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.docx

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（系）： 机械工程学院 年级专业： 13级机控1班 学 号： 学生姓名： 指导教师： 燕山大学课程设计报告目 录一、项目设计目标与技术要求11.1任务描述：11.2技术要求：1二、传动系统方案制定与分析1三、传动方案的技术设计与分析13.1电动机选择与确定13.1.1电动机类型和结构形式的选择23.1.2电动机的容量的选择33.1.3电动机转速的选择33.2 传动装置总传动比确定及分配33.2.1传动比33.2.2各轴转速43.2.3各轴输入功率：43.2.4各轴输入转距：4四关键零部件的设计与计算54.1设计原则制定54.1.1圆柱齿轮54.1.2蜗杆蜗轮54.1.3轴54.1.4箱体54.1.5其他零件54.2齿轮传动设计方案64.2.1软/硬齿面方案选择64.2.2设计及校核原则64.2.3直/斜齿轮选择方案64.3第一级蜗杆蜗轮传动设计计算64.4第二级斜齿轮传动设计计算104.5轴的设计和计算144.5.1 轴的初步估计及参数选择144.5.2 轴径最小值与安全性和经济型的矛盾174.6键的选择及键联接的强度计算174.6.1 键联接方案选择174.6.2键联接的强度计算184.7滚动轴承选择及轴的支撑方式184.7.1 滚动轴承的选择184.7.2 轴的支撑方式19五 传动系统结构设计与总成195.1装配图设计及部件结构选择195.1.1装配图整体布局195.1.2 轴系结构设计与方案分析195.2零件图设计205.3主要零部件校核与验算215.3.1轴系结构强度校核计算215.3.2 滚动轴承的寿命计算256.1联轴器的选择266.1.1选择类型266.2.2 选择型号276.2润滑和密封的选择276.2.1润滑方案对比及确定276.6.2密封方案对比及确定286.3 通气器286.4油标尺296.5启盖螺钉296.6 螺栓296.7定位销296.8吊钩296.9放油螺塞30七、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减速器的主要技术要求31八、项目经济性分析和安全性分析328.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性328.2 减速器总重量估算及加工成本初算328.3安全性分析338.4 经济性与安全性分析33九、设计小结33十、参考资料33十一、三维图35燕山大学课程设计报告一、项目设计目标与技术要求1.1任务描述：使用地点：煤场 生产批量：中批 载荷性质：中等冲击 使用年限：六年一班设计的运输传动装置要满足使用要求；设计出整体结构和各个零件，画出二维图及三维图，模拟传动特性。1.2技术要求：运输机皮带牵引力：F=1902N 运输机皮带作速度：V=0.36m/s滚筒直径：D=0.36m 二、传动系统方案制定与分析 本次课程的主要任务是运输机的减速器的设计。蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，具有自锁性。但是蜗杆传动发热量较大，齿面容易磨损，成本高，而且传动效率比齿轮传动低。圆柱直齿轮用于平行轴传动结构紧奏、传动平稳可靠、速比恒定；齿轮啮合与退出时沿着齿宽同时进行，容易产生冲击，振动和噪音。圆柱斜齿轮除可用于平行中传动，还可用于交叉轴传动(螺旋齿轮机构)其特点:重合系数大，传动平稳，齿轮强度高，适于重负载，相比直齿而言:斜齿有轴向力。但是斜齿轮制造和安装比较麻烦。综上，由于是在煤场工作非常有可能会在煤井巷道里工作，环境恶劣，结构紧凑是关键的，因此采用二级蜗杆传动。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度，可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此将蜗杆传动布置在第一级。斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。因此将斜齿轮传动布置在第二级。初步估算蜗杆分度圆圆周速度，v=3 m/s，采用蜗杆下置。整体结构如图1所示： 图1 减速器机构简图三、传动方案的技术设计与分析3.1电动机选择与确定运输机所需工作功率：联轴器效率1=0.99，轴承效率2=0.99 ，圆柱齿轮啮合传动效率3=0.97，蜗轮蜗杆啮合传动效率4=0.8，卷筒的效率5=0.96。 可得减速器总效率为： 电动机所需功率卷筒轮转速 蜗杆齿轮减速器总传动比合理范围为=6090所用电机转速范围符合范围的电动机同步转速为1500r/min。3.1.1电动机类型和结构形式的选择Y系列（IP23）三相异步电动机为一般用途防护式笼型电动机。它能防止手指触及机壳内带电导体或转动部分；防止直径大于12毫米的小形固体异物进入；并防止沿垂直线成60度角或小于60度角的淋水滴入电动机。Y系列（IP44）三相异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式笼型异步电动机，它适用于拖动无性能要求的各种机械设备，如鼓风机、空气压缩机、水泵和金属切削机床等。其效率水平较高，噪声低振动小，防护性能较好适用于灰尘多，水土飞扬的场所。YEJ系列制动电动机是全封闭自扇冷式鼠笼型具有附加圆盘型直流制动器的三相异步电动机，它具有制动迅速、结构简单、可靠性高、通用性强等优点。此外制动器具有人工释放机构)，被广泛应用于各种要求快速停止和准确定位的机械设备和传动装置中。电机符合JB/T6456-1992标准，该系列电机广泛用于金属加工机床、包装机械、木工机械、食品机械、化工机械、纺织机械、建筑机械以及齿轮减速机等。由于工作在煤场中，所以使用防护级别更高的Y系列（IP44）三相异步电动机。3.1.2电动机的容量的选择当容量小于工作要求，就不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载而过早损坏；容量过大则电动机价格高，能力又不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率因数都较低，增加电能消耗，造成很大浪费，所以容量定在1.1kw比较合适。3.1.3电动机转速的选择 电动机的转速高，极对数少，尺寸和重量小，价格也低，但使传动装置的传动比大，传动装置的结构尺寸、重量增大，成本提高；选用低转速的电动机则相反。因此，因合理选用电动机转速。综上，选用额定功率为1.1kw同步转速为1500r/min的Y90S-4，额定转速为1400r/min。查机械设计手册P119页，选取Y90S-4型号的电机，主要性能参数如表1：表1 Y90S-4型电机性能参数电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y90S-41.1150014002.22.33.2 传动装置总传动比确定及分配3.2.1传动比总传动比为 齿轮传动比 一般蜗杆-齿轮减速器齿轮传动的传动比=（0.040.07）则 =（0.040.07）=（0.040.07）73.30 =2.9325.131取=4 则 i蜗=73.304=18.32设电机轴为0轴，蜗杆为1轴，蜗轮所在的轴为2轴，齿轮所在的轴为3轴,卷筒所在的轴为4轴。3.2.2各轴转速n0=n1=nm =1400 r / minn2=nm / i1= 1400/18.32= 76.42 r / minn3=n4=n2 / i2= 76.32/4= 19.1r / min3.2.3各轴输入功率：P0=0.977KwP1=P01=0.9770.99=0.967KwP2=P124=0.9670.990.80=0.766KwP3=P223=0.7660.990.97=0.736KwP4=P312=0.7350.990.99=0.721Kw3.2.4各轴输入转距：T0=9.550P0/nm=95500.977/1400=6.665NmT1=9.550P1/nm=95500.967/1400=6.596NmT2=9.550P2/nm=95500.766/1400=95.70 NmT3=9.550P0/nm=95500.736/1400=367.7NmT4=9.550P0/nm=95500.721/1400=360.4 Nm运动和动力参数计算结果整理于下表表2 运动及动力参数轴号功率P（Kw）转矩T(Nm)转速n（r/min)传动比i电机轴0.9776.6651400-1轴0.9676.596140018.322轴0.76695.7076.4243轴0.736367.719.1-卷筒轴0.721360.419.1四关键零部件的设计与计算4.1设计原则制定4.1.1圆柱齿轮 选择齿轮材料是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（正火），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为190HBS。大小齿轮硬度差为50HBS4.1.2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。轮芯用灰铸铁HT100制造。4.1.3轴 此减速器共有三个主要轴，分别为低速轴，中速轴，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，中速轴为蜗轮小齿轮轴，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，其中低速轴采用六级精度，轴用45钢。4.1.4箱体 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 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 不同壁厚交界处，应作出过度结构，以减小应力集中 铸件垂直于分型面的表面应作有铸造斜度，以利于造型 为了便于起模，应尽可能壁面内凹形状 同意铸件各处壁厚不要相差太大 凸台距离较近时，应减少凸台数量以便造型4.1.5其他零件其他零件应在满足使用要求的前提下，结构尽量简单易加工。机加工件结构设计的注意事项： 被加工尺寸和数量应尽量少 减小磨削量 加工面保证刚性 必要时留退刀槽和砂轮越程槽 避免特殊道具4.2齿轮传动设计方案4.2.1软/硬齿面方案选择齿面的承载能力应与齿面硬度有关，硬度越高，则其承载能力也越高。根据齿面硬度的大小，通常人们将齿轮传动分为两类，即硬齿面齿轮传动和软齿面齿轮传动。 通常一对啮合齿轮的齿面硬度均大于350HBS，称为硬齿面齿轮，否则即称为软齿面齿轮。 根据齿面硬度的大小，通常人们将齿轮传动分为两类，即硬齿面齿轮传动和软齿面齿轮传动。软齿面的齿轮承载能力较低，但制造比较容易，跑合性好， 多用于传动尺寸和重量无严格限制，以及小量生产的一般机械中。因为配对的齿轮中，小轮负担较重，因此为使大小齿轮工作寿命大致相等，小轮齿面硬度一般要比大轮的高 。由于减速机传动为闭式传动，可以有效地避免外界杂物的磨损，故可选择软齿面。4.2.2设计及校核原则硬齿面齿轮主要出现的是轮齿折断失效，也有可能出现点蚀失效，而软齿面齿轮主要出现的是点蚀失效，也有可能出现轮齿折断失效。 硬齿面齿轮应按齿根弯曲疲劳强度进行设计，并按齿面接触疲劳强度进行校核，而软齿面齿轮则应按齿面接触疲劳强度设计，并按齿根弯曲疲劳强度校核。4.2.3直/斜齿轮选择方案直齿轮用于平行轴传动结构紧奏、传动平稳可靠、速比恒定；齿轮啮合与退出时沿着齿宽同时进行，容易产生冲击，振动和噪音。斜齿轮除可用于平行中传动，还可用于交叉轴传动(螺旋齿轮机构)其特点:重合系数大，传动平稳，齿轮强度高，适于重负载，相比直齿而言:斜齿有轴向力。综上可见斜齿轮不仅拥有直齿轮的优势，还有自己的独特优势，所以选择斜齿轮。4.3第一级蜗杆蜗轮传动设计计算（1）选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度等级考虑到蜗杆传递功率不大，速度不高，故蜗杆选45号钢，调质处理，HB=240，砂型铸造。（2）确定蜗杆头数和蜗杆齿数根据蜗轮蜗杆传动比i1=18.32，选取蜗杆头数Z1=2，则蜗轮齿数Z2=i1Z1=218.32=36.64。取整数Z2为36。（3）按齿面接触疲劳强度进行计算1).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。计算公式 2).计算载荷系数： 查机械设计课本表7-6得中等冲击KA =1.20，设载荷为变载荷，则K=1，设蜗轮圆周速度v23m/s，KV =1载荷系数K=KAKKV =1.2011=1.20。3).计算9.47cos和：查机械设计课本表7-7得：9.47cos=9.26， 弹性系数ZE= 155 。4）.许用接触应力：由表7-9纸应力循环次数N=60nt=60 7030068=6.60107 计算m3q： 将数据代入可得 查机械设计课本表7-4，取m3q=1000mm3，m=5，d1=40mm，q=8(4) 传动基本尺寸 1).蜗轮分度圆直径： d=mz=536=180mm 2).传动中心距 ：=（+）/2=(40+180)/2=110mm 3).蜗杆导程角：（5）定精度等级 1).蜗轮圆周速度 选用8级精度。 2).相对滑动速度 3). 啮合效率 当量摩擦角由查机械设计课本表7-10得 当=3.00m/s时，=1.6; =4.00m/s时，=1.37，则=2.97m/s，取=1.6。 蜗杆传动总效率： 4).复核m3q（6）校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度 1).蜗轮齿根抗弯校核公式 K、T2、m、和d1、d2同前，当量齿数 Zv=Z2/cos3=40查机械设计课本表7-8得齿形系数 2).螺旋角系数 3).许用弯曲应力计算公式 其中 将数据代入许用弯曲应力计算公式得: 4）.齿根弯曲应力蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度。(7) 热平衡核算减速器润滑油工作油温其中室温t0=20，=0.85，P1=0.94Kw，考虑到减速器用于室外取=15W/（)箱体散热面积 则工作油温为 油温满足温度要求。（8）计算蜗杆传动其他尺寸1）蜗杆a.齿顶圆直径 b.齿根圆直径 c.蜗杆螺旋部分b12mZ2+1=60.827取b1=60mm 2）蜗轮a.喉圆直径 da2=d2+2mha*=180+251=190mmb.齿根圆直径 df2=d2-2mha*+c*=180-251.2=168mmc.蜗轮外径 de2=da2+m=190+5=195mmd.齿宽 b22m0.5+q+1=250.5+8+1=35mm 4.4第二级斜齿轮传动设计计算（1）选材及精度等级 1).选材：小齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS; 大齿轮为45钢（正火），硬度为190HBS。 二者相差50HBS在（3050）HBS范围内。 2).精度等级：初选8级精度。3).选取齿数 根据小齿轮齿数推荐范围2040，取Z3=22，则大齿轮齿数为 4).选取螺旋角： 初选=10齿宽系数（可由表6-7查得），由于两齿轮支撑相对作不对称布置。软齿面。去= 1。(2)初算传动主要尺寸对于闭式软齿面齿轮，按接触疲劳强度设计1)计算载荷系数a.查机械设计课本表6-4，考虑中等冲击，取 KA=1.50。b.估计小齿轮圆周速度v=1m/s，则查机械设计课本图6-11b取 KV=1.04c.端面重合度轴向重合度 总重合度 查机械设计课本图6-13取 查机械设计课本图6-17，由于齿轮为非对称分布，且刚性较大，取 则2)计算 a.材料的弹性系数 查机械设计课本表6-5得 ZE=189.8b.节点区域系数 由=10 ，查机械设计课本表6-19取 ZH=2.47c.重合度系数 其中1，取=1，则d.螺旋角系数 e. .3)接触疲劳强度许用应力a.查机械设计课本图6-27(c)取 Hlim3=550MPa 查图6-27（b）取 Hlim4=450MPab.小齿轮转速 =76.42r/min由式（6-25）得应力循环次数： c查机械设计课本图6-25得 接触疲劳寿命系数 =1.00， =1.01d.取安全系数S=1(失效概率为1%)。由式（6-24）得：取 4).试算小齿轮分度圆直径 5）校核试算的分度圆直径 a.校核圆周速度 b.修正载荷系数 查机械设计课本图6-11b得 .01 c.校正分度圆直径(3)确定主要参数尺寸1）计算法向模数 取标准值 2）计算中心距 圆整取 a=170mm3）按圆整后的中心距修正螺旋角 值改变不大，故不必对相关参数进行修正4）计算分度圆直径5)计算齿宽 取b4=75mm，b3=68mm（4）校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度校核公式1）计算重合度系数2）计算螺旋角系数 (=1.231,按=1来计算)3)计算当量齿数4) 查取齿形系数查机械设计课本图6-21得 =2.61，=2.155）查取应力集中系数 查机械设计课本图6-22得 ，6）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数查机械设计课本图6-28b、6-28c得，查机械设计课本图6-26得寿命系数 KFN1=KFN2=17）计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1 (取失效概率为1%) 则 8）计算弯曲应力 齿根弯曲疲劳强度满足条件。（5）计算齿轮传动其他尺寸1)端面模数 2)齿顶隙 3)齿顶圆直径 4)齿根圆直径 4.5轴的设计和计算4.5.1 轴的初步估计及参数选择（1）蜗杆轴设计及计算 为是轴与蜗杆材料一致选择45号钢调质处理，HB=240HBS，考虑到蜗杆为下置，有轴向力，所以选用角接触轴承，稀油润滑，橡胶密封。轴的结构设计如下图图2 蜗杆轴的结构设计1）初算轴头按需用切应力初算d1d1段直接与电机相连，查机械设计课本表10-2 取c=118则考虑到蜗杆轴的刚度小，需增大轴径，取=12mm。通过查机械设计手册131页，选LT2联轴器（因为中等冲击，弹性联轴器具有缓冲吸振功能）2）装配方案是：左端，甩油环、套筒、套杯、左端轴承、圆螺母止动垫片、圆螺母、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，甩油环、套筒、右端轴承、圆螺母止动垫片、圆螺母依次从轴的右端向左安装。3）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（38）mm，否则可取（13）mm。4）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。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（13）mm，靠近轴肩处的距离应大于等于5mm。5）确定各轴段的直径和长度a先看第八轴段第九轴段是蜗杆，通过之前的计算可知蜗杆的分度圆直径为40mm，齿顶圆直径为50mm，该轴段的长度为60mm。b第七和第九轴段这两个轴段是通过蜗杆的齿底圆直径，已经20的斜度，然后再低12mm得到的，所以该直径为25mm，并且两轴段的长度不需要精准的给出，整个蜗杆轴其他轴段长度定完之后留下的长度为其长度。通过计算这两个轴段加蜗杆轴总长度为157mm。c第六和第十轴段这两个轴段因为要承受蜗杆的轴向力，所以直径要（38）mm，那么这两段直径为33mm，长度为8mm。d第五和第十一轴段这两个轴段是甩油环的配合轴段，因为他们的下一个轴段有轴承存在，轴承所在的轴段直径应是末尾为0或5的值，所以这两个轴段的直径定为27mm，长度为7mm。e第四和第十二轴段这两个轴段是轴承配合的轴段，并且希望第四轴段的轴承加上套杯之后与第十二轴段轴承的箱体孔大小一致，方便加工。而且轴的固定方式为一端游动一端固定，所以第四轴段的轴承使用两个7204C号轴承，第十二轴段使用6305号轴承。轴承型号7204C204714轴承型号6305256217再考虑第四轴段的套筒长度，所以第四轴段的直径为20mm，长度为42mm；第十二轴段直径为25mm，长度为27.5mm。f.第三轴段和第十三轴段这两个轴段为圆螺母的配合轴段，而且没有轴向力，通过查书得，第三轴段可以使用M18系列的圆螺母，那么止动垫圈对下一轴的直径有要求需要14mm。第十三轴段可以使用M22系列的圆螺母。并且两端还要注意2mm的退刀槽。即第三轴段的直径为18mm，长度为17mm。第十三轴段的直径为22mm，长度为15mm。g第二轴段由上一步可知，该段的直径为14mm，长度需要考虑两个密封圈的厚度，以及外端伸出长度为（1520）mm，所以该段长42mm。h第一轴段第一轴段要与电动机相连，所以通过联轴器的大小精确该轴段。通过查表使用LT2的联轴器，所以该轴段直径为12mm，长度为35mm（2）2轴设计计算 选用45号钢调质处理，HB=200，轴的结构设计如图3所示。 图3 轴2结构设计 1）初算轴头按需用切应力初算d2d2段与齿轮配合，受弯矩，查机械设计课本表10-2取c=118则考虑到轴上有单键，需增大轴径3%， d2=25.44x1.03=26.20mm考虑到轴承内径为标准值，取d2=40mm 2） 装配方案是：左端，蜗轮、挡油板、左端轴承、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，小斜齿轮、挡油板、右端轴承、端盖依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同轴。 3）确定各轴段的直径和长度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，故选用角接触轴承轴承。故取。轴承型号7208408018由机械设计课程设计指导手册续表16-1（0）2系列： 对轴承均采用套筒进行轴向定位。所以，。由于轴承一侧到箱体内壁的距离为8-12mm，箱体内壁与蜗轮之间的距离为15mm，且有齿轮宽度比轴段宽度多2mm，综上，有L1=46mm。 b.第二轴段 第二轴段为蜗轮段，由于蜗轮宽度为50.4mm，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， c.第三轴段 第三轴段为过渡轴段，主要作用是为两齿轮提供定位轴肩，其长度主要由蜗杆右端轴承座确定，根据相关尺寸，取 ， .第四轴段 第四轴段的要求与第二轴段一样，因此，有 ， .第五轴段 第五轴段的要求与第一轴段一样，因此，有 ， （3）3轴设计计算轴的材料选用常用的45钢，调质处理HB=200HBS轴的结构设计如下图图4 轴3的结构设计1）初算轴头按需用切应力初算d1d1段直接与联轴器相连，查机械设计课本表10-2取c=118则考虑到轴上有键槽，需增大轴径，取d1=39.8471.03=41.04mm与联轴器配合取d1=40mm查机械设计指导手册126页选取LT7型联轴器。2）装配方案：左端，挡油板、左端轴承、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，大斜齿轮、挡油板、右端轴承、端盖、依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同轴。3）确定各轴段的直径和长度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40mm，所以第一轴段的内径也是40mm, 联轴器长65mm,所以，L1=65mm.b.第二轴段由于，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，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：因蜗杆-齿轮减速器存在一定是我轴向力，故选用角接触球轴承轴承。由机械设计课程设计指导手册续表16-1（0）2系列：轴承型号7209C458519 再考虑挡油环的宽度以及轴承一侧断面距离箱体内壁的距离， 故取， d.第四轴段 由于第四轴段的轴向力由套筒承担，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10mm，综合考虑两对齿轮的宽度，有 e.先看第七轴段 第七轴段与第三轴段相同，同为轴承的轴段，因此，取， f.第六轴段 第六轴段为小齿轮的配合轴段，而且用套筒承受轴承的轴向力，因此，取， g第五轴段是小齿轮承受轴向力的轴段，所以直径要（38）mm，因此d5=54mm，L5=7mm。4.5.2 轴径最小值与安全性和经济型的矛盾从经济型的角度来看，需要节约材料，减轻重量，所以轴的各横截面最好是等强度的。但是从工艺性观点来看，轴的形状却是越简单越好。简单的轴制造时省工，热处理不易变形，并可能减少应力集中。所以，当决定轴的外形时，在能保证装配的前提下，既要考虑节约材料，又要考虑便于加工。4.6键的选择及键联接的强度计算4.6.1 键联接方案选择平键连接：靠侧面传递转矩，对中好，易拆装。无轴向固定作用，精度较高，用于高速轴或受冲击、正反的场合。薄型平键运用于薄壁结构和传递转矩较小的传动；考侧面传递转矩，对中好，易拆装，无轴向固定作用。用螺钉把键固定在轴上，中间的螺纹孔用于起出键，用于轴上零件沿轴移动量不大的场合，如变速箱中飞滑移齿轮；靠侧面传递移转矩，对中好，一拆装，键固定在轮毂上，用于轴上零件移动量较大的结构；半圆键连接：靠侧面传递转矩，键可在轴槽中沿槽键底圆弧滑动，装拆方便，但是加长键时，必定时键槽加深而使轴的强度消弱。一般用于轻载，常用于轴的键形轴端。楔键连接：键的上表面和毂槽都有1:100的斜度，装配时打入。楔紧，键的上下两面与轴和轮毂接触的是工作面。对轴上零件有轴向固定作用。对中精度不高，转速也受到限制，钩头供装拆用，但是加保护罩。切向键连接：有两个斜度为1:100的楔键组成，能传递较大的转矩，一对切向键一个方向的转矩，传递双向转矩时，要用两队切向键，互成120-135.用于载荷大对中要求不高的场合，键槽对轴的消弱大，常用于直径大于100mm的轴。端面件连接：在圆盘端面嵌入平键，可用于凸缘间传力。常用于铣床主轴，键的尺寸无国家标准。综上，此处使用平键比较合适。而平键中A型用于端铣刀加工的轴槽,键在槽中轴向固定良好,但应力集中较大;B型用于盘铣刀加工的轴槽;C型用于轴端,属于静联结。所以使用A型平键。输入端轴径为为12mm，轴长为35mm（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=25（优先数系列）。中间轴与蜗轮相配合的轴径为42mm，蜗轮轮毂长为50.4mm，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=42mm时键的公称尺寸为b=12mm，h=8mm。参考轮毂长度选40mm。与小齿轮配合的轴径为44mm，轮毂长度为75mm，所以选择h=8mm的A1263 GB/T 1095-2003，材料为Q255A。输出轴与大齿轮、联轴器联接采用平键联接，外伸部分的轴径为40mm,轴长为65mm，所以选择h=9mm的A1256 GB/T 1095-2003，材料为Q255A；大齿轮处轴径为46mm，轮毂长度为68mm，所以A1463 GB/T 1095-2003，材料为Q255A。4.6.2键联接的强度计算由于静连接，取1）高速轴联轴器段键能传递的转矩为：2）中间轴蜗轮配合处键能传递的转矩为小齿轮配合段键能传递的转矩为：3）低速轴联轴器段键能传递的转矩为：大齿轮配合段键能传递的转矩为：校核通过结论：键安全4.7滚动轴承选择及轴的支撑方式4.7.1 滚动轴承的选择 滚动轴承的选用，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，通常可按以下步骤进行：1） 根据工作条件确定轴承部件的结构形式2） 根据支撑形式及轴承的工作特性确定轴承类型，精度3） 通过轴承部件的结构设计，强度与寿命的计算，具体确定轴承的型号4） 验算轴承的载荷能力与极限转速 1.滚动轴承的工作特性（1） 载荷能力 载荷能力与轴承类型和尺寸有关，外形尺寸相同时，滚子轴承的载荷能力约为球轴承的1.53倍，角接触轴承的轴向载荷能力随着接触角增大而增大，深沟球轴承的公称接触角a=0，能承受较小的轴向载荷。（2） 速度特性 滚动轴承的工作转速上升到一定极限后，滚动体和保持架的惯性力以及极小的形状偏差，不仅导致运转状态的恶化，而且造成摩擦面温度升高和润滑剂的性能变化，从而引起滚动体回火或轴承原件的胶合失效（3） 调心性 轴线的偏斜将引起轴承内部接触应力的不均匀分布，造成轴承的早期失效（4） 运转精度 轴承的套圈一般比较薄，因此与轴承相配合的轴和外壳孔的形状误差也 会影响轴承的运转精度，故配合件的精度必须与轴承相一致。 2.滚动轴承的类型选择（1） 转速较高，载荷不大，而旋转精度要求较高时宜用球轴承。转速较低，载荷较大或有冲击载荷时宜用滚子轴承。（2） 当径向载荷和轴向载荷都比较大时，若转速高宜用角接触轴承，若转速不高宜用圆锥滚子轴承； 当径向载荷比轴向载荷大得多并且转速较高时宜用向心球轴承。当轴向载荷比径向载荷大得多并且转速较低时，常用两种不同类型轴承的组合（3） 支承刚度要求较高时，可成对采用角接触轴承（4） 需调整径向间隙时宜用带内锥孔的轴承（5） 支点跨距大，轴的变形大或多支点轴，宜用调心轴承综上所述，蜗杆轴选用角接触轴承及深沟球轴承， 2轴3轴用角接触轴承。4.7.2 轴的支撑方式对于蜗杆传动，决定选用蜗杆在下，蜗轮在上的位置关系。并且蜗杆在齿轮后方。在设计蜗杆轴时，当该轴较短（支点距离小于300mm)，可用两个支点固定的结构；当蜗杆轴较长时，轴热膨胀伸长量大时，如采用两端固定结构，则轴承将承受较大的附加轴向力，使轴承运转不灵活，甚至轴承卡死压坏。这时常用一端固定一端游动的支点结构，固定端一般选在非外伸端并常用套杯结构，以便固定轴承。为了便于加工，两个轴承座孔常采取同样的直径，为此，游动端也可用套杯结构或选取轴承外径与座孔相同的轴承。当采用角接触轴承作为固定端时，必须在两轴承端之间加一套圈，以避免外圈接触。总上所述，决定选用一端固定一端游动的结构。对于另外的两根轴受到径向和轴向的联合载荷作用，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检修时，通过调整某个轴承套圈的轴向位置，使轴承达到所要求的的游隙和预紧量。五 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5.1.1装配图整体布局 绘图时选择1：1的比例尺以增强真实感，用零号的图纸绘制三个视图。通过初步计算零件的中心距、最大圆直径和宽度，和与联轴器相连接的轴伸出长度初步定下三个视图的大概位置。从正视图来看，蜗杆在下，蜗轮在上。从俯视图来看，小齿轮大齿轮在前，蜗杆在后。 蜗杆轴伸出箱体部分与3轴伸出箱体部分与联轴器相连。5.1.2 轴系结构设计与方案分析 对于蜗杆传动，决定选用蜗杆在下，蜗轮在上的位置关系。并且蜗杆在齿轮后方。在设计蜗杆轴时，当该轴较短（支点距离小于300mm)，可用两个支点固定的结构；当蜗杆轴较长时，轴热膨胀伸长量大时，如采用两端固定结构，则轴承将承受较大的附加轴向力，使轴承运转不灵活，甚至轴承卡死压坏。这时常用一端固定一端游动的支点结构，固定端一般选在非外伸端并常用套杯结构，以便固定轴承。为了便于加工，两个轴承座孔常采取同样的直径，为此，游动端也可用套杯结构或选取轴承外径与座孔相同的轴承。当采用角接触轴承作为固定端时，必须在两轴承端之间加一套圈，以避免外圈接触。总上所述，决定选用一端固定一端游动的结构。5.1.2.1 高速轴结构设计与方案分析 高速轴为蜗杆轴，高速轴多做成悬臂结构，轴承支点距离可取或,d为轴承处直径。为保证刚度，L1不宜太小，并尽量减小L2。为保证蜗轮蜗杆啮合精度，装配时需调整蜗轮蜗杆的位置，使其完全啮合。因为轴承通常放在套杯内，套杯右端的凸肩用以固定轴承。采用角接触轴承时，轴承有两种布置方案，面对面或者背靠背，两种方案的轴结构，刚度和轴承固定方法不同，背靠背的轴刚度较大。当采用蜗杆轴结构时，两个轴承的内圈各端面都需要固定而外圈固定一个端面，这种结构当蜗杆顶圆da1D时，轴承是在套杯内进行安装。但设计的蜗杆顶圆da1D，所以采用这种结构可以。5.1.2.2中间轴结构设计与方案分析 第二根轴为中间轴，当齿根圆直径df大于轴径d，并且X2.5mn 时，齿轮可与轴分开制造，这时齿轮可用滚齿或插齿加工。对直径较大的齿轮，常用腹板结构，并在腹板上加工孔，以便于加工时装夹，同时也可减轻其重量。 所以小齿轮与2轴位装配式，再根据轴的径向尺寸以及轴承的标准内径来设计整个轴段。初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据d=40mm，初选型号7208轴承，其尺寸为 ，基本额定动载Cr=36.8KN,极限转速7500(r/min),取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取L=75mm。为减小应力集中,并考虑轴承的拆卸,轴承由挡油环和端盖定位。轴段4为齿轮,分度圆直径d=68mm，,齿宽b=75mm，齿轮由轴肩和另一侧的挡油环来定位。两侧轴端取145。5.1.2.3低速轴结构设计与方案分析 低速轴也要做成悬臂式。由大齿轮和联轴器的型号初步定下两个轴段的直径和长度，然后通过凸缘式端盖的轴外伸长度必须考虑拆卸端盖螺钉所需的足够长度L，一般可取L（1520）mm。再初步定下轴承型号， 选取7209C角接触轴承，内径为45mm，这样整个轴段基本定下了。再根据轴径确定键的大小，这样低速轴就大概成型了。5.2零件图设计零件图以低速轴的轴承透盖为例。图5 低速轴轴承透盖轴承透盖的尺寸主要由轴承和紧固螺栓的尺寸来确定。嵌入的圆周直径与箱体相配合，其值D=85mm，与轴承相抵的厚度为68mm，由于是铸造的原因，所以厚度不易太小，长度也不能太短应大于10mm，具体长度应于轴承和箱体相配合确定。并且要考虑轴承的润滑需要设计油沟。选取M10的螺栓，则d3=10mm，透盖的厚底e=1.2d3=12mm；直径D2=D+（55.5）d3，取5。所以D2=135mm；螺栓所在的分度圆直径为D0=0.5D2+D=108mm。因为使用的密封圈为两个，所以要考虑好两个密封圈的厚度，透盖的总厚度要厚点。以密封圈的厚度为准。5.3主要零部件校核与验算5.3.1轴系结构强度校核计算(1).整体受力图如下：图6(2).水平面受力图：图7 (3). 垂直面受力图：t图8 (4).计算斜齿轮上的三个力： (5).计算轴承反力 .水平面 .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20165.6991020.72图9.垂直弯矩图128243.16图10.合成弯矩图129818.96157261.18图11.转矩图367740图12(6)、判断危险截面初步分析，齿轮中间断面C以及齿轮左端面处断面D有较大的应力和应力集中，故对此进行校核(7)、安全系数法校核断面C的强度 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，得，.求截面C的配合零件的综合影响系数 tv 由经插值后可查表10-13得 .表面状态系数由表10-3查得：表面状态系数为 .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）得 由式（10-6）得综合安全系数 故C断面处安全5.3.2 滚动轴承的寿命计算由于传动装置采用蜗轮-蜗杆斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用角接触轴承。现计算低速轴上的一对轴承的寿命。轴承型号为7209C，d=45mm，D=85mm，B=19mm，基本额定动载荷 Cr=38500N，基本额定静载荷 Cor=28500N，采用脂润滑nlim=6700r/min。 1. 计算内部轴向力 受力如图13查表得 S=0.4Fr（=15o，e=0.4）图13则 S1=0.41897.94=759.18S2=0.41097.88=439.152. 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 Fa1=S1=759.18N，Fa2=S1+Fa=1428.45N3. 计算当量载荷 P=fP（XFr+YFa） 查表取fP=1.0 查表得X1=1，Y1=0查表用插值法得则 P1=111897.94+0976.04=1897.44NP2=10.441097.88+1.4451482.45=2625.2N4. 计算寿命 取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式因为是球轴承，取，则 5. 静载荷验算 查表得，则 P01=X0Fr1+Y0Fa1=0.51897.94+0.461097.88=1454.0N因 ，故取 。 P02=X0Fr2+Y0Fa2=0.51097.88+0.461482.45=1230.87N6. 极限速度验算由图11-4查得： 由图11-5得，则 故选用7209C角接触球轴承符合要求。六、主要附件与配件的选择6.1联轴器的选择6.1.1选择类型按联轴器性能可分为刚性联轴器和扰性联轴器。1、刚性联轴器具有结构简单、制造容易、不需维护、成本低等特点，用于联接同心度要求很高的两轴，不适应两轴之间的不对中。用于转速不高、载荷平稳的场合，泵系