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.doc

燕山大学课程设计报告燕 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级机控一班 学 号： 学生姓名： 指导教师： 目 录1 项目设计目标与技术要求11.1任务描述12 传动系统方案制定与分析12.1传动部件分析12.2 方案的分析与评价23传动方案的技术设计与分析33.2电动机的选择与确定43.2传动装置的总传动比的确定及分配54 关键零部件的设计与计算64.1设计原则制定，材料和工艺选择64.2齿轮传动设计方案84.3第一级传动设计计算84.4第二级传动设计114.5轴的初算154.6键的选择及键连接的强度计算184.7 滚动轴承的选择及轴的支撑方式205 传动系统结构设计与总成205.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范205.2代表性零件设计-大齿轮215.3主要零部件的校核与验算226主要附件与配件的选择286.1联轴器选择286.2润滑与密封的选择286.3 通气器306.4 油标306.5 螺栓306.6油塞316.7其它317 零部件精度与公差的制定317.1 精度设计制定原则317.2 减速器主要结构、配合要求327.3 减速器主要技术要求328 项目经济性分析与安全性分析338.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性338.2 减速器总重量估算及加工成本初算348.3安全性分析 378.4 经济性与安全性综合分析 379 设计小结3710 参考文献381 项目设计目标与技术要求 1.1任务描述：在课设时间内设计出带式传送机传动装置，任务主要包括传动方案及总体设计计算、装配草图、装配图抄正、零件图及说明书。采用solidworks软件完成建模，装配，制作运动仿真，用CAXA绘制装配图，及对典型零件进行标注。 1.2技术要求：满足强度要求，寿命要求的前提下，符合设计要求，合理的加工工艺，尽量节省资金及材料，既要保证安全性，又要满足经济性。同时要满足任务书所给卷筒的运动及动力参数：基本运输链牵引力F=1815N； 滚筒直径 D=0.33； 运输链工作速度V=0.31m/s。 2 传动系统方案制定与分析 2.1传动部件分析： 各传动部分间基本单元可从机械设计理论课中所学的带传动、链传动、直齿轮传动、斜齿轮、锥齿轮、蜗轮蜗杆传动中选择，其优缺点如下： 2.1.1 带传动： 带传动是利用张进在带轮上的带，借助它们之间的摩擦力或啮合，进行两轴（或多轴）间运动和动力的传递，根据传动原理，带传动可分为摩擦型和啮合型两大类。大多数带，如平带、V带、多楔带等，都是靠带与带轮间摩擦力传动的，同步带工作面上有齿与带轮轮齿啮合传动。摩擦型传动过载可以打滑，但传动比不准确（滑动率在2%以下）；啮合传动可以保证传动同步，传动比准确，但对制造安装要求较高。 带传动放在输入端，有利于吸振保护电机。 2.1.2链传动： 链传动是在两个或多个链轮之间用链作为挠性拉曳原件的一种捏合传动，工作时，主动轮通过轮齿与链的啮合带动从动轮转动并传递动力。 与带传动相比其主要特点： 无滑动，可以得到较准确的传动比； 传动效率高，达到98%； 不需要很大的张紧力作用在轴上的载荷较小； 可以在比较恶劣的环境（如高温、多尘、湿度大）中使用； 瞬时速度不均匀，传动平稳性较差，有噪声。应用范围： 链传动在传递功率、速度、传动比、中心距等方面都有很广的应用范围，广泛用于农业、采矿、冶金、起重、运输、石油、化工、纺织等各种机械的动力传动中。 链传动由于链速不均匀及动载荷大且属于啮合传动，能传递较大转矩，所以链传动应安排在闭式齿轮的后面既低速级是适宜的。 2.1.3齿轮传动： 齿轮传动是近代机械制造中用的最多的传动形式之一，和其他传动形式比较其优点： 能保证传动比恒定不变； 适用的载荷和速度范围很广，传递的功率可由很小到几千万瓦，圆周速读可150m/s； 结构紧凑； 效率高，一般效率=0.94-0.99； 工作可靠且寿命长其主要缺点是： 对制造和安装精度要求较高； 当两齿轮间距较大时，采用吃轮传动较笨重。 2.1.4蜗轮-蜗杆传动： 特点： 蜗杆传动用于传动交错轴之间的回转运动。主要优点是结构紧凑，工作平稳。无噪声，以及能得到很大的传动比，在传递动力时，传动比一般为8-100。 应用： 广泛应用于机床、汽车、仪器起重运输机械，冶金机械以及其他机械制造部门当中。2.2 方案的分析与评价可供参考的传动方案有蜗杆-齿轮传动、二级同轴圆柱齿轮传动、展开式齿轮传动、锥齿轮传动，对各传动方案的分析如下： 2.2.1蜗杆-齿轮减速器：这种减速器，高速级采用蜗杆传动有利于在啮合处形成油膜，提高效率。低速级采用齿轮传动，齿轮制造精度可以低些。这种减速器结构不如齿轮-蜗轮减速器结构紧凑，同时由于蜗轮蜗杆运动过程中相对滑动，故会产生热量，使用效率降低，同时成本较高。 2.2.2二级同轴圆柱齿轮传动：这种结构的中间润滑比较困难，如采用稀油润滑，必须设法将机体内的润滑油引导到中间轴承处，同时其效率低，成本高只适用于载荷较小，间歇工作的场合。 2.2.3二级展开式圆柱齿轮减速器：二级圆柱齿轮减速器能实现较大的传动比，因而用的较广，工作可靠使用寿命长，同时因其为齿轮之间的啮合进行运动传递故其传动比恒定，工作效率高，工作效率高，运动平稳，可以承受较大载荷。但是在齿轮的制造精度低或高速运转时振动噪声大，由于齿轮相对于轴承为不对称布置，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结构，同时其成本较低经济性高。 2.2.4锥齿轮传动：特点是将高速轴的机体作为独立部件，使机体尺寸缩短，简化机体结构。同时，也增加了高速轴部件的刚度，由于圆锥齿轮的径向间隙大，相应的也可以增大齿根圆角，减小了应力集中，提高了牙齿的强度，同时齿根圆角增加后，也就增加了刀具的刀尖圆角，提高了刀具的耐用度，同时其工作平稳寿命长，传动比很稳定。但是圆锥齿轮的轮齿大端刚度大，小端刚度小，故沿齿宽载荷分布不均匀，与圆柱齿轮相比，直齿圆锥齿轮的制造精度较低，工作后振动和噪声较大，故圆周速度不宜过高。功率大小 对小功率的运动，在满足工作性能的前提下，选用结构简单，初始费用低的传动，如带传动，链传动和普通精度的齿轮传动等。对大功率传动，尤其是需要长期连续运行的传动，应优先选用传动效率高的传动。，如高精度齿轮传动等，以节约能源，降低运转和维护的费用。合理选择传动类型： 结构尺寸要求 要求传动结构紧凑时，应优先选用齿轮传动、蜗杆传动、行星齿轮传动等，要注意通常说蜗杆传动结构紧凑，轮廓尺寸小，这只是对传动比较大时才是正确的，当传动比并不是很大时，此优点并不显著。此外在相同的运动参数下，行星摆线针轮减速器、少齿渐开线行星齿轮减速器和谐波齿轮传动等都具有传动比大，结构紧凑等特点，但减速器结构较复杂，制造成本较高。 噪声控制要求 当传动的噪声受到严格控制时，应优先选用带传动、蜗杆传动、摩擦传动或螺旋传动。如需采用其他传动时，也需要从制造制造和装配精度及结构等方面采取措施，力求降低噪声。运动同步要求 当运动有同步要求和精确传动比要求时，只能采用齿轮传动，蜗杆传动、同步带传动和链传动，而不能采用有可能打滑的带传动和摩擦传动等。此外，尚需考虑布置上的要求，如两轴的间距较小，两轴是平行传动还是垂直或交叉传动，要根据这些要求选择恰当的传动型式。有极变速要求 有极变速常采用直齿圆柱齿轮变速装置，因为圆柱齿轮换挡方便，采用有极变速主要有以下两种情况当执行装置要求有多挡固定转速，而动力机是非调速时采用有极变速传动装置可适应执行机构的多档速度要求当执行机构要求有加大的变速范围时可采用有极变速传动和调速动力机联合调速的方法，以实现执行机构的大范围变速要求。无极变速要求 机械传动、流体传动和电力传动都能实现无级变速，机械无级变速传动结构简单、传动平稳，维修方便，但寿命较短，通常用于小的功率传动，液压无极调速装置的尺寸小，质量轻。气压无极调速装置多用于小功率传动和各种恶劣环境，电力无极调速传动的功率范围大，容易实现自控和遥控传动链尽量短，机械结构尽量简单 在保证实现机械的预期功能条件下，传动链简短，可使传动环节和构建数目减少，有利于降低制造费用，减轻机械重量，和减小外轮廓尺寸，另外，可以减少由于各零件制造误差而形成的传动链累积误差提高了零件加工的工艺性和工作可靠性。减少零件数目也有利于提高传动的效率和系统的刚性安排好各级传动的或机构的先后顺序 在机械传动系统中，各级传动或机构的先后顺序应合理安排，安排的原则是：对带传动，为了减小其传动的外轮廓尺寸并发挥其过载保护和缓冲吸振的作用，一般应安排在运动链的其实端；对斜齿-直齿圆柱齿轮传动，斜齿轮应安排在高速级以发挥其传动平稳的作用，直齿轮安排在低速级。合理分配传动比 一级传动比如果过大，其轮廓尺寸将会很大，宜分成两级传动或多级传动，各级传动比都有一个合理的传动范围，每一级传动比宜在合理的范围内选取，以符合传动形式的工作特点，并使结构紧凑。考虑经济性要求 传动方案的设计能在满足功能要求的前提下从设计制造、能源和原材料消耗、合理经济的使用寿命、管理和维护等方面综合考虑，是传动方案的费用最低。保证机器安全运转 在某些传动系统中，需考虑因过载而造成机器的损坏， 综上所述：选用蜗杆-齿轮减速器方案，由于工作环境为室内这种减速器的结构紧凑，有效的减小空间。3传动方案的技术设计与分析 带式输送机机构简图如下，其原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为卷筒，各部件用联轴器联接并安装在机架上。 本设计传动机构类型为蜗杆-齿轮闭式传动，适用于室内的工作环境蜗杆传动布置在高速级，可提高减速器的承载能力和传动效率，使结构紧凑工作平稳，低速级用斜齿轮传动可保证传动的平稳性。3.2电动机的选择与确定 3.2.1电动机的类型与结构形式选择可供选择的一般异步电动机有Y系列（IP23）三相异步电动机、Y系列（IP44）三相异步电动机，YEJ系列电磁制动三相异步电动机。其特点和用途分别如下：Y系列（IP23）三相异步电动机：能防止手指触及机壳内带电体或转动部分，该系列电动机具有效率高，启动性能好，噪声低，体积小，重量轻等优点。Y系列（IP44）三相异步电动机：该三相异步电动机效率高，节能，堵转转矩高、噪声低震动小，运动安全可靠。YEJ系列电磁制动三相异步电动机：是Y系列（IP44）的派生产品，适用于快速停止准确定位的传动机或装置上。根据不同的防护要求，可供选择的电动机的结构有开启式，防护式，封闭式，和防爆式由于是在室内工作且无特殊要求所以用封闭式的Y（IP44）系列三相异步电动机。 3.2.2电动机的容量确定 电动机的输出功率 由原始数据得 =18150.31=562.65W 总效率 = ：滚珠轴承轴承的传动效率 =0.99 ：弹性连轴器的效率 =0.99 ：蜗轮蜗杆传动效率（双头） =0.8 ：圆柱齿轮传递效率 （8级精度齿轮传动） =0.97 ：卷筒的传递效率 =0.96 电动机功率 =562.65/0.701=802.64W 选择电动机时考虑一定的安全性和裕度所以电机的功率要大于所需功率一定范围才能使传送机在稳定的动力下工作。 3.1.3电动机转速选择 =(r/min) 由蜗杆-齿轮减速器传动比合理范围为60-90得 （r/min）符合这一范围的同步转速有1500r/min。因此选用同步转速为1500r/min的电动机。综合考虑电动机和传动装置尺寸的重量、价格、功率等因素，决定选用型号为Y90S-4电动机。电动机主要性能参数表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 150014002.02.03.2传动装置的总传动比的确定及分配 3.2.1传动装置总传动比确定 根据传动装置电动机满载转速 =1400 (r/min） 卷筒转速 =17.9（r/min） =1400/17.9=78.21 3.2.2各级传动比分配 齿轮传动比 =3.5 则 =22.35（符合给定传动比范围）3.3.传动装置的运动和动力参数计算： 3.3.1.各轴的输入功率：P1=Pd01= Pd1= 802.640.99=794.61W P2=P112= P113=796.610.990.8=629.33W P3=P223= P214=629.330.990.97=604.35W P4=P323= P321=604.350.990.99=592.32W 3.3.2各轴的转速： n1=n电 =1400 r / min n2=n1 / i1=1400 / 22.35= 62.64 r / minn4=n3=n2 / i2=62.64 /3.5=17.9 r / min 3.3.3各轴的输入转矩：T电=9550Pd10-3/n电=9550802.6410-3/1400=5.48Nm T1=9550P110-3/n1 =9550794.61/1400=5.42 Nm T2=9550P210-3/n2=9550629.33/62.64=95.95Nm T3=9550P310-3/n3= 9550604.3510-3/17.9=322.43Nm T4=9550P310-3/n4= 9550592.3210-3/17.9=316.01 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802.645.4814001.000.991轴794.615.42140022.350.792轴629.3395.9562.643.500.963轴604.35322.4317.91.000.98卷筒轴592.32316.01 17.94 关键零部件的设计与计算 4.1.设计原则制定，材料和工艺选择 牌号特性及应用举例08F冷变形塑性好，深冲压和焊接性能均高，硬度和强度很低，常用于生产钢丝，钢带及薄板，适用于制作深冲，、拉伸的制品，如汽车车身、发动机罩，仪表板、渗碳及氰化零件。45高强度中碳调质钢，具有较高的硬度和强度，切削性能良好。调质后可得到优良的力学性能，淬透性较差，水淬易产生裂纹，是应用很广的一种钢，适用于制造较高强度的运动零件HT200较高强度铸钢，耐弱腐蚀介质。制作机床机身，床面、泵和阀体、汽缸、齿轮、机座、衬筒、底价、联轴器盘、划线平板、水平仪框架、一定耐蚀容器及壳体等。 4.1.1圆柱齿轮 选择齿轮材料时应先估计毛柸的制造方法，大齿轮直径d500mm，且为大批量生产，所以选用锻造毛柸，小齿轮齿根圆直径df大于直径d，并且x2.5mn所以小齿轮和轴分开制造。材料选定后根据毛柸尺寸确定机械性能，在进行齿轮强度校核，同一减速器中的各级小齿轮（或大齿轮）的材料应尽可能一致以减少材料牌号和工艺要求。计算出齿轮尺寸后应检查与所定机械性能是否相符，必要时对计算做相应的修改。材料及热处理：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。大小齿轮硬度差为50HBS，这样做是为了保证大小齿轮同时失效，小齿轮齿宽做成比大齿轮宽要宽一些的原因也是如此。 4.1.2蜗杆蜗轮 设计蜗杆传动时应注意圆柱齿轮传动的各点，同时还应注意：蜗杆传动的工作特点是滑动速度大，因此要求蜗杆副具有较好的跑和性能和耐磨性能，在选材时应初估蜗杆副的相对滑动速度，蜗杆与轴做成一体式，涡轮较大做成轮缘和轮芯式，用紧固螺钉固定初选八级精度。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，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属型铸造。轮芯45钢用制造。 4.1.3轴 此减速器共有三个主要轴，分别为低速轴，中间轴，和高速轴。高速轴为蜗杆轴，与电动机通过弹性联轴器相连，转矩较小，转速较大，中间轴为蜗轮小齿轮轴，转速和转矩适中，低速轴为大齿轮轴，即输出轴，转速较小，转矩较大，轴在加工时应注意各轴段的配合关系以确定各轴段的粗糙度及轴肩变化，不要过分要求精度造成成本提高，三根轴都采用六级精度，轴用45钢。 4.1.4箱体由于大批量箱体采用铸造生产，材料选择HT200，铸造箱体在铸造时应注意的问题为1） 铸件的壁厚不小于铸件材料和工艺水平所准许的最小壁厚；2） 为便于制造和减小应力集中铸件两壁交界处，应作铸造圆角；3） 不同壁厚交界处，应作出过度结构，以减小应力集中；4） 铸件垂直于分型面的表面应作有铸造斜度，以利于造型；5） 为了便于起模，应尽可能壁面内凹形状；6） 同意铸件各处壁厚不要相差太大；7） 凸台距离较近时，应减少凸台数量以便造型。4.1.5其他零件结构应便于机加工，便于装配，调整和拆卸机加工应注意：1） 被加工尺寸和数量应尽量少；2） 减小磨削量；3） 加工面保证刚性；4） 必要时留退刀槽和砂轮越程槽；5） 避免特殊道具。 4.2齿轮传动设计方案 4.2.1软硬齿面方案选择对轮齿材料的基本要求是：齿面要硬，齿根要韧。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因为大批量生产，对齿面硬度没有特殊要求，所以选择软齿面。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，通常是保证齿面接触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。4.2.3直齿轮/斜齿轮方案选择由于减速器中含有蜗轮蜗杆，中速轴上有轴向力，所以可以利用斜齿轮的轴向力来平衡蜗轮的轴向力，同时斜齿轮的有效接触面积较直齿轮大，应力减小，载荷作用均匀。综上，选用斜齿轮。 4.3第一级传动设计计算（ 蜗杆传动） 由运动和动力参数表得： P2=797.16W T2=5.42（Nm） n=1400(rmin i=22.35 =0.792 Lh=19200h 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)。 4.3.2 蜗杆头数Z2=46 由传动比和头数的对应关系 取Z1=2 取 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）（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。） 4.3.3.1确定m q d 计算公式 查表得：9.47cos=9.26 确定载荷：K=KAKKV 载荷平稳 KA=1.0 由于蜗轮材料质地软，将很快完成跑和，从而使载荷集中现象得到消除，这时K=1.0 Kv=1.05 则 作用在蜗杆上的转距 T1 =5.42 Nm 查表7-7得ZE=155.0 = 应力循环次数N2=7.22107 则 =156MPa 计算m3q m3q9.261.0596290()2=436.79 查表取 m3q=504 m=4，d1=63mm，q=7.875 4.3.3.2蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 直径、中心距、导程角 ; 圆整取a=110，变位系数x=（am-a）/mn=0.56251 正变位。 蜗杆中圆导程角 蜗杆导程、宽度、齿宽角 校核 KV不变 复核m3q 4.3.4第一级传动强度校核（按齿根弯曲疲劳强度校核） 校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 zv=z2/cos3=49.5950 由此，查表7-8可得齿形系数YF=1.86。 螺旋角系数 Y=1-/140O=0.898 许用弯曲应力 弯曲应力 满足弯曲强度。 4.3.5.热平衡核算。 其中t0=20 P1=0.79461Kw工作环境为室内，则取 Kd=15W/（m2）箱体面积 啮合效率 由表7-10查的 =21355 搅油效率 取0.99 滚动轴承效率 取0.99/对 则工作油温为 满足温度要求。4.4第二级传动设计 4.4.1传动参数设计初定（齿轮传动的设计计算） 由运动和动力参数表得： P2=631.35W T2=96.25（Nm） n=62.64(rmin) 4.4.1.1齿轮齿数：选小齿轮齿数z1=22（20-40）， 大齿轮齿z2=223.5=77 i=0 4.4.1.2选取螺旋角 螺旋角一般为8-25，初选=10。 4.4.1.3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 0.9 4.4.2按齿面接触疲劳强度计算： 4.4.2.1初定小齿轮分度圆直径 =3.5（齿数比等于传动比） 确定公式内各计算数值 KA-使用系数 查表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 查图6-13取 齿向载荷分布系数 查图6-17取 K=109 则K=KAKVKK=11.041.331.08=1.51弹性影响系 查表6-5得 ZE=189.8 区域系数 查图6-19取 ZH=2.46 重合度系数 螺旋角系数 则 .计算接触疲劳许用应力： a.接触疲劳强度极限 查图6-27 取Hlim1=550MPa（530-630） Hlim2=450MPa（380-430） b.取安全系数SH=1(失效概率为1%) c. 计算应力循环次数 N1=60 n1jLh=6062.641（83008）=7.22107 N2=2.06107 d.KHN：接触疲劳寿命系数 由图6-25得 KHN1=1 KHN2=1.1 故 计算小齿轮分度圆直径 校核圆周速度 修正载荷系数 Vz1/100=0.1922/100=0.04173 取，则校正分度圆直径 4.4.3确定主要参数 4.4.3.1法向模数 mm查表取标准值 mn=3.0mm 4.4.3.2计算中心距 圆整取 a=140mm 4.4.3.3螺旋角确定 4.4.3.4计算分度圆直径 4.4.3.4计算齿轮宽度 圆整取 b2=63mm ， b1=b2+5=68 mm4.4.4校核齿根弯曲疲劳强度 4.4.4.1 系数确定 计算重合度系数 计算螺旋角系数 = 计算当量齿数 查取齿形系数 由图6-21查得 ， 查取应力修正系数 由图6-22查得 ， 查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 查图6-28得 =420 MPa =390MPa 按N1=7.22107 N2=2.06107 分别查图6-26得 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 得 F1=KFN1Flim1=420 MPa F2=KFN2Flim2=390 MPa 计算弯曲应力 ： 满足弯曲强度要求，所选参数合适，设计合理。4.5轴的初算 4.5.1估计原则轴的强度计算主要有按许用切应力计算，许用弯曲应力计算和安全系数校核强度计算方法试用情况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。传递以转矩为主的传动轴；初步估算轴径以进行结构设计；不重的轴弯矩等影响可在计算中降低许用应力。许用弯曲应力计算，必须已知作用力的大小合作用点的位置，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。主要用于重要的，弯扭复合的轴，计算精度中等。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。主要用于重要的传动轴或工作轴，计算精度较高 4.5.2参数选择及计算、轴径最小值 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。根据表10-2，取C=118，根据 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=12mm，d3=35mm，取d2 =40mm。 4.5.3各段轴径及长度确定 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（68）mm，否则可取（46）mm。 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=（13）mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。 4.5.3.1蜗杆轴初步设计如下图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 1-2段与联轴器相配合，联轴器轴径为标准值，确定1-2段轴径为12mm。为了满足联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，一般取直径差大于或等于（38），故取2-3段的直径d2-3=15mm，又因为圆螺母为标准件取d3-4=18mm，因为滚动轴承为标准件，其内经一般以0或5结尾，所以取d4-5=20mm。d5-6及d6-7由搅油环尺寸却定。两搅油环选择相同尺寸所以d8-9，d9-10与d6-7，d5-6 相同。10-11段与滚动轴承配合，初步确定为25mm，11-12段与圆螺母配合，圆螺母为标准件，所以d11-12=20mm。 通过查联轴器标准件得L1-2=32mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离L=（15-20）mm，故取L2-3=35mm ；通过手册查的与圆螺母配合轴段长为13mm；通过箱体尺寸，搅油环位置及箱体内支座位置确定剩余各段轴长。 取轴端倒角为145。4.5.3.2轴的初步设计如下图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 取安装蜗轮及齿轮的轴段，d1-2，d5-6与轴承配合都取35mm。d3-4起轴向定位作用，取其为44mm。锥齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，查机械设计手册知锥齿轮轮毂长36mm。 已知蜗轮轮毂宽b=56.7mm，为了使挡油环端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，取，剩余部分可由箱体结构确定。 确定轴上的倒角尺寸 取轴端倒角为4.5.3.3轴的初步设计如下图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 输出轴的最小直径与联轴器连接的直径相同，取，3-4段，6-7段与深沟球轴承配合，轴承为标准件，取其结为45mm；与大齿轮相配合轴径为48mm。4-5段起轴向固定作用，取其为54mm。 1-2段查联轴器标准值得长度为38mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离L=（15-20）mm，确定2-3段轴长为48mm，5-6段长度由大齿轮轮毂长度决定为便于轴向定位取其长度为61mm，剩余各段轴长由整体结构及画图确定。确定轴上的倒角尺寸 取轴端倒角为。 4.5.4轴的安全性经济性矛盾 尺寸较小的轴可以选用圆钢棒料车制，尺寸较大的轴应该选用锻造的毛柸，铸造毛胚应用很少，为了减轻重量或为了结构上的需要，可采用空心抛面。因为传递转矩主要靠轴的外表面材料，所以空心轴比实心轴在材料的利用上较经济。当外径d 相同时，空心轴的内经若取d0=0.625d，则它的强度比实心轴削弱18%，而重量却可减轻39%，但空心轴的制造比较费工，所以必须从经济和技术指标进行全面分析才能决定是否有利。有时为了解决大件铸造困难，也可用焊接的毛柸4.6键的选择及键连接的强度计算 4.6.1对比分析常用键连接键连接类型键的类型 特点应用联结键平键联结普通平键薄型平键靠键的侧面传递转矩。对中良好。结构简单、装拆方便，不能实现轴上零件的轴向固定。A型用于端铣刀加工轴槽，键在槽中固定良好，但轴上槽引起引起的应力集中较大；B型槽用于盘铣刀加工的轴槽，轴的应力集中较小；C型槽用于轴端。应用最广，也适用于高精度、高速或承受变载、冲击的场合薄型平键使用于薄壁结构和其他特殊用途场合。平键联结导向平键靠侧面工作，对中性好，结构简单。轴上零件可键用螺钉固定在轴上，键与毂槽为动配合，轴上零件能做轴向移动。为了拆卸方便，设有起键螺钉。用于轴上零件轴向移动量不大的场合，如变速箱中的滑移齿轮平键联结滑键联结靠侧面传递转矩，对中性好，结构简单键固定在轮毂上，轴上零件带键的在轴上键槽中做轴向移动用于轴向零件轴向移动量较大的场合。半圆键联结半圆键靠侧面传递转矩，键在轴槽中能槽底圆弧曲率中心摆动，装配方便。键槽较深，对轴的削弱较大。一般用于轻载，适用于轴的锥型端部楔键联结普通楔键钩头楔键键的上下两面是工作面。键的上表面和毂槽的底部各有1：100的斜度，装配时需要打入，靠楔紧作用传递转矩，能轴向固定零件和传递但方向轴向。但使轴上零件与轴的配合产生偏心与偏斜用于精度要求不高，转速较低时传递较大的、双向的或有振动的转矩有钩头的用于不能从另一端将键打出的场合，钩头供拆卸用，应注意加防护罩。4.6.2确定键连接形式及尺寸轴（高速轴）输入端轴径为为12mm，轴长为32mm（由联轴器标准确定），由工作状态确定选择平键，由于为静联结故选用普通圆头平键。由手册差得d=12时键的公称尺寸为b=4，h=4，参考联轴器选择键长L=22（优先数系列）。轴（中间轴）与蜗轮相配合的轴径为38mm，蜗轮轮毂长为56.7mm，由工作状态确定选择平键，由于为静联结，故选用普通圆头平键，查手册得d=38mm时键的公称尺寸为b=10mm，h=8mm。参考轮毂长度选45mm。与小齿轮配合得轴径为38mm，小齿轮轮毂长为68mm，由工作状态确定选择平键，由于为静联结，故选用普通圆头平键，查手册得d=38mm时键的公称尺寸为b=10mm，h=8mm。参考轮毂长度选56mm。 轴（高速轴） 与大齿轮配合的轴径为48mm，大齿轮轮毂长为63mm，由工作状态确定选择平键，由于为静联结，故选用普通圆头平键，查手册得d=48mm时键的公称尺寸为b=14mm，h=9mm。参考轮毂长度选56mm。4.6.2键连接的强度计算4.6.2.1轴键：键的接触长度L1=L-b=22-8=16mm，查书表3-1由减速器工作平稳得联接的许用挤压应力=125MPa，联接所承受的挤压应力 键满足强度要求。4.6.2.2轴键：键的接触长度L1=L-b=45-10=35mm，查书表3-1得联接的许用挤压应力=125MPa， 键满足强度要求。 键：键的接触长度L1=L-b=56-10=46mm，查书表3-1得联接的许用挤压应力=125MPa，联接所承受的挤压应力 键满足强度要求。4.6.2.3 轴 键：键的接触长度L1=L-b=56-10=46mm，查书表3-1得联接的许用挤压应力=125MPa，联接所承受的挤压应力 键满足强度要求。4.7 滚动轴承的选择及轴的支撑方式 4.7.1 轴 4.7.1.1固定方式：选用固定-游动支撑既在轴的一个支撑端使轴承与轴及外壳空的位置相对固定既固定端，以实现轴的轴向定位。而在轴的另一端支撑，使轴承与轴或外壳空可以相对移动既游动端，以补偿轴因热变化及制造安装误差引起的长度变化。 4.7.1.2轴承的选择：远离输入端不承受轴向力，所以选用深沟球轴承（GB/T 276-1994），轴承的型号为6305。靠近输入端轴承承受两个方向的轴向力，因此选用两个相同的角接触轴承（GB/T 292-2007）,轴承型号为7204C，安装方式为面对面安装，方便拆卸。 4.7.2 轴 4.7.2.1固定方式：选用两端固定支撑既两个支撑大端各限制一个方向的轴向位移的方式。 4.7.2.2轴承的选择：受径向和轴向联合作用的轴，多采用角接触型轴承组成两端固定支撑，这种支撑结构可以在安装和修剪时，通过某个套圈的轴向位置，使轴承达到所要求的游隙或预紧量。所以选择角接触型轴承（GB/T 292-2007），轴承型号为7207C。 4.7.3 轴 4.7.3.1固定方式：选用两端固定方式支撑。 4.7.3.2轴承的选择：因该轴上的轴向力不大，所以可以选用深沟球轴承（GB/T 276-1994），轴承的型号为6209.5 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 首先确定小齿轮与轴承啮合点的位置，距下部的距离包括齿轮端面到箱体内壁的距离，箱体的壁厚，轴承座的长度，螺栓头的宽度。距左侧的距离包括蜗轮与箱体内壁的距离，箱体的壁厚，蜗杆轴轴承座的长度，套筒，端盖的厚度，螺栓头的长度及蜗杆轴伸出长度，最后确定距离为140mm，距离为270mm，轴位置确定后通过齿轮中心距为155mm确定轴位置，通过主视图蜗轮蜗杆中心距为110mm确定轴位置，之后完善各轴细节。 5.1.2轴系结构设计与方案分析 蜗杆传动中蜗轮在上蜗杆在下，由于我蜗杆是输入轴，如果蜗杆在上，则电机位置将被提高，电机无法直接固定在地面上，运动过程中将不稳定。 5.1.2.1高速轴结构设计与方案分析（蜗杆轴） 装配方案：装配方案是：套杯、轴承、套筒、轴承、止动垫圈、圆螺母、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右端安装，右端安装深沟球轴承、止动垫圈、圆螺母。轴上零件的固定方法：固定-游动支撑中，固定端承受双向轴向载荷，故需双向轴向固定既靠近输入端选用套筒和圆螺母，轴承间要用套筒分离避免直接接触，远离输入端的轴承选用圆螺母及制动垫片做轴向固定；两甩油环由固定轴承的套筒做轴向固定。 5.1.2.2中间轴结构设计与方案分析 装配方案：配方案：左端从左到右依次安装蜗轮、套筒、挡油板和角接触轴承，右端从右到左依次安装斜齿轮、挡油板、角接触轴承。轴上零件的固定方法：两端固定支撑结构中，每个支撑端只受单向轴向载荷，故只需从一个方向加以轴向固定，既靠近蜗轮和齿轮的轴承都选用端盖与甩油环端面固定，蜗轮和齿轮采用轴肩及甩油环另一端面做轴向定位。5.1.2.3低速轴结构设计与方案分析装配方案：左端从左到右依次安装挡油板、深沟球轴承、端盖、密封圈和联轴器，右端从右到左依次安装大齿轮、挡油板、深沟球轴承。轴上零件的固定方法：两端固定支撑结构中，每个支撑端只受单向轴向载荷，故只需从一个方向加以轴向固定，既轴承都选用端盖与甩油环端面固定，齿轮采用轴肩及甩油环另一端面做轴向定位。5.2代表性零件设计-大齿轮5.2.1齿轮整体结构确定直径较大的齿轮可用辐板，有时在辐板上制出圆孔，以减轻重量及便于搬运。此大齿轮分度圆直径为241.12mm，大批量生产所以选择模锻加工出辐板，并带上圆孔。与大齿轮相配合轴径为48mm，键为14mm9mm56mm，由此确定轮毂半径及键槽尺寸，已知大齿轮齿宽为63mm。d1=1.6d76.8mmL=（1.2-1.5）dB72mm0=（2.5-4）mn8-10mm12mmC=0.3B18.9mmn=0.5mn0.5mmD0=0.5（D1+d1）145mmd0=0.25（D1-d1）35.5mmr=5mm5mmC1=（0.2-0.3）B18.9mmn1根据过度圆角确定2mm通过以上数据即可确定大齿轮的技工尺寸5.3主要零部件的校核与验算 5.3.1轴系结构的强度校核选取III轴进行校核，求作用在齿轮上的力，轴上的弯矩、扭矩并作图，齿轮上的作用力： 转矩T3=323.43Nm=323430Nmm 圆周力 径向力 轴向力 受力图如下：计算轴承支反力 水平面 垂直面95484 水平面弯矩图48797.541785 122878垂直弯矩图 95484合成弯矩图132212129788转矩图T=323430T=190823.7 当量弯矩图232150230778 校核轴颈画出轴的转矩T图，T=323430Nmm轴材料用45钢调质，由机械零件手册查得，用插值法查得画出当量弯矩图M，T=0.59323430=190823.7Nmm由当量弯矩图可知与齿轮配合处收到最大弯矩为 齿轮中点为危险截面，对此截面进行校核由机械设计表10-5所列公式可求的疲劳极限 由式得 0.11， 求截面的应力中