机械设计课程设计-两级展开式圆柱齿轮减速器.doc

燕 山 大 学机 械 设 计 课 程 设 计 报 告题目： 两级展开式圆柱齿轮减速器 全套图纸加扣3012250582 学 院： 机械工程学院 年级专业： 13级机控一班 学 号： 学生姓名： 指导教师： 燕山大学课程设计报告燕山大学机械设计课程设计说明书班级：13-1班 姓名：1、 设计题目：带 式 输 送 机 传 动 装 置2、 传动装置简图：3、 原始数据及要求：F=1253N D=0.28N V=0.78m/s4、 其他条件：使用地点：室内 生产批量：大批载荷性质：平稳 使用年限：五年一班5、 完成期限6、 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、零件图 2天 5、编写说明书 2天 6、答辩 1天7、 参考资料 1.许立忠 ，周玉林主编.机械设计.北京：机械工业出版社，2009. 2.韩晓娟主编.机械设计课程设计指导手册.北京：高等教育出版社，2001 3.龚溎义主编.机械设计课程设计图册.北京： 高等教育出版社，1989目 录1 项目设计目标与技术要求11.1任务描述：11.2技术要求：12传动系统方案制定与分析12.1总设计原则：12.2常见机械传动的主要性能12.3传动类型选择理由以及和其他类型传动装置的比较23 传动方案的技术设计与分析23.1 电动机选择与确定23.1.1 电动机类型和结构形式选择23.1.2 电动机容量确定23.1.3 电动机转速选择33.2 传动装置总传动比确定及分配33.2.1 传动装置总传动比确定33.2.2 各级传动比分配33.2.2.1 分配方案34 关键零部件的设计与计算54.1 设计原则制定54.2齿轮传动设计方案64.3 第一级齿轮传动设计计算64.3.1 第一级齿轮传动参数设计64.3.2 第一级齿轮传动强度校核74.4第二级齿轮传动设计计算94.4.1 第二级齿轮传动参数设计94.4.2 第二级齿轮传动强度校核104.5 轴的初算114.6 键的选择及键联接的强度计算134.6.1 键联接方案选择134.6.2 键联接的强度计算134.7 滚动轴承选择及轴的支撑方式145 传动系统结构设计与总成155.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范155.1.1装配图整体布局155.1.2 轴系结构设计与方案分析165.1.2.1 高速轴结构设计与方案分析175.1.2.2 中间轴结构设计与方案分析185.1.2.3 低速轴结构设计与方案分析195.2零件图设计205.3 主要零部件的校核与验算225.3.1 轴系结构强度校核225.3.2 滚动轴承的寿命计算266主要附件与配件的选择276.1联轴器选择276.2 润滑与密封的选择286.2.1 润滑方案对比及确定286.2.2 密封方案对比及确定286.3 通气器286.4 油标296.5 吊耳及起重环296.6油塞307 零部件精度与公差的制定307.1 精度设计制定原则307.2 减速器主要结构、配合要求307.3 减速器主要技术要求318 项目经济性分析与安全性分析318.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性318.2 减速器总重量估算及加工成本初算318.3安全性分析318.4 经济性与安全性综合分析329 设计小结3210 参考文献33带式运输机两级展开式减速器（燕山大学 机械工程学院）1 项目设计目标与技术要求 1.1任务描述： 本次课程设计是机械设计课程最后一个重要的实践型环节，与工厂的专业产品设计不同，通过这次实战训练，有助于学生建立工程观点，培养正确的设计思想，为后续开展的专业学习，毕业设计以及从事设计工作奠定扎实的基础。 具体目的如下： （1）培养理论联系实际的设计思想和工作作风，培养学生综合运用各种机械零件和机构的基本技能，夯实机械设计、互换性测试与技术、机械原理、计算机软件SolidWorks等相关专业课程的基础。 ( 2 ) 学习和掌握通用机械零部件、机械传动装置或简单机械的基本设计方法和程序。 ( 3）掌握机械设计工作的基本技能，学会运用CAXA、SolidWorks相关软件和设计资料（指导手册、图册、标准和规范等）等辅助手段 ，培养使用经验数据、经验古书院和处理数据的能力。1.2技术要求：机械零件的尺寸以理论计算为依据，全面考虑结构、加工、装配工艺、经济性和使用条件以及和其他零件的相互关系等要求；设计要要适应生产条件，合理选择毛坯种类和形状；最后，设计应尽量简单、便于加工和装卸，减少加工数量和面积，正确使用标准和规范。2传动系统方案制定与分析2.1总设计原则：本装置由原动机、传动装置和工作机三部分组成，它的重量和成本在机器中占有很大比重，其性能和质量对机器的工作影响很大。合理的传动方案应保证结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。2.2常见机械传动的主要性能 普通V带传动：承载能力较低传动平稳、噪声小、能缓冲吸震；结构简单、轴间距大、成本低、外廓尺寸大、传动比不恒定、寿命短。一般单级传动比24速度2530m/s 。应布置在低速级。链传动（一班滚子链）：工作可靠、平均传动比恒定、轴间距大、瞬时速度不均匀、高速时运动不平稳、适应恶劣环境、适用于低速传动。一般单级传动比26速度低于15m/s。由于运转不平稳，有冲击，应布置在低速级。渐开线圆柱齿轮传动：传动的速度和功率范围很大、效率高、（一对齿轮可达9899.5%）对中心距的敏感性小，装配和维修简便，应用十分广泛。一般单级传动比一般18m/s，速度一般150m/s以下。斜齿轮相对直齿轮传动平稳，常用在高速级或传动平稳的场合。开式齿轮传动工作环境较差，润滑不良，磨损较严重，应布置在低速级。圆锥齿轮传动：圆锥直齿轮轴向力小，比曲线齿制造容易，可制成鼓形齿。圆锥曲线齿比直齿锥齿轮传动平稳、噪声小、承载能力大。一般单级传动比为24m/s，速度不高于5m/s。总体来说加工困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮。所以只有在改变轴的布置方向时采用，并且放在高速级。普通圆柱蜗杆传动：传动比大、工作平稳；噪声较小、结构紧凑、在一定条件下有自锁性、效率低。一般单级传动比880m/s，速度1535m/s。使用时要求减速器结构紧凑，可布置在低速级，若要提高承载能力和传动效率可布置在高速级。2.3传动类型选择理由以及和其他类型传动装置的比较 本装置为小功率传动：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。且减速箱采用两级展开式圆柱斜齿轮传动。与蜗轮蜗杆传动方案比较，提供传动比较小，但结构简单制造容易。与锥齿轮比较，无法改变传动方向，但构造简单，制造容易，成本低。减速箱输出端外采用带传动，能满足远距离传动输出条件，结构简单。3 传动方案的技术设计与分析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如无特殊需要，一般采用Y系列三相异步交流电动机，它是我国80年代的更新换代产品，具有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于无特殊要求的各种机械设备。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。符合国际防护等级要求。能防止手指触及机壳内带电体或转动部分；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，噪声低，体积小，重量轻等优点。适合驱动无特殊要求的各种机械设备，如水泵，鼓风机，金属切削机床及运输机械等。 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，节能，堵转转矩高，噪声低，振动小，运转安全可靠。能防止灰尘，铁屑或其他杂物侵入电机内部；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，脱谷机及其他农业机械，食品机械，矿山机械等。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。是Y系列（IP44）电机的派生产品。它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。具有制动快，定位准确的优点。冷却方式为ICO141。因为本次带式传动系统的工作地点为室内，功率大约2.2kw，且为了防止电机意外伤人，故选用防护式笼型电动机，选用Y系列（Y112M-6)三相异步电动机。3.1.2 电动机容量确定按工作要求和工作条件，选用Y系列三相笼型异步电动机全封闭自扇冷式结构 a. 确定电机容量 电动机的输出功率为 b. 传动装置总效率 式中，为联轴器效率（弹性联轴器），；为齿轮传动效率（8级精度齿轮传动），；为轴承效率（滚动轴承），；为卷筒效率，则有 a=0.9920.9720.984=0.85所以 =1.20 kW 电动机的容量主要根据发热时的发热条件决定，本次课程设计的机械为稳定载荷 下连续运转的机械，传递功率较小，故只需要使电动机的额定功率稍大于实际功 率即可，一般不需要校验发热和起动转矩。 3.1.3 电动机转速选择 卷筒轴工作转速为 按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器 =840，故电动机转速可选范围为=(840)53.2=425.62128（r/min）符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min 。综合考虑电动机的传动装置的尺寸、重量、价格等因素，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机，型号为Y112M-6，其主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)Y112M-62.210009402.02.2 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 电动机满载转速=940 r/min 因此总传动比为=940/53.2=17.673.2.2 各级传动比分配 3.2.2.1 分配方案对于两级展开式圆柱齿轮减速器，其传动比可按下式分配此传动比设计方案使得各级传动比都在合理范围内，外廓尺寸和重量较小，各级大齿轮浸油深度合理，满足高速级传动比大于低速级，低速级中心距大于高速级。各级尺寸协调结构匀称，便于安装。本装置为两级展开式两级齿轮和热处理条件相同、齿宽系数相等时，为使高低速级大齿轮浸油深度大致相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下式分配：i1=4.795.15取=5.0 =17.67/5.0=3.53 3.2.2.2 传动系统的总体参数、运动和动力参数计算与确定。1.各轴转速轴（r/min） 轴=940/5.0=188（r/min）轴 =188/3.53=53.20（r/min） 卷筒轴=53.20（r/min）2. 各轴输入功率轴 =1.200.99=1.19（kW）轴 =1.190.980.97=1.13（kW）轴 =1.130.980.97=1.07（kW）卷筒轴 =1.070.980.99=1.04（kW）3.各轴输入转矩 电动机轴输出转矩为：=9550=95501.20/940=12.19Nm轴 =12.190.99=12.07 Nm轴 = =12.075.00.980.97=57.37 Nm轴 = =57.373.530.980.97=192.51 Nm卷筒轴 =192.510.980.99=186.77 Nm运动和动力参数计算结果整理于下表轴号功率P/kW转矩T/（Nm）转速n/（r/min）传动比i效率电机轴1.2012.199401.000.99轴1.1912.079405.000.95轴1.1357.371883.530.95轴1.07192.5153.201.000.97卷筒轴1.04186.7753.204 关键零部件的设计与计算4.1 设计原则制定齿轮传动的设计应遵循一定的原则，对于圆柱齿轮有下列原则： （1)选择齿轮材料时通常先估计毛坯的制造方法。当齿轮直径时根据制造条件，可以选用锻造或铸造毛坯；当时多用铸造毛坯。小齿轮根圆直径与轴径接近时齿轮与轴可制成一体，此时所选材料应兼顾轴的要求。材料选定后应根据毛坯尺寸确定材料机械性能，以进行齿轮强度计算。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，必要时应对计算作相应的修改。 （2）一般取小齿轮齿数 （3）在各种齿轮强度计算公式中，采用的齿宽系数定义有三种：，由于d1，a,m之间有一定的几何关系，因此如果其中一个已取值，其他两个就随之确定，不能随意领取。 根据齿宽系数求出的齿宽b应为一对齿轮的工作宽度，即大齿轮宽度。为易于补偿齿轮轴向误差，应使小齿轮宽度大于大齿轮宽度，可取b1=b+(510)mm. (4)齿轮传动的几何参数和尺寸有严格的要求，应分别进行标准化，圆整或计算其精确值。例如模数必须取标准值，中心距和齿宽等结构尺寸应尽量圆整。啮合尺寸，如节圆，分度圆，齿顶圆的直径，螺旋角，变位系数等必须计算精确值，长度尺寸精确到小数点后23位（单位为mm)，角度精确到秒（）。根据以上的设计原则，可以得到: 第一级：传动类型：圆柱斜齿轮 精度等级：圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故初选8级精度按GB/T 10095. 材料和热处理：45号钢（锻钢） 第二级：传动类型：圆柱斜齿轮 精度等级： 圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故初选8级精度按GB/T 10095. 材料和热处理：45号钢（锻钢）4.2齿轮传动设计方案 第一级：圆柱斜齿轮 软齿面（),小齿轮调质HB1=240，大齿轮正火HB2=190 -=240-190=50 HBS ，合适 按齿面接触疲劳强度进行设计，按齿根弯曲疲劳强度进行校核。 第二级：圆柱斜齿轮 软齿面（),小齿轮调质HB1=240，大齿轮正火HB2=190 -=240-190=50 HBS ，合适 按齿面接触疲劳强度进行设计，按齿根弯曲疲劳强度进行校核。4.3 第一级齿轮传动设计计算4.3.1 第一级齿轮传动参数设计（1）选取齿数：由于此件为常规件,(2040),因而,第一级小齿轮选择齿数为22.大齿轮齿数， =i=225.0=110,取Z2 =110真实传动比i=5.0,传动比误差为01，按=1计算) 计算当量齿数查取齿形系数由机械设计P89 表6-21查得齿形系数 查取应力修正系数由机械设计P89 表6-22查得应力修正系数 弯曲疲劳强度极限由机械设计P96图6-28c查得， 小齿轮的弯曲疲劳强度极限应力， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限应力 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： 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，得 故,（2）校核弯曲强度 满足弯曲强度，故所选参数合适。4.4第二级齿轮传动设计计算4.4.1 第二级齿轮传动参数设计（1）选取齿数：由于此件为常规件,(2040),因而,第一级小齿轮选择齿数为33.大齿轮齿数， =i=333.53=116.5,取Z2 =117真实传动比i=3.53,传动比误差为01，按=1计算) 计算当量齿数查取齿形系数由机械设计P89 表6-21查得齿形系数 查取应力修正系数由机械设计P89 表6-22查得应力修正系数 弯曲疲劳强度极限由机械设计P96图6-28c查得， 小齿轮的弯曲疲劳强度极限应力， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限应力 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： 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，得 故,（2）校核弯曲强度 满足弯曲强度，故所选参数合适。4.5 轴的初算 轴： （1）输入轴上的转速、功率、和转矩： （2）切应力法初定最小轴径 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计课程设计指导手册公式初步计算轴径。 轴受弯矩时，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得： 轴：1. 中间轴上的转速、功率和转矩 2.切应力法初定最小轴径 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计课程设计指导手册公式初步计算轴径。 轴受弯矩时，因为有双键，所以最短轴径需要增大7%， 故得： 所以，最小轴颈为23.0mm。 轴：1.输出轴上的转速、功率、和转矩： 2.切应力法初定最小轴径 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计课程设计指导手册公式初步计算轴径。 轴受弯矩时，且因轴上有双键槽，增大轴径的7%，故得： 上式计算的轴颈可作为结构设计的参考尺寸，一般作为传递转矩段的最小直径，需经适当圆整。当轴上弯矩较大时，C取较大值。 当外径轴通过联轴器与电机轴联接时，若初算直径d与电机轴和标准联轴器孔不相匹配时，可考虑适当调整此处轴颈d。按此方法设计出轴的结构后，若在强度校核中安全系数过大，为优化结构，可考虑采用非标准联轴制器，进而可以减少轴的各段直径。 4.6 键的选择及键联接的强度计算4.6.1 键联接方案选择常用的键连接有以下几种： 普通平键：靠侧面传递转矩。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。应用最广，也适用于高精度、高速或承受变载、冲击的场合。 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，如变速箱中的滑移齿轮。 滑键连接：靠侧面传递转矩，对中性好，结构简单。用于轴上零件轴向移动量较大的场合。 半圆键连接：靠侧面传递转矩。键在轴槽中能绕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，适用于轴的锥形端部。 楔键连接：键的上下两面是工作面。键的上表面和毂槽的底面各有1：100的斜度，装配时需打入，靠楔紧作用传递转矩。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。 本次课程设计的键连接要求轴上零件无轴向位移，且要求装拆方便，对中性好，所以选择普通平键连接。 键的选取 轴键槽部分的轴径为18mm，轴长为40mm所以选择普通圆头平键键 A635 GB/T 1096-79轴左右两端键槽部分的轴径为32mm，轴长分别为44mm、74mm，所以选择普通圆头平键右端 键 A1040 GB/T 1096-79左端 键 A1070 GB/T 1096-79轴左端键槽部分的轴径为38mm，轴长为80mm，所以选择普通圆头平键键 A1070 GB/T 1096-79右端键槽部分的轴径为47mm，轴长为68mm，所以选择普通圆头平键键 A1463 GB/T 1096-79对比分析常用键联接，确定键联接形式及尺寸选择依据4.6.2 键联接的强度计算假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为 查表得，钢材料在静载荷下的许用挤压应力为125150MPa，所以取输入轴、I、II、III、输出轴的转矩分别为： (1)、输入轴上键的强度计算键所能传递的转矩为： (2)II轴上高速级齿轮端键的强度计算键所能传递的转矩为：(3)II轴上低速级齿轮端键的强度计算 键所能传递的转矩为：(4)III轴上低速级齿轮端键的强度计算键所能传递的转矩为：(5)输出轴上键的强度计算键所能传递的转矩为： 故键符合要求。4.7 滚动轴承选择及轴的支撑方式深沟球轴承：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。调心球轴承：主要承受径向载荷和不大的双向轴向载荷。轴承外圈内表面是以轴承中点为心的球面，内外圈轴线允许有小于3的相对偏转角，故能自动调心，以适应轴的变形或安装误差。这类轴承适用于弯曲刚度较小的轴、二轴承孔同心度较低及多支点的支撑中。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。它能承受大的径向载荷，不能承受轴向载荷，适用于刚性大、对中性好的支撑中。滚针轴承：径向结构尺寸紧凑，只能承受径向载荷。对轴的变形或安装误差很敏感，适用于转速较低、径向尺寸受限制的场合。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，接触角愈大承受轴向载荷的能力也愈大。这类轴承宜成对使用，适用于旋转精度高的支撑。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，故同时承受径向载荷和单向的轴向载荷的能力比角接触球轴承的大，但其极限转速低。轴承外圈可分离，安装、调整方便，宜成对使用。推力球轴承：两套圈的内孔直径不同，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，转速不很高的支撑中。滚动轴承的轴向紧固装置种类很多，选用时应考虑轴向载荷的大小、转速的高低、轴承类型及其在轴上的安装位置和装拆条件等。载荷愈大、转速愈高，轴向紧固应愈可靠。这时，内圈多采用锁紧螺母、止动垫圈，此二者必须同时使用，止动垫圈起防松作用；外圈多采用端盖、螺纹环等。轴向载荷较小、转速较低时内圈多采用轴用弹性挡圈、紧定套、套筒；外圈多采用端盖孔用弹性挡圈、制动环等。锁紧螺母与止动垫圈、弹性挡圈、紧定套等已经标准化。由于具有轴向载荷，且轴承成对使用，要求旋转精度较高，可调心，所以采用角接触球轴承。轴 7205C 左侧轴承依靠套筒做轴向定位；右侧轴承依靠套筒和定位轴肩做轴向定位轴 7206C 两侧轴承均依靠端盖和套筒进行轴向定位。轴 7209C 左侧轴承依靠端盖和定位轴肩进行轴向定位；右侧轴承依靠端盖和套筒进行轴向定位。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装配图整体布局选用零号绘图纸采用1：1的比例绘制减速器的三个视图，其中，对于俯视图采取剖视，主视图和左视图采取整体不剖分的视图。三个视图的具体位置及标题栏、明细栏、技术要求等的位置如下图所示： 5.1.2 轴系结构设计与方案分析轴的径向位置一般由两个共同限定，而轴向位置则可以有不同的限定方法，由 此可将支撑结构分为以下三种基本型式：两端固定支承 指两个支承端各限制一个方向的轴向位移的支承 方式。在纯径向载荷或轴向载荷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。受径向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撑。固定-游动支承 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（称固定端）以实现轴的轴向定位。而在轴的另一支承端，使轴承与轴或外壳空间可以相对移动（称游动端），以补偿轴因热变形及制造安装误差引起的长度变化。固定端轴承的内、外圈，应分别与轴和外壳孔作轴向固定和定位。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。当采用其他类型轴承时，可根据载荷形式和工作条件，分别使内圈与轴或外圈与外壳孔成间隙配合，以满足轴向游动的需要。固定-游动支承的运转精度高，对各种工作条件的适应性强。两端游动支承 两端游动支撑结构中两个支承端的轴承，都对轴不作精确的轴向定位，因此都属于游动支承。此类支承常用于轴的轴向位置已由其他零件限定的场合。几乎所有不需要调整的轴承，均可作游动支承。如用深沟球轴承或调心滚子轴承构成游动支承时，只需将内、外圈之一采用间隙配合。用内圈或外圈无挡边的圆柱滚子轴承作游动支承时，轴承本身就可以进行长度调整。角接触轴承不宜用作游动支承。两端游动支承不需要精确限定轴的轴向位置，因此安装时不必调整轴承的轴向游隙。工作中即使处于不利的发热状态，轴承也不会被卡死。 经过以上三种方案的比较，轴采用两端固定支承的方式。 5.1.2.1 高速轴结构设计与方案分析高速轴采用的是齿轮轴的结构，由于与齿轮轴配合的轴径两边轴径需要用作轴承的定位轴肩，可取而与齿轮轴配合的轴径需大于此值13，取轴径d=32mm，这与斜齿圆柱齿轮的齿根圆直径比较接近(,h=4.5)，故可以做成齿轮轴的结构，以增大齿轮的强度，并可以减少齿轮定位所需要的零件，节约成本。由于采用的是齿轮轴的形式，所以高速轴上的斜齿圆柱齿轮不需要做轴向定位；左侧轴承外圈依靠套筒和内圈采用套筒做轴向定位；右侧轴承外圈依靠套筒和内圈采用定位轴肩做轴向定位。输入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。 1).轴上零件装配方案。从左到右为轴端1到轴端6 2).根据轴向定位以及轴上零件的要求确定轴的各段直径和长度 a.第一轴段 第一轴段和联轴器相配合，所以，其长度和直径均由联轴器确定。由于联轴器内径为18mm，所以第一轴段的内径也是18mm, 联轴器长42mm,轴段比联轴器略短1-2mm,所以，L1=40mm. b.第二轴段为了满足联轴器的轴向定位，有 ，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，取至于其长度： c.第三段轴 第三段轴承轴段，用轴间用作轴承的轴向定位，需要考虑轴承的选择。因轴承同时受有径向力和轴向力，但轴向力不大，故选用角接触球轴承。由机械设计课程设计指导手册续表16-2（0）2系列：轴承型号7205C255215 所以，第三段轴的直径d3=25mm，l3=m=15mm. d.第四段轴 第四段轴连接齿轮轴的齿轮部分和轴承部分，为非精加工轴段，第四段轴的直径d4=30mm,l4=99mm. e.第五轴段 第五轴段为齿轮轴段， 其尺寸即为高速级小齿轮尺寸 f.第六轴段 第六段轴也为轴承轴段，d6=25mm,定位方式为套筒定位， 5.1.2.2 中间轴结构设计与方案分析 中间轴采用的是装配式的结构，由于与轴配合的齿轮的齿根圆直径与轴径相差 较大，所以采取装配式的结构，并且齿轮可以做成轮辐式的结构以减轻质量。轴上 齿轮的固定采用套筒和定位轴肩来定位，左右侧轴承均采用外圈依靠轴承端盖和内 圈采用套筒做轴向定位。 轴的结构设计 1）轴上零件装配方案从左到右为轴段15 2）.根据轴向定位以及各个标准件的要求确定轴的各段直径和长度 a.第一轴段 第一轴段上有轴承，因而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，故选用角接触球轴承。故取。由机械设计课程设计指导手册续表16-2（0）2系列：轴承型号7206C306216 所以，。轴承宽度16mm 轴承到箱体内壁4mm，箱体内壁到齿轮近端12mm，-轴段深入齿轮2mm,=34mm b.第二轴段 第二轴段为锥齿轮段，第二段轴为非定位轴肩，考虑到装配方便，应比第一段轴直径多出mm,所以， c.第三轴段 第三轴段的主要作用是为两齿轮提供定位轴肩，因此，此轴段有轴向力，所以，有，在此，取， d.第四轴段 第四轴段的要求与第二轴段一样，因此，有 ， e.第五轴段 第五轴段的要求与第一轴段一样，因此，有 ， 5.1.2.3 低速轴结构设计与方案分析 1）轴上零件装配方案 从左到右轴段71 2）根据轴向定位以及轴上零件的要求确定轴的各段直径和长度 a.第一轴段 第一轴段和联轴器相配合，所以，其长度和直径均由联轴器确定。由于联轴器内径为38mm，所以第一轴段的内径也是38mm, 联轴器长82mm,轴段比联轴器略短1-2mm,所以，L1=80mm. b.第二轴段为了满足联轴器的轴向定位，有 ，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，取至于其长度，箱体内壁到轴承端面的距离： ，端盖厚度为10mm，从端盖到联轴器的距离至少为15mm，在此，取16mm，因此，轴长 c.第三轴段 第三轴段为轴承轴段，需要考虑轴承的选择。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，故选用角接触球轴承。由机械设计课程设计指导手册续表16-2（0）2系列：轴承型号7209C458519 故取， d.第四轴段 由于第四轴段作定位轴肩有轴向力，因此， 因此，取 至于其长度，由于箱体内壁与轴承之间的距离为4mm，综合考虑两对齿轮 的宽度，有 e.第五轴段 第五轴段作为齿轮的定位轴间，故需要比齿轮轴段大mm,故=54mm,=10mm f.第六轴段 第五轴段为齿轮轴段，由于齿轮宽度为70mm，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;同时，该轴肩为定位轴肩，因此，取， g.第七轴段 第六轴段安装轴承，由于轴承为对称安装，因此，有 ， 在以上选择轴径的过程中，综合考虑了安全性和经济性的因素，考虑到安全性，最小轴径应大于按许用切应力计算出的最小轴径，但同时轴径过大会造成材料的浪费和整个机体质量的上升，从而造成生产成本的上升，综合考虑各因素，故选择以上各轴参数。 输入轴与输出轴平行分布在箱体内，轴上零件所产生的轴向力应能够相互抵消，以保证轴所承受的轴向力较小。 5.2零件图设计a.低速级透盖零件图、技术要求、材料工艺如图所示（主要依据轴径，和工作需要设计）：b.低速轴零件图、技术要求、材料工艺如图所示（设计方法上已说明） c.低速级大齿轮零件图、技术要求、材料工艺如图所示：（由于是大批量生产，故需要使用模锻，拔模斜度1：10 ） 5.3 主要零部件的校核与验算5.3.1 轴系结构强度校核输出轴校核1.整体受力图如下：2.水平面受力图： 3. 垂直面受力图：4.计算斜齿轮上的三个力： 5.计算轴承反力 .水平面 （122.5+63.5） =.垂直面 6.各个力矩图：.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： .水平面弯矩图.垂直弯矩图109393.合成弯矩图107972123848.转矩图1925106、判断危险截面由图可知齿轮中间断面C处为危险截面，故对此端面进行校核7、安全系数法校核轴的强度 、C端面校核 (1)各项参数选择 .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由式.有效应力集中系数 弯矩M=139864N.mm 由于此件为配合件，因而，此处选取配合零件的综合系数，由经插值后可查得（k）D=3.50 (k)D=2.50.表面状态系数轴按磨削加工，由表10-12查得：表面质量系数为 .尺寸系数由表10-14查得尺寸系数； （2）代入公式，进行安全系数校核所以轴在截面C处的安全系数为由式10-5（设无限寿命，k=1）故C截面处安全 5.3.2 滚动轴承的寿命计算该减速器输出轴的转速为53.2r/min，又因为输出轴上的齿轮为圆柱斜齿轮，因此该轴同时承受径向载荷和单向轴向载荷，因此选择极限转速高，能同时承受较大的径向载荷和和单向轴向载荷的角接触球轴承。 现计算输出轴轴上的一对轴承的寿命。已知： （4）载荷平稳1、轴承型号：根据轴的直径，选轴承型号为7209C，d=45mm，D=85mm，B=19mm，基本额定动载荷 C=38500N，基本额定静载荷 Cor=28500N，采用油润滑，极限转速为9000r/min. 查表得 S=0.5Fr（=15o，e=0.5） 则 ： 2、计算单个轴承的轴向载荷比较S1+Fa与S2的大小由图示结构知，1轴承“放松”，2轴承“压紧”。则它们的轴向力为：Fa1=408N，Fa2=803N 3、当量动负荷P： 轴承A: （由机械设计P169表11-7得fp=1.01.2，取fp=1.1） 轴承B： 所以，有1455N 4、寿命计算： 经过计算，轴承虽然寿命很大，但是不需要更换，更换甚至可能会造成成本的上升。6主要附件与配件的选择6.1联轴器选择 联轴器主要有两类：无弹性元件挠性联轴器（也称可移式刚性联轴器）：这类联轴器利用自身具有相对可动的元件或间隙，即元件间的活动度，来补偿两轴相对位移。由于可动元件间存在相对运动而发生摩擦，引起磨损，因此需重视润滑。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。有弹性元件挠性联轴器（又统称为弹性联轴器）：这种联轴器由于含有能产生较大弹性变形的元件，除具有补偿性能外，还具有缓冲和减振作用。弹性元件储存能量越多则缓冲能力越强，弹性元件的弹性滞后性能越好，则减振作用越大。由于受弹性元件强度限制，这种联轴器传递转矩的能力一般不及无弹性元件联轴器。金属弹性元件的主要特点是强度较高、传递转矩能力较大、使用寿命长且性能稳定；非金属弹性元件(主要是橡胶、尼龙和聚氨酯等工程塑料）的有点是制造方便，易获得各种结构形状且具有较高的阻尼性能。该装置润滑良好，为油润滑，但两轴运转过程中可能有相对位移，为保证正常工作，输入轴选LT2型轴孔直径18mm的弹性套柱销联轴器。公称转矩16许用转速7600r/s， 轴孔长度L=42mm。输出轴选HL3型弹性柱销联轴器。许用转速5000r/s,轴孔直径38mm，轴孔长度82mm。6.2 润滑与密封的选择6.2.1 润滑方案对比及确定齿轮采用浸油润滑，由机械设计课程设计指导手册图7-12查得选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。当齿轮圆周速度时，低速级大齿轮浸入油的深度约一个齿高，高速级大齿轮三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。由于高速级齿轮速度大于2m/s，相对于脂润滑来说油润滑效果更好，故轴承润滑采用油润滑。润滑可以减小传动过程中的摩擦，从而提高传动的效率，节约能源，保护环境。6.2.2 密封方案对比及确定 适合的密封形式与圆周速度如下表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8一下10以下密封形式有很多，不同的密封形式密封效果也不一样：橡胶油封：效果较好，应用广泛。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，不需要再有轴向固定；另一种是没有金属骨架，这时需要有轴向固定装置。毡圈密封：密封效果较差，但结构简单对润滑脂润滑也能可靠工作。油沟和迷宫式密封：非接触式密封，其优点是可用于高速，如果与其他密封形式配合使用，则效果更好。综合考虑以上因素，为实现较好的密封效果，防止漏油污染环境，所以采取橡胶油封，由于密封圈所在的轴径d=22mm，所以采取有骨架的密封圈。密封用J形骨架密封圈防止外界的灰尘、水分等侵入轴承。 6.3 通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对减速器密封极为不利。所以多在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证箱体内外压力均衡，提高箱体有缝隙处的密封性能。 简易的通气器常用带孔螺钉制成，但通气器不要直通顶端，以免灰尘进入，这