恒定不变，适用于载荷和速度范围广，结构紧凑，效率高。缺点：对制造和安装精度要求较高，成本较高，不适合轴间距较大传动。蜗杆传动优点：结构紧凑，传动平稳，无噪声，可以得到很大传动比。缺点：在制造精度和传动比相同的条件下，蜗杆传动的效率比齿轮传动低，同时蜗轮一般需要昂贵的减磨材料，成本较高。2.4不同类型减速器的特点 1）展开式二级圆柱齿轮减速器传动特点 优点 ：结构简单紧凑，传动效率高，能保证传动比恒定不变，适用的载荷和速度范围很广。 缺点 ：齿轮相对于轴承不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。 2）同轴式二级圆柱齿轮减速器传动特点 优点 ：横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。 缺点 ：轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。 3）二级圆锥-圆柱齿轮减速器传动特点 优点 ：可以改变力矩方向，体积小、重量轻。 缺点 ：制造精度较低，加工复杂，工作时振动和噪声较圆柱齿轮大，圆周速度不宜太高。 4）二级蜗杆-圆柱齿轮减速器传动特点 优点 ：传动比大，可以反向自锁，可以改变力矩方向，结构紧凑，工作平稳，无噪声。 缺点 ：在制造精度传动比相同的情况下，蜗杆传动的效率比齿轮传动低，同时蜗轮一般需用昂贵的减摩材料，增加了成本。2.4 蜗杆齿轮减速器的选择 蜗杆齿轮与其他类型的减速器相比较，具有传动比大，可以垂直改变力矩方向的明显优点，但蜗轮材料较昂贵，成本较高。3 传动方案的技术设计与分析传动系统的总体参数、运动和动力参数计算与确定。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3.1.1 电动机类型和结构形式选择 1）Y系列（IP23）三厢异步电动机的特点和用途 该系列为一般用途防护式笼型电动机。符合国际防护等级要求。能防止手指触及机壳内带电体转动部分；防止直径大于12mm的小固体异物进入，并防止沿垂直线成60角或小于60角的淋水对电机的影响。该系列电动机具有效率高、起动性能好、噪音低、体积小、重量轻等优点。适于驱动武特殊要求的机械设备，如水泵、鼓风机、金属切削机床及运输机械等。电动机防护等级为IP232） Y系列（IP44）三相异步电动机的特点及用途 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、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动机内部；具有与Y系列（IP23）相同的用途外，还能适用于灰尘多，水土飞溅的场所，如球磨机，碾米机，磨粉机，脱谷机级其他农业机械、食品机械、矿山机械等。其防护等级为IP44 3）YEJ系列电磁制动三相异步电动机的特点及用途 该系列电动机是全封闭自扇冷式鼠笼式带有直流圆盘式电磁制动器的三相异步电动机。是Y系列（IP44）电机的派生产品。它适用于快速停止准确定位的传动机构或装置上。如主轴转动或辅助传动，具有制动快，定位准确的优点。冷却方式为ICO141 电动机类型选择：由于该设计中电动机用于带式传动机传动装置，工作环境为室外，应考虑灰尘、水土等杂物干扰，且所需要的功率也在Y系列（IP44）三相异步电动机的额定范围之内。故选择Y系列（IP44）三相异步电动机。3.1.2 电动机容量确定电动机的输入功率其中，PI输出功率 查机械设计课程设计指导手册（P88 表12-10）得查机械设计课程设计指导手册 （P119表14-4）3.1.3 电动机转速选择蜗杆-圆柱齿轮减速器传动比合理范围为6090得查机械设计课程设计指导手册 （P119 表14-4） 同步转速 1500r/min 符合设计要求 再综合考虑使用所需功率、价格、尺寸等因素，故选电机型号Y90S-4，电机性能主 要参数额如下：电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y90L-41.1 150014002.02.0 3.2 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 其中i1为蜗轮蜗杆传动比 i2为圆柱齿轮传动比 3.2.2 各级传动比分配3.2.2.1 分配方案原则1） 各级传动比都应该在合理的范围之内，以符合各级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，尽量使各级齿轮浸油深度合理。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 查机械设计课程设计指导手册 （P13） i2 =（0.040.07）i总=（0.040.07）68.7=2.7484.809 取i2=3.5 得i2= 动力学计算1） 计算各轴转速 n1=n电 =1400 r / min n2=n1 / i1=1400 / 19.63=71.32 r / minn4=n3=n2 / i2=71.32/3.5=20.38 r / min2） 计算各轴输入功率 P1=Pd01= Pd1= 997.890.99=987.91W P2=P112= P113=987.910.990.8=782.43W P3=P223= P214=782.430.990.97=751.37W P4=P323= P321=751.370.990.99=736.42W P输出=P415=736.370.990.96=699.89W 3）计算各轴输入转矩T电=9550Pd10-3/n电=9550997.8910-3/1400=6.81Nm T1=9550P110-3/n1 =9550987.91/1400= 6.74Nm T2=9550P210-3/n2=9550782.43/71.32=104.77Nm T3=9550P310-3/n3= 9550751.3710-3/20.38=352.09Nm T4=9550P310-3/n4= 9550736.4210-3/20.38=345.08 Nm 运动和动力参数整理如下：轴号功率P/w转矩T/（Nm）转速n/(rmin)传动比i效率电机轴997.896.8114001.000.991轴987.916.74140019.630.7922轴782.43104.7771.323.50.963轴751.37352.0920.381.000.98卷筒轴736.42345.08 20.384 关键零部件的设计与计算4.1.1箱体的材料选择和工艺选择 减速器箱体是用于支撑和固定轴系零件，保证传动件的啮合精度，良好的润滑及密封的重要部件，因而应具有足够的强度、刚度以及合理的结构，它的重量 约占减速器总重量的50%。箱体材料通常多用灰铸铁，灰铸铁具有良好的吸振性、容易切削且承载能力好。铸造箱体较易获得合理和复杂的结构形状，刚度好，易进行切削加工。故该减速器箱体选择HT200铸造。在箱体的加工工艺中，该箱体采用剖分式铸造，剖分面在蜗轮蜗杆的中心线所在水平面内。箱体应加加强筋以提高整体刚度。1） 对铸造工艺的要求在设计铸造箱体时，应考虑铸造工艺的特点，力求形状简单，厚度均匀，过渡平缓，金属不要局部积累。考虑到液态金属流动的畅通性，铸造的壁厚不应太薄。为了避免应冷却不均而造成的内应力裂纹或缩孔，箱体各部分壁厚应均匀。当较厚部分过渡到较薄部分时，应采用平缓的过渡结构。为了避免金属积累，不宜采用形成肋角的倾斜筋。为了便于拔模，铸件应有1：20的拔模斜度。铸件详细尺寸见机械设计课程设计指导手册（P47表7-1） 2）机械加工的要求设计结构形状时，应尽量减少机械加工面积，以提高劳动生产率，并减少刀具磨损。为了保证加工精度并缩短加工工时，应尽量减小在机械加工时工件和刀具的调整次数。箱体的任何一处加工面和非加工面必须严格分开。与螺栓头部或螺母接触的支撑面，应进行机械加工。4.1.2齿轮的材料选择和工艺选择1） 齿轮的材料选择 在对于尺寸和重量无严格要求的场合，一般选择软齿面齿轮，材料定为45钢，在啮合过程中，小齿轮的轮齿啮合次数比大齿轮多，故为了使大小齿轮的寿命接近，小齿轮一般比大齿轮硬度高出30-50HBS.因此选择小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度取240HBS，大齿轮材料为45钢，正火，硬度取190HBS。见机械设计（P76表6-3）2)齿轮的工艺选择 该减速器为小批量生产且da500故采用自由锻。,齿轮与轴分开制造。因为软齿面，调质或正火后切齿。4.1.3 蜗轮蜗杆的材料选择和工艺选择1） 蜗杆的材料选择和工艺选择 蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，调质处理， 2）蜗轮的材料选择和工艺选择 蜗轮尺寸较大，采用组合式结构。轮缘用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属型铸造。轮芯用45钢制造。 4.1.4轴的材料选择和工艺选择 该减速器为一般减速器，故轴选择45钢，正火热处理。 4.2齿轮传动设计方案4.2.1 齿轮齿面选择在对于尺寸和重量无严格要求的场合，一般选择软齿面齿轮 软硬齿面加工工艺常用材料软齿面齿轮这类齿轮多经调质或正火后切齿，切齿精度一般为8级，精切可达7级45、40Cr、38SiMnMo、35CrMo硬齿面齿轮切齿后经热处理（整体淬火、表面淬火、渗碳淬火，渗氮，液体碳氮共渗）再磨齿。20CrMnTi、20CrMnMo、38SiMnMo、38CrMoAlA 4.2.2计算及校核原则目前在设计一般条件下使用的闭式齿轮传动时，通常是保证齿面解除疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的两种计算准则进行计算。对大功率的高速齿轮传动还要按保证齿面的胶合承载能力的计算准则计算。开式齿轮传动主要失效形式是齿面磨损，往往在轮齿磨薄后折断。该减速器内轮齿材料硬度较低，所以按齿面接触疲劳强度计算，齿根接触疲劳强度校核。4.3 第一级蜗杆传动设计计算 由运动和动力参数表得： P2=987.91W T2=6740Nmm n=1400rmin i=19.63 Lh=12000h 4.3.1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)。 旋向定为左旋，精度取8级精度 查机械设计（P103表103 表7-1）4.3.2 蜗杆头数 由传动比和头数的对应关系 取Z1=2 查机械设计（P103）4.3.3第一级传动参数设计（按齿面接触疲劳强度进行计算） 4.3.3.1确定基本参数 m q d 计算公式 1）蜗轮转矩T2 2）确定载荷：K=KAKKV 查机械设计（P109） 载荷平稳 KA=1.0 K=1.0 Kv=1.05 则 3）弹性系数ZE 查机械设计（P110表7-7） 得ZE=155.0 4）蜗轮 齿数Z2 取 Z2 =40 5）许用接触应力 查机械设计（P111表7-9） = 应力循环次数 则 6)计算m3q m3q9.261.05105840()2=751 查机械设计（P106 表7-4）取 m=4，d1=50mm，q=12.5 7）蜗杆导程角 4.3.3.2蜗杆与蜗轮几何尺寸设计 1）中心距a 2) 蜗轮分度圆直径d2 3) 蜗轮齿宽b 取b=33mm 4)蜗轮齿宽角 取b=40mm故最终确定齿宽b=40 , 齿宽角=106.3 5）校核蜗轮圆周速度v2、滑动速度VS KV不变 6）复核m3q 4.3.4 蜗杆传动强度校核（按齿根弯曲疲劳强度校核） 校核齿根弯曲疲劳强度公式 1）齿形系数YF zv=z2/cos3=41.55 查机械设计（P110表7-8）可得齿形系数YF=1.74 2）螺旋角系数Y Y=1-/140O=1-9.09/140=0.94 3）许用弯曲应力 查机械设计（P111 表7-9） 由 得 弯曲应力 满足弯曲强度。 4.3.5.热平衡计算 其中t0=20 P1=0.98791Kw工作环境为室外，则取 Kd=17W/（m2）箱体面积 啮合效率 查机械设计（P112表7-10） 得=1.416 得 取 则工作油温为 满足温度要求。4.4齿轮传动设计计算 4.4.1齿轮传动参数设计初定 由运动和动力参数表得： P2=782.43W T2=104.71（Nm） n=71.32(rmin) i=3.5 1）齿轮齿数：初取选小齿轮齿数z1=22（z1=20-40) 机械设计（P93） 大齿轮齿z2=223.5=77 i=05% 2) 螺旋角 螺旋角一般为8- 25 ，初选=10机械设计（P91） 3）齿宽系数 由于两支承相对小齿轮作不对成称布置， 软齿面 0.7-1.15 取 1.0 4）精度等级 取8级精度，见机械设计课程设计指导手册（P241表20-2） 5）齿轮旋向 为减小轴的轴向力大小。蜗轮轴向力应与小齿轮轴向力相反，故小齿轮为左旋， 大齿轮为右旋。 4.4.2按齿面接触疲劳强度设计齿轮 4.4.2.1初定小齿轮分度圆直径 =3.5 确定公式内各计算数值 1） KA-使用系数 查机械设计（表6-4） 由于运输机的工作机和原动机都运输平稳，取KA=1.0 KV -动载系数 预估圆周速度v=1m/s，则vZ1/100=0.22m/s 查机械设计图6-11a得 KV=1.04 齿间载荷分配系数 端面重合度 =1.67 轴向重合度 =1.23 总重合度 查机械设计图6-13取 齿向载荷分布系数 查机械设计图6-17取 K=109 则K=KAKVKK=11.041.331.08=1.51 2）弹性系数 查机械设计表6-5得 ZE=189.8 区域系数 查机械设计图6-19取 ZH=2.46 重合度系数 螺旋角系数 则 3）.计算接触疲劳许用应力 a.接触疲劳强度极限 查机械设计图6-27 取Hlim1=550MPa（530-630） Hlim2=450MPa（380-430） b.安全系数SH 按作齿轮材料疲劳极限试验所取定的失效概率计算齿轮疲劳强度时，取SH=1 c. 计算应力循环次数 N1=60 n1jLh=6071.32（53008）=5.14107次 N2=1.47107 次 d.KHN：接触疲劳寿命系数 查机械设计图6-25得 KHN1=1.05 KHN2=1.1 故 4）计算小齿轮分度圆直径 5）校核圆周速度 6）修正载荷系数 Vz1/100=0.05 取，则校正分度圆直径 4.4.3确定主要参数 1)法向模数 mm查机械设计表6-1 取标准值mn=3.0mm 2）计算中心距 圆整取 a=155mm 3）螺旋角确定 4）计算分度圆直径 5）计算齿轮宽度 圆整取 b2=70mm ， b1=b2+5=75mm4.4.4校核齿根弯曲疲劳强度 4.4.4.1 系数确定 1）重合度系数 2）螺旋角系数 = 3）当量齿数 4）齿形系数 查机械设计图6-21 得 ， 5）应力修正系数 查机械设计图6-22 得 ， 6）弯曲疲劳极限应力及寿命系数 查机械设计图6-28得 =360580MPa 取=420 MPa =340470MPa 取=390MPa N1=5.14107 N2=1.47107 查机械设计图6-26得 7）弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 得 F1=KFN1Flim1=420 MPa F2=KFN2Flim2=390 MPa 8）弯曲应力 ： 得 齿轮设计合理4.5 轴的初算估计原则，参数选择及计算，轴径最小值与安全性、经济性的矛盾4.5.1 轴的计算原则 1）许用切应力计算 a.计算方法：按许用切应力计算只需知道转矩的大小，方法简便，但计算精度较低。 b.使用情况：传递以转矩为主的传动轴； 初步估算轴径以进行结构设计； 不重要的轴弯矩等影响可在计算中降低许用应力。 2）许用弯曲应力计算 a.计算方法：必须已知作用力的大小和作用点的位置，轴承跨距，各段轴径等参数。为此，常先按转矩估算轴径并进行轴的结构设计后，即可绘成轴的弯扭合成图。然后计算危险截面的最大弯曲应力。 b.使用情况：主要用于重要的，弯扭复合的轴，计算精度中等。 3）安全系数校核计算 a.计算方法：安全系数校核计算也要在结构设计后进行，不仅要定出轴的各段轴的直径，而且要定出过度圆角，过盈配合，表面粗糙度等细节。 b.使用情况：主要用于重要的传动轴或工作轴，计算精度较高。但计算较复杂，且常要有足够的资料才能进行。安全系数校核计算能判断各危险截面的安全程度，从而改善各薄弱环节，有利于提高轴的疲劳程度。轴的材料选用的45钢，当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d。4.5.2轴的参数选择及计算计算公式为： 查机械设计表10-2，该减速器轴的材料为45钢，取C=118，则有 考虑到轴上有单键连接，轴径需加强3%，并且1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配及d3必须和联轴器空相匹配，所以初定d1=28mm，d3=30mm，取d2 =40mm。4.5.3 轴的安全性、经济性分析 轴径选取的较小时，虽然较便宜，成本较低，但会影响轴的强度，安全性下降；而当轴径选取的较大时，虽然强度较好，安全性较好，但是生产成本较高，经济性下降。该减速器应保证安全性能和使用性能的前提下，采用较小尺寸传动，减小生产成本。4.6 键的选择及键联接的强度计算4.6.1 键联接方案选择对比分析常用键联接，确定键联接形式及尺寸选择依据1） 不同键联接类型特点及应用不同键联接类型特点及应用表键联接类型键的类型特点应用平键联接普通平键A型在槽中固定良好，但轴上槽引起的应力集中较大靠侧面传递转矩应用最广，也适用于高精度、高速或承受变载、冲击的场合B型轴的应力集中小C型用于轴端导向平键键和轮毂为动配合，轴上零件能做轴向移动用于轴上零件轴向移动量不大的场合滑键键固定在轮毂上，轴用于轴上零件轴向移动量不大的场合半圆键联接半圆键键在轴槽中能绕槽底圆弧曲率中心摆动，装配方便靠侧面传递转矩一般用于轻载，适用于轴的锥形端部楔键联接普通楔键能轴向固定零件和传递单方向的轴向力键的工作表面为上下两面用于精度要求不高、转速低时传递较大的、双向的或有振动的转矩2） 键联接形式及尺寸选择依据 a.键联接形式。该减速器的工作环境为室外微振，在各级传动时，联接处要求一定的定心性，且普通平键具有靠侧面传递转矩。应用最广，对中良好，结构简单、装拆方便的特点，所以选择普通平键进行联接。 b.尺寸选择依据：键的截面尺寸通常根据轴径d按标准选择，键的长度由轮毂的长度决定，一般情况下，键槽距离该轴段装入端1-3mm,距离非装入端3-5mm,且符合长度系列值 查机械设计课程设计知道手册（P191 表17-30）c.键材料的选择：键的主要失效形式为压溃和磨损，所以材料要有足够的强度。，根据标准规定，键用强度极限不低于600MPa的钢材制造，考虑键的经济性、互换性等因素，查机械设计课程设计指导手册P105，根据键所在轴段直径选择如下表。 轴键位置轴直径轴段长度键类型键材料1轴联接输入联轴器2844mm键 832Q255A2轴联接蜗轮3348mm键 1040Q255A联接小齿轮3373mm键 1063Q255A3轴联接大齿轮4868mm键 1463Q255A联接输出联轴器4060mm键 1250Q255A4.6.2 键联接的强度计算（输出轴为例） 该减速器键联接为静联接，查机械设计，有 输出轴与大齿轮联接键为 键1463 ，与联轴器联接键为 键1250 校核 键1463 校核 键1250 校核通过，键安全 4.7 滚动轴承选择及轴的支承方式 4.7.1滚动轴承的选择 1）常用滚动轴承的特点和应用范围 a.深沟球轴承：承受径向载荷和一定双向轴向载荷，极限转速高，结构简单，价格低廉 b.调心球轴承：承受径向载荷和不大的双向轴向载荷。适用于弯曲刚度较小的轴、两轴承孔同心度较低及多支点的支承中 c.圆柱滚子轴承：承受较大的径向力不能承受轴向载荷。适用刚度大、对中性好的支承中。 d.角接触球轴承：同时承受较大径向和单向轴向轴向载荷，接触角越大承受轴向载荷能力也越大。适用于旋转精度高的支承中，宜成对使用。 e.圆锥滚子轴承：同时承受径向载荷和单向轴向载荷。极限转速低，轴承外圈可分离、安装、调整方便，易成对使用。 f.推力球轴承：承受单向载荷。适用于轴向载荷大，转速不很高的轴承中。 2）轴的支承方式特点 a.两端固定支承:适用于工作温度变化不大的短轴 b.固定游动支承:能补偿轴因热变形及制造安装误差引起的长度变化，适用于各种工作条件，如工作温度较高的蜗杆轴 c.两端游动支承:常用于轴向位置已由其他零件限定的场合，如人字齿轮传动支承中 3）轴的支承方式及轴承选择 a.输入轴（蜗杆轴）： 支承方式蜗杆传动的工作特点是滑动速度大，在啮合传动时温度比较高，蜗杆轴采用固定游动支承，这种固定方式能补偿轴因热变形及制造安装误差引起的长度变化。轴承选择：固定端：考虑到固定端的轴向定位精度以及轴受轴向和径向载荷，相同公称直径的同类型轴承，外廓尺寸大则承载能力高。所以选用一对角接触球轴承。为减小刀具的使用，降低加工成本，固定端轴承座孔与游动端轴承座孔应内径相等。又因轴的固定端与游动端轴的直径相同，但固定端轴承座孔中安装有套杯，所以固定端的轴承外径应较游动端小于一个轴承套杯壁厚。再根据轴段直径，查机械零件设计手册P399表8-28，选择轴承型号为7007C，轴径d=35mm，D=62mm，B=14mm，基本额定动载荷 Cr=19.5kN，基本额定静载荷 C0r=14.2kN。游动端：几乎所有不需要调整的轴承，均可作游动轴承，如深沟球轴承或者调心滚子轴承。考虑到经济性以及轴受一定轴向力和径向力，游动端选择深沟球轴承，查机械设计课程设计指导手册P135表16-1，选择轴承型号为6307，轴径d=35mm，D=80mm，B=21mm，基本额定动载荷 Cr=33.4kN，基本额定静载荷 C0r=19.2kN。b.中间轴 轴受径向和轴向载荷联合作用，采用角接触球轴承组成的两端固定的支承。安装型式：工作零件位于两轴之间时，正安装刚度好。查机械设计课程设计指导手册P138表16-2，选择轴承型号为7206C，轴径d=30mm，D=62mm，B=16mm，基本额定动载荷 Cr=23kN，基本额定静载荷 C0r=15kN。c.输出轴 轴受径向和轴向载荷联合作用，采用角接触球轴承组成的两端固定的支承。查机械设计课程设计指导手册P138表16-2，选择轴承型号为7209C，轴径d=45mm，D=85mm，B=19mm，基本额定动载荷 Cr=38.5kN，基本额定静载荷 C0r=28.5kN。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 为加强真实感，选择1：1比例尺，按照标准选择正视图、侧视图、俯视图。右下角写明细表和标题栏，技术要求写在明细表左侧。初步估计减速器的外部轮廓，是装配图两边空隙尽量相同。5.1.2 轴系结构设计与方案分析 查机械设计课程设计指导手册P19知，蜗杆分度圆圆周速度时，一 般将蜗杆下置，时，将其上置。蜗杆分度圆的圆周速度所以采用将蜗杆下置的布置。5.1.2.1 高速轴结构设计与方案分析 1)由上述的计算与分析可知d1=28mm查机械设计指导手册133页选取HL2型联轴器Z型接口L1=44mm，考虑2）计算d2、L2 该段轴起定位作用，比d1大3-8mm,且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取d2=30mm，l2需伸出端盖1520mm，由作图决定，作图后的l2=34mm，考虑上一段轴径大小等因素，过渡圆角半径r=1mm。3）计算d3、L3 考虑非定位轴肩，以及圆螺母为标准件，取d3=33mm，轴的长度l3=17mm。加工轴上螺纹需要退刀槽，查机械设计课程设计指导手册P184表17-25根据圆螺母直径33mm螺距为1.5mm,选取退刀槽长1mm,深为2.5mm，考虑上一段轴径大小等因素，过渡圆角半径r=1mm。 4）计算d4、L4该段与轴承配合且轴承为标准件，选取轴承型号为7007C,所以选取d3=35mm，长度L4为两个轴承宽度为14mm，查机械设计课程设计指导手册P29图5-7，轴承内测距箱体内壁距离812mm，故L4=48mm，考虑上一段轴径大小等因素，过渡圆角半径r=1mm。 5）计算d5、L5该段为非定位轴段，主要是安装甩油环，甩油环宽度为10mm，所以取d5=38mm，L5=8mm，考虑上一段轴径大小等因素，过渡圆角半径r=1mm 6）计算d6、L6该轴端主要个轴向固定甩油环，为定对轴肩，所以取d6=44mm长度L6=10mm，考虑上一段轴径大小等因素，过渡圆角半径r=2mm7 )计算d7、L7该段主要是蜗杆齿形部分，由之前的计算确定，分度圆直径d7=50mm，螺纹的长度为52mm,查机械设计课程设计图册P76，其左右两轴段长度由其他轴段长度确定之后生成，最终得该轴段总长度L7=110mm,考虑上一段轴径大小等因素，过渡圆角半径r=1mm8）计算d8、L8该轴段同d6、L6，所以取d8=44mm长度L8=10mm，过渡圆角半径r=2mm9）计算d9、L9该段同d5、L5，d9=38mm，L9=8mm，过渡圆角半径r=1mm10）计算d10、L10该段与轴承配合且轴承为标准件，选取轴承型号为6307C,所以选取d10=35mm，长度L4为一个 轴承宽度16mm，查机械设计课程设计指导手册P29图5-7，轴承内测距箱体内壁距离812mm，故L10=38mm，考虑上一段轴径大小等因素，过渡圆角半径r=1mm11）计算d11、L11 非定位轴肩，设计原则同d3、L3轴上零件固定方案，取d11=33mm，轴的长度L11=24mm。退刀槽长1mm,深为2.5mm，考虑上一段轴径大小等因素，过渡圆角半径r=1mm。 轴上零件固定方案： 轴上的零件通常是毂和轴联接，毂的固定有轴向定位和轴向定位。零件的轴向定位有键联接、花键联接、成形联接、销联接、弹性环联接、过盈联接。零件的轴向定位有轴肩定位、挡圈定位、圆螺母定位、圆锥形轴头等。轴肩的结构简单，可以承受较大的轴向力；螺钉锁紧挡圈用紧定螺钉固定在轴上，在轴上零件两侧各用一个挡圈时，可任意调整零件的位置，拆装方便，但不承受大的轴向力，且钉端会轴向力集中：当轴向零件一边采用轴肩定位时，另一边可采用套筒定位，以便于拆装；如果要求套筒很长时，可不采用套筒而用圆螺母固定轴向零件，螺母可用于轴端；轴端挡圈常用于轴上零件的固定；圆锥形轴头对中性好，常用于转速较高时，或轴端零件的固定。 综上得：角接触球轴承：轴向定位：一端采用圆螺母固定，另一端采用套筒固定。周向定位：采用轴承与轴的过盈联接实现周向定位。甩油环：轴向定位：一端采用套筒固定，另一端采用轴肩固定。周向定位：采用轴承与轴的过盈联接实现周向定位。深沟球轴承：轴向定位：一端采用圆螺母固定，另一端采用套筒固定。周向定位：采用轴承与轴的过盈联接实现周向定位。5.1.2.2 中间轴结构设计与方案分析结构设计：1)由上述的计算与分析可知初算轴头直径d=30mm 2）计算d1、L1该段与轴承配合且轴承为标准件并根据初算的轴头直径，选取轴承型号为7206C,轴承宽度为16mm, 考虑到脂润滑，要加挡油环，查机械设计课程设计指导手册P29图5-7，轴承内测距箱体内壁距离812mm，挡油环外侧距离铸造箱体内壁的距离23mm，挡油环挡油宽度为69mm及蜗轮端面距离铸造箱体内壁至少12mm，在考虑轴肩定位2mm，所以 L1=54mm。3）计算d2、L2该段轴与蜗轮配合，考虑到轴向定位，轴段长度应比轮毂长小12mm,而蜗轮轮毂长度为49.5mm,非定位轴段，直径差为13mm,所以直径d2=33mm,轴的长度 l2=48mm,3）计算d3、L3d3与d2的过渡轴肩为定位轴肩承受轴向力,直径差为38mm,所以取d3=40mm，L3的长度应考虑到大齿轮端面距离轴承座面的长度不小于12mm,得出L3=45mm4）计算d4、L4该轴段与小齿轮配合，与上轴段直径差为38mm,所以d4=33mm,长度应比小齿轮轮毂宽度小12mm的定位距离，小齿轮宽度为75mm,得出L4=73mm5)计算d5，L5该段与轴承配合，d5=30mm，选取轴承型号为7206C, 考虑到脂润滑，要加挡油环，查机械设计课程设计指导手册P29图5-7，轴承内测距箱体内壁距离812mm，挡油环外侧距离铸造箱体内壁的距离23mm，挡油环挡油宽度为69mm及大齿轮端面距离铸造箱体内壁至少12mm，最终确定 L5=38mm。传动件结构