机械设计课程设计-同轴式二级圆柱齿轮减速器.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： 同轴式二级圆柱齿轮减速器 全套图纸加扣3012250582 学 院： 机械工程学院 年级专业： 机电控制工程 学 号： 学生姓名： 指导教师： 目 录 1 项目设计目标与技术要求32 传动系统方案制定与分析43 传动方案的技术设计与分析5 3.1 电动机选择与确定5 3.2 传动装置总传动比确定以及分配及其动力分析64 关键零部件的设计与计算8 4.1 设计原则的确定84.2 齿轮传动设计方案94.3 第一级齿轮传动设计计算 104.4 第二级齿轮传动设计计算 144.5 轴的初算 164.6 键的选择以及键联接的强度计算 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23 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23 5.2 主要零部件的校核与计算 296 主要附件与配件的选择 35 6.1 联轴器的选择 35 6.2 润滑与密封的选择 36 6.3 通气器 37 6.4 油标 37 6.5 螺栓及吊环螺钉 38 6.6 油塞 387 零部件的精度与公差确定 39 7.1 精度制定原则 39 7.2 减速器主要结构以及配合要求 39 7.3 减速器的主要技术要求 408 项目经济性分析与安全性分析40 8.1 零部件材料，工艺，精度等选择经济性 41 8.2 减速器总重量估算及成本初算 42 8.3 安全性分析 42 8.4 经济性与安全性综合分析 429 设计小结 4310 参考文献 441 项目设计目标与技术要求1.1任务要求 随着社会的进步，人力已经渐渐不能满足人们在生活生产中的需要，机械的产生大大的减少了人力的使用，用最小，人们所能达到的力量去完成那看似不能完成的事情，传送装置可以代替人力实现物料的空间移动，从而节约人力，降低生产成本，提高生产效率。本次的设计任务为设计一种同轴式带式输送机传动装置，并且能够用于生产实践中，带给人们方便。1.2 技术要求 任务书如下：机械设计课程设计任务书一 设计题目：带式输送机传动装置二 传动装置简图：三 原始数据及要求 F=1910N D=0.29m V=0.73m/s 四 其他条件 使用地点：室外 生产批量：小批 载荷性质：微震 使用年限：六年一批2 传动方案的制定与分析鉴于机械设计课程设计任务书首先对其他各种减速器形式进行了比对和分析。分析结果如下：方案1：二级展开式圆柱齿轮 优点：传动比一般为840，用于平行轴之间的传动，结构简单，加工和维修都比较方便，效率高，成本低，应用广泛。并且高速级和低速级均用斜齿轮，冲击、振动和噪声较小，重合度大，结构紧凑，传动较平稳，适用于高速传动。工作可靠，寿命长。 缺点：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，要求轴有较大刚度，一般适用于载荷较平稳的场合；斜齿轮还会产生轴向力。方案2：二级圆锥-圆柱齿轮减速器 优点：锥齿轮布置在高速级，圆锥为直齿时i=820，为斜齿或曲线齿时i=840；用于传递相交轴之间的传动;结构紧凑，传动效率高。缺点：和圆柱齿轮相比，直齿圆锥齿轮的制造精度较低，工作振动和噪声比较大，故圆周速度不宜过高；且圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，所以只有在改变轴的布置方向时采用。方案3：蜗杆-齿轮减速器 优点：蜗杆布置在高速级，效率相对较高，结构紧凑、工作平稳、无噪声、以及能得到很大的传动比，一般为1560，最大到480。 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的低，同时蜗轮需用贵重的减摩材料（如青铜）制造；蜗杆单头效率较低，多头虽效率提高，但制造困难。此外，蜗杆传动发热大，温升高，润滑的要求相对苛刻，在设计时还需进行热平衡计算。方案4：二级同轴式减速器 优点：传动比一般为840，用于平行轴之间的传动，横向尺寸较小，结构简单，加工方便等，与展开式大致相同 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以充分利用。3 传动方案的设计与分析 3.1 电动机的选择和确定 3.3.1 选用电动机的类型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。此产品具有高效，节能，噪音小，振动小，运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率等级符合国家标准，适用于无特殊要求的各种机械，对于有较大冲击和振动的机械应采用YZ或者YZR系列，根据课程设计指导书应选择Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构。3.1.2 电动机容量的确定工作机输入功率： 式中 取 传动总效率式中为轴承的效率，为齿轮效率，为联轴器效率所以有 选择电动机的转速：卷筒轴的工作转速：=60v/d=600.74/3.140.29=48.76（r/min）查知道手册P8表2-2的二级圆柱减速齿轮减速器i=840则电动机转速可选范围为n=in=（840）48.76=390.081950.4（r/min）符合这一范围的转速有1000（r/min）和1500（r/min）根据计算得到的电动机的功率Pd=1.73kw,查设计指导手册P120表14-4，取电动机额定功率Ped=2.2kw根据计算得出的电动机的额定转速，可选择四种不同的电动机，其主要性能参数表如下：表3-1 额定功率为2.2kw的Y型（IP44）电动机主要参数表型号Y90L-2Y100L1-4Y112M-6Y132S-8额定功率/kw2.22.22.22.2同步转速/kw300015001000750满载时转速/（r/min）28401430940710电流/A4.745.035.615.81效率/%80.58180.581功率因数cos0.860.820.740.717.07.06.05.52.22.22.02.02.32.32.22.0GD/(N)0.0140.0540.1380.314质量（B3）/kg25344563综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等因素，决定选用同步转速为1000r/min,额定转速n电=940r/min的电动机。结果:电机型号为Y112M-6，Ped=2.2kw,n电=940r/min3.2 传动装置的总传动比的确定以及分配及其动力分析 3.2.1 传动装置的总传动比确定以及各级传动比的分配 传动比的分配原则一般如下： 各级传动比都应在合理的范围内，以符合各种传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑。 尽量使传动装置外廓尺寸或重量较小。 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。通常低速级中心距大于高速级的，因而为使两级大齿轮直径相近，应使高速级传动比大于低速级的。使各级传动尺寸协调，结构匀称合理，便于安装。根据上述传动比的分配方案进行工作是一个复杂繁琐的过程，对于所设计的同轴式的减速器有一些建议个经验可供参考，同轴式二级圆柱齿轮减速器，在是中心距相等的情况下，能后的达到两队齿轮的接触强度相等的要求，在两对齿轮的材料相同的条件下，齿宽系数低速级是高速级的1.2倍，这类减速器的传动比可以选取，这是d2=d4，润滑条件比较好，但是不能做到两级齿轮的强度相等，所以高速级齿轮强度仍然有富裕。所以总传动比：由所以，取3.2.2 传动装置的运动和动力参数各轴转速如下: 高速轴转速（rmin） 中间轴转速 低速轴转速 卷筒轴的转速电动机输出功率为，1 2 3 卷筒轴输入功率 由得，各轴输出转矩值如下电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 卷筒轴 其运动和动力学参数整理于下表 表3-2 运动和动力学参数转速n（rmin）转矩T（）功率P（kw）传动比i效率电机轴94017.571.7310.99高速轴94017.401.714.390.96中间轴214.1272.611.634.390.96低速轴48.77303.021.551.000.97卷筒轴48.77288.051.504 关键零部件的设计与计算4.1 设计原则的制定 一般情况下圆柱齿轮的安全系数S=1 圆柱齿轮传动设计原则 （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d500mm时根据制造条件，可以选用锻造或铸造毛坯；当d500mm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，以减小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）一般小齿轮齿数Z1=2040。 （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：d=b/d1,a=b/a,m=b/m,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，不能随意另取。 （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（”） 圆柱斜齿轮的确定1.传动类型：斜齿轮 2.精度等级：根据机械设计P76表6-2，常用精度等级为7、8、9，取8级。 3. 材料和热处理方式：根据机械设计P77表6-3， 小齿轮：45 调质 大齿轮：45 正火 ， 齿轮的加工方式采用锻造。由于为同轴式减速器都是斜齿轮传动一二级的安全系数和材料与设计准则相同。轴的安全系数选择如下表a/b0.450.550.550.700.700.90铸件S1.21.51.41.51.72.21.62.5轴的设计原则1 减速器一般采用阶梯轴，轴与传动件之间多用平键做轴向联接。2 尺寸较大的轴应该采用锻造的毛坯，铸造的毛坯应用较少。3轴的组成由轴颈，轴头，轴身，三部分，轴的各个截面最好是等强度的，从工艺上看来说形状最好越简单越好。轴的材料选择为45号钢正火处理4.2齿轮传动设计方案 1.根据热处理方式可得HB350HBS，因此选择闭式软齿面。 2.软齿面的主要失效形式为点蚀，故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 低速级齿轮传动设计计算 4.3.1 低速级齿轮传动参数设计1由使用条件，选择圆柱斜齿轮。小齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为240HBS。大齿轮选用45号钢，正火处理，硬度为190HBS。两者之差为50HBS，合适。2 精度：选取8级精度，按GB/T 10095。 3 初取齿数： 初选小齿轮齿数。 。4 选取螺旋角：初选=14 齿宽系数。5 由于为同轴式先从低速级开始设计，低速级齿轮设计：按齿面接触强度设计：按式（1） 确定载荷系数K：使用系数：由于动力机为电动机，工作状态为微振，由机械设计P82，表6-4查得动载系数：估计圆周速度v=4m/s, ，由机械设计P82图6-11(b)查得齿间载荷分配系数：K可由重合度查表可得，对于圆柱齿轮 由机械设计P84 图6-13 查得。齿向载荷分布系数：由机械设计P85图6-17，在对称布置，软齿面，尺宽系数的前提下，查得故，（2） 计算转矩T=72610 N/M。(3) 。确定弹性系数:由于大齿轮和小齿轮均采用45号钢。由机械设计P87表6-5查得材料的弹性影响系数 。 确定区域系数:由机械设计P87图6-19选取区域系 确定重合度系数：。确定螺旋角系数： 。 （4）齿轮材料的解除疲劳极限 可由机械设计P95图6-27查得： 小齿轮（45） HBS=240 调质 ： 大齿轮（45） HBS=190 正火 ： （5）计算盈利循环次数： （6）由机械设计P9图6-25曲线2取接触疲劳寿命系数 （7）确定疲劳强度安全系数：若按作齿轮材料疲劳极限试验所取定的失效概率计算齿轮的疲劳强度时，通常取S=1 （8） 计算齿轮传动许用应力： 取 （9）计算小齿轮分度圆直径： （10）计算圆周速度： （11）修正载荷系数： 按 查表得 （12）校正试算分度圆直径：6 参数尺寸确定 （1）法向模量：通过查阅机械设计P76,表6-1，取标准值（2） 计算中心距： （3） 按照修整中心距修成螺旋角： （4） 计算分度圆直径： （5）计算齿轮宽度 取圆整为58mm 4.3.2 低速级齿轮传动强度校核 由公式 1重合度系数：2螺旋角系数：(由于 =1.581，按=1计算) 3 计算当量齿数： 4 由机械设计P89图6-21、图6-22查得齿形系数、应力修正系数分别为： 5 计算弯曲疲劳许用应力 6 确定弯曲疲劳强度极限：由机械设计P96图6-28查得， 小齿轮（调质HBS=240）的弯曲疲劳强度极限应力， 大齿轮（正火HBS=190）的弯曲疲劳强度极限应力 7 确定疲劳寿命系数：由机械设计P95图6-26按 ，分别查得弯曲疲劳寿命系数： 8 确定安全系数SF： 若按作齿轮材料疲劳极限试验所取定的失效概率计算齿轮的疲劳强度时， 通常取S=1 9 计算弯曲疲劳许用应力： 10 校核弯曲强度 满足弯曲强度，故所选参数合适,低速级齿轮设计完成。4.4 高速级齿轮传动设计计算 4.4.1 高速级齿轮传动参数设计 由于采用同轴式的中心距相等，所以d1=d3 ,d2=d4 高速级扭矩较小，减小齿宽为低速级的一半即可 所以低速级： Z1=22 d1=58mm b1=58mm Z2=97 d2=253mm b2=52mm a=155mm 即高速级为： Z3=22 d1=58mm b1=29mm Z4=97 d2=253mm b2=26mm a=155mm 4.4.2 高速级齿轮传动强度校核 即进行齿根弯曲强度校核 （1） 载荷系数K使用系数：由于动力机为电动机，工作状态为微振，由机械设计P82，表6-4查得动载系数： ，由机械设计P82图6-11(b)查得齿间载荷分配系数：K可由重合度查表可得，对于圆柱齿轮 由机械设计P84 图6-13 查得。齿向载荷分布系数：由机械设计P85图6-17，在对称布置，软齿面，尺宽系数的前提下，查得故，（2）重合度系数 （3）螺旋角系数（4）计算当量齿数 （5）由机械设计P89图6-21、图6-22查得齿形系数、应力修正系数分别为： （6）（7）计算弯曲疲劳许用应力 （8）确定弯曲疲劳强度极限：由机械设计P96图6-28查得， 小齿轮（调质HBS=240）的弯曲疲劳强度极限应力， 大齿轮（正火HBS=190）的弯曲疲劳强度极限应力 （9）确定疲劳寿命系数：由机械设计P95图6-26按 ，分别查得弯曲疲劳寿命系数： （10） 确定安全系数SF： 若按作齿轮材料疲劳极限试验所取定的失效概率计算齿轮的疲劳强度时， 通常取S=1 （11）计算弯曲疲劳许用应力： （12）校核弯曲强度 满足弯曲强度，故所选参数合适,高速级齿轮设计完成。4.5 轴的初算选取轴的材料为45钢（调质），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，根据机械设计课程设计指导手册公式初步计算轴径。1，3轴为外伸轴， 2轴为非外伸轴，查表取，,并考虑到与单键连接键削弱轴的强度，直径增大1.03倍。1 高速轴设计.高速轴上的转速、功率、和转矩： 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。=所以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相适应，需同时考虑联轴器型号。 查机械设计课程设计指导手册P126表15-1，选GY1型凸缘联轴器型号额定转矩轴孔直径轴孔长度Y型GY1联轴器251842 2 中间轴的设计 中间轴上的转速、功率和转矩 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。=所以3 低速轴设计 低速轴上的转速、功率和转矩 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。=所以低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相适应，需同时考虑联轴器型号。 查机械设计课程设计指导手册P126表15-1，选GY5型凸缘联轴器型号额定转矩轴孔直径轴孔长度Y型GY5联轴器40035604.6 键的选择及键联接的强度计算4.6.1 键联接的方案选择 1.常用的键连接有以下几种：（1）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。（2）滑键连接：靠侧面传递转矩，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。对中性好，结构简单。用于轴上零件轴向移动量较大的场合。（3）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。 （4）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。 通过对减速器各轴的转矩、工作场合的进行分析，可以得到该设计方案只需选取普通平键即可满足要求。 2键的选择 高速轴键槽部分的轴径为18mm，轴长为42mm所以选择普通圆头平键键 A634 GB/T 1096-79高速轴齿轮键槽部分的轴径36mm，轴长为28mm所以选择普通圆头平键键 A1022 GB/T 1096-79中间轴左右两端键槽部分的轴径为26mm，轴长分别为34mm、56mm，所以选择普通圆头平键左端 键 A825 GB/T 1096-79右端 键 A845 GB/T 1096-79 低速轴左端键槽部分的轴径为50mm，轴长为50mm，所以选择普通圆头平键键 A1445 GB/T 1096-79右端键槽部分的轴径为48mm，轴长为63mm，所以选择普通圆头平键键 A1045 GB/T 1096-79 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，所以取高速轴、中间轴、低速轴的转矩分别为： (1)高速轴上键的强度计算键所能传递的转矩为： (2)高速轴上高速级齿轮端键的强度计算键所能传递的转矩为： (3)中间轴上小齿轮端键的强度计算 键所能传递的转矩为：(4)中间轴上大齿轮端键的强度计算键所能传递的转矩为：(5)低速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 滚动轴承选择方案典型的滚动轴承由内圈、外圈、滚动体、保持架组成，保持架多用低碳钢冲压制成，其余采用强度高、耐磨性好的轴承合金钢制造。 轴承的选用，包括类型、尺寸、精度、游隙、配合以及支撑型式的选择与寿命计算（此处只进行轴承的选择与对比，寿命计算将在5.3.2进行），本次设计的是二级展开式圆柱齿轮减速器，其中轴承转速相对较高，载荷不大，旋转精度相对较高，故应该选择球轴承。滚子轴承一般适用于转速低，载荷较大或有冲击载荷时，此处不予具体分析。下面对几种可选择的球轴承方案进行对比分析：（1）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。（2）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。（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。（4）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。（5）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。（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。（7）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。 与轴承配合处轴的速度： 高速轴： 中间轴： 低速轴： 综上由于展开式加速器轴承中主要承受径向载荷，所以，不应选择推力球轴承；又由于其轴的长度不是很长，挠度变化不大，轴的刚度较大，故不宜选择调心球轴承。角接触球轴承一般用于径向载荷和轴向载荷都比较大的情况下，该减速器中，采用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，故选择高速轴和中间轴用角接触球轴承，在低速轴上选择用圆锥滚子轴承。轴的支撑方式在轴向用箱体进行支撑，在轴向利用端盖和套筒进行支撑。做到了轴向定位和周向定位的。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箱体尺寸：根据机械设计课程设计指导手册表4-1得名称符号尺寸关系数据箱座壁厚0.025a+5810mm箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱盖壁厚10.02a+5810mm端盖外壁至凸缘联轴器的距离LL(1520)15mm内壁至轴承座端面的距离l2l2=+c1+c2+(510)50mm大齿轮顶圆与内壁距离11.213mm齿轮端面与内壁的距离213mm加工留量353mm端盖厚度S1101510mm轴承端面至内壁的距离X1353mm5.1.1装配图整体布局主视图：俯视图：左视图：5.2轴系结构的设计方案分析 1 高速轴结构设计与方案分析（1）轴上零件的装配方案：联轴器、端盖、轴承、套筒、齿轮、套筒，另一端只安装轴承，中间有支架支撑。 （2）高速轴的尺寸设计 d1: 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即d1=18mm l1 :联轴器长42mm,所以，L1=42mm. d2: 满足联轴器的轴向定位，d2=24mm l2：轴肩到端盖需留出一定距离方便拆卸，留出长度5mm，端盖厚10mm，轴承座端面到轴承距离26mm，调整垫片厚1mm，所以，第二段轴长初步定为46mm d3：为轴承轴段，需要考虑轴承的选择 初步选择角接触球轴承,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7206C306216 所以d3=30mm l3:轴承的宽度为16mm，轴承到端面应有3mm 的距离，同时齿轮端面到箱体壁有13mm的距离中间用套筒定位 所以初定l3=34mm d4：和齿轮进行配合，一齿轮中间轮毂的大小有关，初定d4=36mm l4：是与齿轮联接的地方，利用键连接齿轮应多出轴承端14mm所以l4=28mmd5：为定位轴肩，大于d4 38mm所以d5=42mm。l5：一般选择610mm故初选l5=6mm d6：与轴承互相配合，所以d6=30mm。 l6：与轴承互相配合，所以l6=16mm。 轴尺寸的初步设计图： （3）齿轮结构分析 齿轮的结构形式一般分为两种，齿轮轴式和装配式结构，其各有优点和局限性，下面对两种方案进行对比分析： 方案1：齿轮轴式当齿轮的结构较小时，做成齿轮轴。当齿根圆直径大于轴径d，并且（x为齿轮的齿根到轮毂键槽上顶面的距离，即齿轮的最小厚度，为模数）时，并且当（d为轴径）时，轮齿必须用滚齿法或铣齿法加工。 优点：I 轴与齿轮做成整体件，制造成本相对降低，组织生产较容易II无需轴向固定和周向固定，结构相对简单承载力增大，转动比范围大； III做成整体式，载荷分布相对均匀，无其他固定装置，运行效率高。其缺点是，只有直径较小的齿轮才采用齿轮轴式，并且一旦齿轮部分或轴部分一处有损坏，则需换掉整根轴，经济成本会增加。方案2：装配式 ，齿轮与轴分开制造，当处于临界时，一般也选择分开制造，适用于直径较大的齿轮。大齿轮一般采用腹板结构，并在腹板上加工孔。优点是可以分开加工，加工工艺更细化，成品率高，并且当齿轮或轴损坏时，可不必全部更换，降低成本。缺点是其需要轴向固定和周向固定，传动效率会相对降低，传动的载荷相对降低。综上，并经计算=4.079，所以齿轮结构应做成齿轮轴结构。将和成一段，强度足够，考虑经济性使其直径=36mm。（4）轴承支承及固定：轴承的固定支承方式有三种，两端固定支承、固定-游离支承和两端游离支承。下面将三种方案进行对比：方案1：两端固定支承两个轴承各限制一个方向的轴向位移。在纯径向载荷或轴向力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，并在其中一个支承端留有适当空隙（。适应轴的受热伸长受径向载荷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承。其游隙可调，适用于旋转精度高的机械。方案2：固定-游离支承 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，以实现轴的轴向固定。另一端使轴承与轴或外壳孔间可以相对移动，以补偿因热变形及制造安装误差引起的长度变化。 这种支承中轴的轴向定位精度取决于固定端轴承轴向游隙的大小。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。 固定-游动轴承的运转精度高，对各种工作条件的适应性强。因此，在各种机床主轴、工作较高的蜗杆轴以及跨距较大的长轴支承中得到了广泛的应用。方案3：两端游动支承 两个支承端的轴承，都不对轴作精确的定位。次类支承常用于轴的轴向位置已有其他零件限定的场合，如在人字齿传动的支承中，一根轴进行了双向固定，另一根轴必须为双支点游动。否则，由于人字齿两侧齿轮不完全对称，会使轮齿受力不均匀，影响齿轮传动正常工作。 几乎所有不需要调整的轴承，均可作游动支承。两端游动支承不需精确限定轴的轴向位置，安装时不必调整游隙。工作即使处于不利的状态，轴承也不会被卡死。综上，二级同轴式减速器主要以承受径向力为主，轴的跨距大，运转精度不是很高，所以选轴承的固定方式选择两端固定支承。根据以上分析，可采用向心型轴承进行固定支承。轴承两端分别通过套筒和端盖实现轴向固定，且端盖与箱体之间有调整垫片，可以调整游隙。周向固定采用过盈配合实现。2 中间轴的结构设计与方案分析 （1）轴上零件的装配方案：端盖、轴承、套筒、齿轮、轴肩、齿轮、套筒、轴承、端盖。（2）中间轴的尺寸设计d1：此处和轴承相配合，所以d1=20mm 选择角接触球轴承轴承：由机械设计课程设计指导手册P138续表16-2（0）2系列：轴承型号7204C204714 l1：因为此段需要与轴承配合b=14mm，轴承端面和箱体端面应有35mm距离，此外齿轮距离箱体端面有13mm的距离，所以l1=33mm d2：此处和齿轮配合，轴的直接个齿轮的轮毂相关，同时应大于d1 38mm初取d2=26mm l2：齿轮的厚度应大于轴长度14mm，同时为保证齿轮与轴配合的键强度应选取l1.31.5d所以l2=34 d3：此处是定位轴肩，大于d2 38mm即可可取d3=32mm l3：用于补足轴的长度，此处长度待定。 d4：此处和齿轮配合，轴的直接个齿轮的轮毂相关，同时应小于d3: 38mm初取d4=26mm l4：齿轮的厚度应大于轴14mm，所以l4=56 d5：此处和轴承相配合，所以d5=20mm l5：因为此段需要与轴承配合b=14mm，轴承端面和箱体端面应有35mm距离，此外齿轮距离箱体端面有13mm的距离，所以l1=33mm 中间轴尺寸的初步设计图：（3）齿轮结构分析中间轴共有两个齿轮，第一级大齿轮和第二级小齿轮，经计算，x，应采用装配式结构。其固定方式相同，一端通过定位轴肩，另一端通过套筒实现轴向固定。周向固定通过平键联接实现。（4）轴承支承及固定中间轴也是主要承受径向力和轴向力，且轴的跨距大，故选择两端固定支承。两轴承的轴向固定通过套筒和端盖来实现，周向固定通过过盈配合实现。3 低速轴结构设计与方案分析（1）轴上零件的装配方案：联轴器、端盖、轴承、套筒、齿轮、套筒，另一端只安装轴承。 （2）低速轴的尺寸设计d1: 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35mm，所以第一轴段的内径即d1=35mm l2：联轴器长60mm,所以，L1=60mm. d2: 满足联轴器的轴向定位，d2=40mm l2：轴肩到端盖需留出一定距离方便拆卸，留出长度5mm，端盖厚10mm，轴承座端面到轴承距离34mm，调整垫片厚1mm，所以，第二段轴长初步定为50mm d3：为轴承轴段，需要考虑轴承的选择 初步选择圆锥滚子球轴承,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30209E458519 所以d3=45mm l3:轴承的宽度为16mm，轴承到端面应有3mm 的距离，同时齿轮端面到箱体壁有13mm的距离中间用套筒定位 所以初定l3=39mm d4：和齿轮进行配合，一齿轮中间轮毂的大小有关，初定d4=50mm l4：是与齿轮联接的地方，利用键连接齿轮应多出轴承端14mm所以l4=50mmd5：为定位轴肩，大于d4 38mm所以d5=55mm。l5：一般选择610mm故初选l5=6mm d6：与轴承互相配合，所以d6=45mm。 l6：与轴承互相配合，所以l6=19mm。 低速轴尺寸初步设计图： （3）齿轮结构分析中间轴有一个齿轮，第二级大齿轮，经计算，x，应采用装配式结构。其固定方式一端通过定位轴肩，另一端通过套筒实现轴向固定。周向固定通过平键联接实现。（4）轴承支承及固定中间轴也是主要承受径向力和轴向力，且轴的跨距不是很大，故选择两端固定支承。两轴承的轴向固定通过套筒和端盖来实现，周向固定通过过盈配合实现。5.2.2输入与低速轴的位置与相对关系；轴系结构与零件定位关系 由于同轴式的箱体尺寸较大，所以中间轴的跨度大，高速轴和低速轴在箱体两侧，箱体中间有支架来保证高速轴和低速轴的支撑，高速轴和低速轴在一条轴线上。 5.3 主要零部件的校核和验算 5.3.1 轴系结构强度校核与验算（选择低速轴进行校核） 求支反力、画出扭矩、弯矩图：圆周力：径向力： 轴向力： 弯矩： （2）计算轴承反力 水平面： 竖直面： 画水平面弯矩图，竖直面弯矩图和合成弯矩图及轴转矩图（3)判断危险截面 初步分析齿轮轴面为危险截面，最大弯矩为：。 (4)许用弯曲应力法校核轴颈（取齿轮旁轴肩直径） 轴材料为45钢，调制处理，查得， 用插值法查得： 当量弯矩,可知在齿轮剖面处的最大当量弯矩为： 35mm为轴相对最细处直径，也是最危险轴径处，校核通过，故经校核得出结论：轴安全（5）安全系数法校核轴颈（取齿轮旁轴肩直径，此处有轴肩和过度圆角，应力集中）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 由机械设计P155表10-11查得，过盈配合， 过渡圆角： 查机械设计P154表10-9得： 过盈配合的比较大，所以用过盈配合的综合应力系数 故经校核得出结论：轴安全 5.3.2 滚动轴承的寿命计算滚动轴承的选择及计算（低速轴） 该减速器低速轴的转速为48.77r/min，又因为低速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圆锥滚子轴承。 现计算输出轴轴上的一对轴承的寿命。 选择III轴的圆锥滚子轴承进行校核，初步选择圆锥滚子轴承，由机械设计课程设计指导手册选择GB/T 297-1994 30209E，其尺寸为dDTBc=45mm85mm20.75mm19mm16mm,Fa=701N，依据上节低速轴的计算校核过程，可以得到轴承在水平和竖直面的支反力，汇总于下表：方向水平竖直数值/N2227012661198图5-1 轴承受力分析 寿命计算，计算内部轴向力 S=FR/2Y e=0.4 Y=1.5 轴承被压紧，轴承被放松 计算当量动载荷， 查表11-7 由 得 计算寿命，取中较大的值代入寿命计算公式 选用30209E轴承符合要求。6 主要附件与配件选择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。由于减速器要求的工作情况为微振，考虑到价格、加工及安装等因素，所以选择刚性联轴器中的凸缘联轴器。输入轴选GY2型刚性凸缘联轴器，其公称转矩为63N/m，半联轴器的孔径长度d=18mm,半联轴器长度L=42mm。低速轴选GY5型刚性凸缘联轴器，其公称转矩为400N/m，半联轴器的孔径长度d=35mm，半联轴器长度L=60mm。6.2 润滑与密封的选择6.2.1 润滑方案对比及确定 润滑方式有油润滑和脂润滑两种，它们的优缺点如下： 油润滑：润滑可靠，摩擦系数小，具有良好的冷却和清洗功能，可用多种润滑方式以适应不同的工作条件，但是需要复杂的密封装置和供油设备。脂润滑：油膜强度高，油脂粘附性好，不易流失，使用时间较长，能防止灰尘、水分和其他杂物进入轴承，密封装置结构简单。缺点是：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增大。由于高速级齿轮速度大于v2m/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，不需要挡油板。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，圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm ，合理的选用润滑方式可以减小摩擦损耗，提高传动效率，节约能源，保护环境。 6.2.