二级减速器设计报告

1、燕山大学课程设计报告机械设计课程设计报告题目： 圆锥圆柱齿轮二级减速器 学院（系）机械工程学院 年级专业：13级机设2班 学 号：130101010346学生姓名：王岩指导教师：闻岩目录1 项目设计目标与技术要求12传动系统方案制定与分析13传动方案的技术设计与分析23.1电动机的选择与确定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33.2.2.1各级传动比确定33.3运动和动力参数的计算44关键零部件的设计与计算44.1设计原则制定

2、44.2齿轮传动设计方案54.3圆锥齿轮传动的设计计算64.3.1圆锥齿轮传动参数设计64.3.2齿轮传动强度校核84.4圆柱齿轮传动的设计计算94.4.1圆柱齿轮传动参数设计94.4.2圆柱齿轮传动强度校核124.5 轴的计算134.5.1 轴径初估134.6 键的选择及键联接的强度计算144.6.1 键联接方案选择144.6.2 键联接的强度计算154.7 滚动轴承选择方案165 传动系统结构设计与总成175.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范175.1.1装配图整体布局175.1.2 轴系结构设计与方案分析185.1.1.1 高速轴结构设计与方案分析185.1.2.2 中

3、间轴结构设计与方案分析195.1.2.3 低速轴结构设计与方案分析205.2零件图设计215.3 主要零部件的校核与验算235.3.1 轴系结构强度校核235.3.2 滚动轴承的寿命计算286主要附件与配件的选择296.1联轴器选择296.2 润滑与密封的选择306.2.1 润滑方案对比及确定。与环境保护要求关系306.2.2 密封方案对比及确定。与环境保护要求关系316.3 通气器326.4 油标326.5 螺栓及吊环螺钉336.6放油孔及螺塞337 零部件精度与公差的制定337.1 精度设计制定原则337.2 减速器主要结构、配合要求347.3 减速器主要技术要求348 项目经济性分析与安

4、全性分析358.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性358.2 减速器总重量估算及加工成本初算368.3安全性分析368.4 经济性与安全性综合分析369 设计小结3710参考文献3711三维图38摘 要带式运输机广泛应用于家电、电子、电器、机械、烟草、注塑、邮电、印刷、食品等各行各业，物件的组装、检测、调试、包装及运输等环节，提高生产效率。其中传动装置是保证运输机连续可靠运转的核心部件，一损俱损。带式运输机传动装置设计的主要内容有：传动方案的分析和拟定；选择电动机；计算传动装置的运动参数和动力参数；根据接触疲劳强度及弯曲疲劳强度设计和校核齿轮零件；根据许用切应力法和许用弯曲应力法设计和校核

5、轴；根据轴径和载荷类型选择轴承并进行寿命计算；联接件、润滑密封和联轴器的选择计算；减速器箱体结构设计及其附件的设计、绘制装配图和零件工作图、编写设计报告以及设计总结和答辩。此次课程设计中涉及了材料技术、加工技术、热处理技术、检测技术、三维建模技术等。熟悉和应用了计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据、进行经验估算和处理数据的能力等设计的技能。3燕山大学课程设计报告1 项目设计目标与技术要求（1）任务描述：本次设计题目为带式输送机的传动装置，主要任务是根据理论知识进行传动系统的制定与分析，选择电动机，传动装置传动比的确定与分配；关键零部件的设计与计算；轴承、键

6、、润滑密封、和联轴器的选择计算；绘制装配图和零件工作图；进行项目经济性与安全性的综合分析；最后编写设计说明书以及设计小结和答辩。（2）技术要求：对于该带式输送机，要求运输带的有效拉力F=1406N,卷筒的直径D=0.28 m，运输带速度V=1.37m/s。要求输送机再室内工作，大批量生产，载荷平稳，使用年限为八年一班制，一班为八个小时2传动系统方案制定与分析本次课设主要考虑二级圆柱齿轮减速器，圆锥-圆柱齿轮二级减速器，蜗轮-齿轮二级减速器和齿轮-蜗杆二级减速器四种传动方案（1） 方案（a）二级圆柱齿轮减速器：二级圆柱齿轮减速器传动比一般为860，分为斜齿、直齿或人字齿，结构简单，应用广泛。但轴

7、向尺寸较大，展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而要求轴有较大刚度，用于载荷比较平稳的场,噪音较大（2）方案（b）圆锥-圆柱齿轮二级减速器：锥齿轮尺寸小，结构紧凑，传动效率高，承载能力高，噪音低，重量轻，适合恶劣环境下长期工作，但制造困难，成本较高。（3）方案（c）蜗轮-齿轮二级减速器：传动比较大，结构相对紧凑，简单，但传动效率较低，成本高。蜗杆传动布置在高速级，有利于啮合处油膜的形成，齿轮传动布置在低速级，可适当提高效率。（4）方案（d）齿轮-蜗杆二级减速器：具有更紧凑的结构，传动较平稳。但蜗杆传动布置在低速级，相对滑动速度较小，油膜形成困难。齿轮在高速级，需要齿轮的精度相对较高，从而增

8、加了制造成本，传动效率低。通过对已知条件传送带带速为1.37m/s，带轮直径为0.28m，带的有拉力为1406N估算得出减速器需要的传动比不是很大。因而方案（a）和方案（b）符合使用条件。但由于在室内，方案（b）较方案（a）具有更低的尺寸及噪音等优点，因而最终选择方案（b）作为本次设计的传动方案。3传动方案的技术设计与分析3.1电动机的选择与确定3.1.1电动机类型和结构形式选择在没有特殊需求的情况下，电动机一般选用Y系列三相交流异步电动机，他是我国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，安装尺寸和功率符合国家标准（IEC），适用于无特殊要求的各种机械设备，

9、如机床，运输机，鼓风机以及农业机械，食品机械等等。对于频繁启动，制动和换向的机械如起重机械，宜选用允许有较大振动和冲击，转动惯量小，过载能力大的YZ和YZR系列起重用三相异步电动机。根据外壳结构形式，三相异步电动机可以分为开启式、防护式、封闭式和防爆式。开启式的外壳无专门的防护，灰尘等杂物容易进入电动机内部，但其散热性好适用于清洁干燥的室内环境。防护式能防止各种杂物从上方进入电动机内部，适用于较清洁的环境。封闭式能防止各类杂物从任何方向进入电动机的内部，适用于恶劣的环境。防爆式属于全封闭型，不仅能防止各类杂物的进入，还能防止电动机内部的爆炸气体传到外面，用于易燃易爆等特殊环境。本次设计为带式输

10、送机传动装置，驱动无特殊要求，室内工作，载荷平稳。综合考虑选择Y系列三相异步电动机。3.1.2电动机容量确定计算运输链所需功率，Pw =FV1000=1406×1.371000=1.93kW其中1=0.99（连轴器效率）,2=0.95（圆锥齿轮效率） ,3=0.95（圆柱齿轮效率）,4=0。99（轴承效率）,5=0.96（卷筒效率）则总传递效率a=（1）2×( 4)4 × 3× 2×5=0.83电动机功率Pd=Pw / a=1.93/0.83=2.33 KW分析：选择电动机时，则所选电动机容量若小于工作要求，不能保证工作机正常工作，可能会造成电

11、动机长期过载而过早损坏。若选额定功率过大，则电动机容量具有的余量大，电动机造价过高，能力不能充分被利用，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。所以应选额定功率为3KW的电动机，不仅可以是容量具有一定的余量以克服负载波动，启动和瞬时过载，保障了安全性，而且不会造成较大能量损耗。因此，综合考虑各方面因素，电动机额定容量为3KW最合适。3.1.3电动机转速选择卷筒轮转速n=60vD=60×1.373.14×0.28=93.4rpm圆锥圆柱齿轮减速器传动比应小于12故电动机转速可选范围nd=i×n=12×93.4=1120.8rp

12、m符合这一范围的同步转速为1000或750r/min，且额定功率为3KW,符合要求的电机有两种，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）Y132S-6310009602.02.2Y132M-837507102.02.0对比可知两种型号电动机额定功率大小相同，两电动机功率和传动比都符合要求，但Y132M-8的价格较高，综合考虑应选用Y132M-6型电动机。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总传动比为i=nmn=96093.4=10.283.2.2各级传动比分配3.2.2.1分配方案对于圆锥-圆柱减速器，圆锥齿轮传动比应为总

13、传动比的0.25倍。3.2.2.1各级传动比确定齿轮传动比i1=0.25 i =2.57则圆柱齿轮传动比i2= ii1=4；3.3运动和动力参数的计算设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。1.各轴转速：一轴：n1=nd =960r / min二轴：n2=n1 / i1= 960/2.57=373.54r / min三轴：n3=n2 / i2= 373.54/4=93.4/ min卷筒轴：n4=n3=93.4r / min2.各轴输入功率：一轴：P1=Pd×01=2.31Kw二轴：P2=P1×12=2.17Kw三轴：P3=P2×23=2.08Kw四

14、轴：P4=P3×34=2.04Kw3.各轴输入转距：Td=9550×Pdnd=23.18N·mT1=9500×P1n1=22.95N·mT2=9550×P2n2=55.47N·mT3=9550×P3n3=213.07N·mT4=9550×P4n4=208.82N·m4关键零部件的设计与计算4.1设计原则制定（1） 不同类件的安全系数确定： 1)所有通用机械零件在初略计算时的安全系数应不小于6。此安全系数的定义为所用材料的极限应力与最大工作应力之比。计算最大工作应力时应考虑最大静负荷及动

15、负荷（紧急制动、碰撞等）产生的应力。 2) 主升降台用配重钢丝绳的安全系数应不小于7。其它用于起吊或悬挂重物的钢丝绳的安全系数应不小于8。此安全系数定义为钢丝绳的破断拉力与最大的工作载荷之比。计算最大工作载荷时除了考虑作用于钢丝绳上的工作载荷外，还应考虑加速时产生的动载荷以及因设备运转、钢绳转向等产生的附加载荷。 3) 所有用于传动的滚子链、无声链和刚性链，其动载荷安全系数均应不小于10；用于起吊或悬挂重物的链，其安全系数应不小于10。各种链的安全系数定义与钢丝绳相同。 4)所有用于悬吊装置的附件，如钢丝绳接头（楔形接头、压制接头、合金浇注接头等）、连接扣环等应与钢丝绳的规格相匹配，其安全系数

16、应不小于10。（2） 关键件或主要件加工工艺制定：箱体：由于箱体的体积和质量较大，所以选择锻造的方式，然后在机加工车间进行粗铣、镗、钻，最后在精密车间进行精铣、镗。端盖：先进行模锻，然后进行精车。齿轮：先在车间进行锻造，由于生产批量为大批量，所以采用模锻。然后在机加工车间进行粗铣、插齿、钻，然后进入热加工车间进行热加工，最后进行打磨。轴：先在车间进行锻造，中批量生产，选择模锻。然后进行机加工。最后进行磨削加工。键：采用冷拉生产出来，然后进行热加工。滚动轴承：分别进行外圈、内圈、滚动体和保持架的加工，最后进行装配。（三）材料选择与工艺选择齿轮锻钢小轮调制、大轮正火模锻、车、滚、插齿轴碳素钢渗碳淬

17、火车、磨、铣箱体灰铸铁铸造、精车端盖灰铸铁退火车、铣、钻键锻钢、铸钢拉、铣、磨4.2齿轮传动设计方案硬齿面齿轮因齿面硬度高，故承载能力也高，适用于要求尺寸小等特殊场合；软齿面齿轮齿面硬度低，故限制了承载能力，但易制造、成本低，故常用于对尺寸和重量无严格要求的场合。本次设计齿轮的载荷相对较小，两种齿轮均满足要求，出于对经济性的考虑，选择软齿面齿轮。因为本次设计为闭式齿轮传动，所以按齿面接触疲劳强度设计按齿根弯曲疲劳强度校核。本次设计采用了圆锥-圆柱齿轮传动，因为圆锥齿轮传动会在轴上产生轴向力。考虑到轴向力对轴寿命的影响，故选用斜齿圆柱齿轮传动产生相反方向的轴向力，以减轻轴向力对轴的影响。4.3圆

18、锥齿轮传动的设计计算4.3.1圆锥齿轮传动参数设计（一）（1）.选择圆锥齿轮的传动类型根据GB/T 100851988的推荐,采用直齿圆锥齿轮。（2）.精度等级：8级（3）材料和热处理：选锻钢，软齿面，小轮调质，大轮正火（4）则z2=iz1=64.25，取64mm则实际i=64/25=2.56 ,误差为（二）初定小齿轮分度圆直径（1）确定公式内各计算数值a.使用系数查表取 KA=1.0b.动载系数预估v=3m/s，则vZ1/100=0.75m/s查图取 KV=1.13c.齿向载荷分布系数:查图取:K=1.03则K=KA·KV·K·K=1.16d.材料的弹性影响系数

19、查表得 ZE=189.8e. 齿向区域系数查图取 ZH=2.5则d.接触疲劳强度极限查图取Hlim1=550MPaHlim2=450MPae. 应力循环次数查表得接触疲劳寿命系数 KHN1=1 KHN2 =1k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1(失效概率为1%)则故（2） 计算a计算小齿轮分度圆直径d1b.校核齿轮圆周速度c.修正载荷系数 vz1/100=0.635m/s 取KV=1.12，则d.校正分度圆直径（3） 确定主要参数 计算法向模数查表取标准值mn=2.5mm得 计算分度圆直径 锥距： 计算齿宽则取b1=26mm，b2=26mm4.3.2齿轮传动强度校核 计算当量齿数 查取

20、齿形系数 YFa1=2.58，YFa2=1.61 查取应力集中系数 YSa1=2.17，YSa2=1.83 计算弯曲疲劳许用应力F=KFN·Flim/Sa. 弯曲疲劳极限应力Flim1=450MPa，Flim2=390MPab. 查取寿命系数 KFN1=1 KFN2=1c. 安全系数 S=1 (取失效概率为1%)则F1=420MPaF2=390MPa 计算弯曲应力所以合格4.4圆柱齿轮传动的设计计算4.4.1圆柱齿轮传动参数设计（一）（1）选精度等级、材料及齿数运输机一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。材料选择。软齿面，选择小齿轮材料为45钢（调质）240HBS，大齿轮材料为45

21、钢（正火），硬度为190HBS。（2）z1=2040，取z1=25 z2= z1·i=25×4=100取z2=100i= z2/ z1=4ii×100%=0<5%（3）选取螺旋角。初选螺旋角=10o。齿宽系数查得（二）初定小齿轮分度圆直径1.确定公式内各计算数值a.使用系数查表取 KA=1.0b.动载系数预估v=4m/s，则vZ1/100=1.0m/s查图取 KV=1.08c.齿间载荷分配系数端面重合度=1.88-3.21Z1+1Z2cos=1.72纵向重合度总重合度查图取d.齿向载荷分布系数查图取 K=1.09则K=KA·KV·K

22、83;K=1.672.材料的弹性影响系数查表得 ZE=189.8a. 齿向区域系数查图取 ZH=2.46b.重合度系数c.螺旋角系数则3.接触疲劳强度极限查图取Hlim1=550MPaHlim2=450MPaa. 应力循环次数查表得接触疲劳寿命系数 KHN1=1 KHN2 =1.11b.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1(失效概率为1%)则故4.计算小齿轮分度圆直径d15.校核圆周速度a.修正载荷系数 vz1/100=0.23m/s 取KV=1.03，则b.校正分度圆直径三确定主要参数1.计算法向模数查表取标准值mn=2mm2.计算中心距圆整取 a=130mm3. 修正螺旋角将带入上述过

23、程进行计算得4. 计算分度圆直径5. 计算齿宽则取b1=60mm，b2=52mm.4.4.2圆柱齿轮传动强度校核1.计算系数(1)计算重合度系数(2)计算螺旋角系数2.计算当量齿数查取齿形系数 YFa1=2.58，YFa2=2.17查取应力集中系数 YSa1=1.59，YSa2=1.843.计算弯曲疲劳许用应力F=KFN·Flim/S（1）.弯曲疲劳极限应力Flim1=450MPa，Flim2=390MPa（2）.查取寿命系数 KFN1=1 KFN2=1（3）.安全系数 S=1 (取失效概率为1%)则F1=420MPaF2=390MPa（4）.计算弯曲应力故设计合理。4.5 轴的计算

24、4.5.1 轴径初估估计原则，参数选择及计算，轴径最小值与安全性、经济性的矛盾初步估算轴径时应按切应力法定最小轴径选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计P143页公式初步计算轴径 轴上的转速、功率、和转矩： 轴受不大的弯矩时，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得： 因第一根轴为悬臂设计，为使轴的刚度较大，加工容易经济性好，应适当加大最小轴径，取轴上的转速、功率、和转矩： 轴受不大的弯矩时，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得： 第二根轴有两个齿轮，为保证可靠运转，应适当加大轴径，又因最小轴径处安装齿轮，故定=30mm轴上的转速、功率、和转矩： 轴受不大的弯矩时，且因轴上有单键槽，增大轴

25、径的3%，故得： 第三根轴载荷最大，为保证可靠运转，应适当加大轴径，故定=40mm4.6 键的选择及键联接的强度计算4.6.1 键联接方案选择键联接常用于轴与轴上零件之间的可拆联结。根据需要，采用不同键，不同的配合方式。键为标准零件，一般分为两大类：一类是平键和半圆键，另一类是斜键。选择的方案如下：方案1：平键平键连接中键的侧面是工作面，靠键与键槽的互相挤压传递转矩，普通平键中，圆头键牢固地卧于指状铣刀铣出的键槽中；方头键常用螺钉紧固；一端圆头一端方头键用于轴伸处。平键中还有导键和滑键，他们都用于动联接。平键制造容易，对中性好，拆装方便，在一般情况下不影响被联接件的定心，可用于承受高速、承受冲

26、击和变载荷的轴，应用广泛。方案2：半圆键半圆键用于静联接，键的侧面为工作面。它的优点是工艺性好，同平键一样具有制造容易，装卸方便，不影响定心等。它的缺点是轴上的键槽较深，对轴的削弱较大，所以主要用于载荷较小的联接，也常用作锥形轴联接的辅助装置。方案3：斜键楔键和切向键等都属于斜键，它靠键、轴、毂之间的摩擦力或工作面之间的挤压来传递转矩，还可以传递单向的轴向力。楔键相对于平键的优点是可以传递单向的轴向力。斜键的主要缺点引起轴上零件与轴的配合偏心，在冲击、振动或变载下容易松动，因此不宜用于要求准确定心、高速和冲击、振动或变载的联接。它的应用范围在逐渐缩小。综上，由于使用的要求要能承受中等冲击、在输

27、入轴端速度较高，应选平键或半圆键，半圆键对轴的削弱大，要想保证刚度，就要使轴径变大，最后会影响整体重量和成本，所以，选择普通平键。普通平键的配合分为松联接、正常联接和紧密联接三种形式。松联接时，键在轴上及轮毂中均能滑动；正常联接时，键在轴上及轮毂上均固定，用于载荷不大的场合；紧密联接比上一种配合更紧，主要用于载荷较大，载荷具有冲击性，以及双向传递转矩的场合。键的主要尺寸是键宽b和键高h，其中键宽b为基本尺寸，b的大小根据轴径而定，h的大小随即确定，键长根据轴和毂的长度定。4.6.2 键联接的强度计算 器和齿轮的要求选定。所选键具体数据如下：轴轴径bhL标准输入轴d1=186635GB/T109

28、5-2003d2=226628GB/T1095-2003中间轴d3=3310828GB/T1095-2003输出轴D4=3510852GB/T1095-2003D5=4312845GB/T1095-2003输出轴键校核：（1）联轴器处键校核 （2）斜齿轮处键校核 第一部分中求得的输出轴上转矩为 轴上所选键满足要求。4.7 滚动轴承选择方案深沟球轴承：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

29、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

30、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。与轴承配合处轴的速度：轴：轴：轴：该减速器中，采用锥齿轮、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，故选择角接触球轴承。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装配图整体布局主视图俯视图侧视图5.1.2 轴系结构设计与方案分析5.1.1.1 高速轴结构设计与方案分析齿轮结构形式(齿轮采用齿轮轴还是装配式结

31、构)（可进行方案比较），轴上零件固定方案，滚动轴承轴系固定方案（要求进行方案比较）第一轴段第一轴段应符合最小轴径，所以第一轴段的内径取18mm,长度L=43mm第二轴段为了满足联轴器的轴向定位，有标准件密封圈 因此，取直径22mm端盖厚度为10mm，从端盖到联轴器的距离至少为15mm，因此，轴长取39mm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，选用角接触轴承。选用端盖定位d=25mm ，由于轴承要求伸出长度1-3mm，取2mm故l=13mm 第四轴段要求满足两轴承间距离为锥齿轮端面到一轴承中心的2倍。故： d=31mm ，l=47mm 第

32、五轴段同第三轴段，d=25mm。长度需考虑轴承伸出2mm，l=13mm第六轴段与小齿轮配合，根据小齿轮尺寸，确定d=22，l=39mm。（4）确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸 圆角尺寸为R1，倒角尺寸取轴端倒角为。5.1.2.2 中间轴结构设计与方案分析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 .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，选用角接触轴承轴承。故取。对轴承均采用套筒进行轴向定位。L=31mm 第二轴段第二轴段为齿轮段，由于齿轮宽度为37mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，应多1.5mm;同时，该轴肩为定位

33、轴肩，因此，取d=33mm ， L=35mm 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，在此，取d=37mm, L=19mm， 第四轴段第四轴段的要求与第二轴段一样，因此，采用齿轮轴。 第五轴段第五轴段的要求与第一轴段一样，因此，有d=30mm,l=31mm（4）确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸 圆角尺寸为R1，倒角尺寸取轴端倒角为。5.1.2.3 低速轴结构设计与方案分析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35mm，所以第一轴段的内径也是35mm, L1=60mm.第二轴段为了满足联轴器的轴向定位，有此轴段上有密封装

34、置（密封装置为标准件，其内径末位为0，2，5，8），因此，取d=38mm，端盖厚度为10mm，从端盖到联轴器的距离至少为15mm，在此因此，轴长l=55mm第三轴段第三轴段为轴承轴段，需要考虑轴承的选择。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: d=40mm，l=16mm第四段轴固定齿轮和轴承轴向位置，d=47，l=73.5. 第五轴段第五轴段为齿轮轴段，由于齿轮宽度为55mm，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d=43mm， l=53mm 第六轴段第七轴段安装轴承，同时齿轮轴到内壁的距离，有 d=40mm， l=36.

35、5mm5.2零件图设计为了表达清楚州的结构尺寸选择一个主视图及两个向视图，由道教的地方均为2×45°且轴与齿轮配合为基孔制过盈配合偏差为r6，与轴承处配合基孔制为过渡配合为k6轴向工作表面轴颈：1.保证配合精度控制圆柱面形位误差规定圆柱度或包容要求 2.保证回转精度控制两轴颈同轴度误差规定径向圆跳动轴头：1.保证与齿轮/联轴器配合性质应规定包容要求 2.保证齿轮/联轴器啮合精度控制相对轴颈同轴度规定圆跳动径向工作表面：定位轴肩，为保证轴肩定位精度,控制定位轴肩的端面圆跳动粗糙度选择工作表面1.轴头，精车，Ra 1.6 2.轴颈磨，Ra 0.8 3.定位轴肩精车或磨削时保证，

36、Ra 3.2非工作表面：粗车，Ra 12.5大斜齿轮零件图设计本次设计中我们选择精度为8及精度。在加工齿轮毛坯时应控制一下几个偏差，齿距累计总偏差Fp、单个齿距偏差fpt齿廓总偏差F、螺旋线总偏差F、公法线长度及其极限偏差。根据使用要求齿轮公差等级可以分组，三组公差等级不同则标记为8-7-7 GB/T 10095.1-2008。粗糙度选择齿轮工作面为Ra1.6轴孔为Ra1.6 与轴肩配合的端面为Ra3.2 平键键槽对于工作表面为Ra3.2 对于非工作表面为Ra6.3 其他加工表面为Ra12.5形位公差要求圆柱齿轮一定元作为测量基准是齿顶圆的径向圆跳动，基准端面对轴线的端面圆跳动，键槽侧面对空中

37、心线的对称度，轴孔的圆柱度，低速轴上轴承透盖的零件图设计对于轴承透盖厚度一定要满足要求为10mm且为了开孔处与轴不能直接接触，开孔比轴径大1mm，并且透盖与轴承座配合面对轴线进行径向圆跳动，在头盖上的螺栓孔要满足一定的中心度。粗糙度选择只有在与轴承座配合面保证Ra3.2以及在与螺栓配合的表面保证Ra3.2即可5.3 主要零部件的校核与验算5.3.1 轴系结构强度校核 1)求大齿轮受力 转矩 圆周 径向力 轴向力 2)求小齿轮受力 转矩 圆周 径向力 轴向力 所以选择较大力： 圆周 ： 径向力： 轴向力 ： 2)计算轴承支反力 轴系受力简图轴系水平受力简图 （1）水平方向受力 将所有力对作用点取

38、距，可得： 同理，对的作用点取距，可得：轴系竖直受力简图 （2）竖直方向受力 将所有力对作用点取距，可得： 将所有力对作用点取距，可得：根据计算可得水平弯矩，垂直弯矩和合成弯矩，如下图所示 由图可知齿轮中间断面为危险截面，故对此端面进行校核由（表10-5）所列公式可求的疲劳极限由式得由图可以看出截面的应力中，弯矩M1=125711N·mm所以代入计算可得：，其中则求有效应力集中系数通过教材表10-10，表10-13及表10-14使用插值法，可得：，求轴的安全系数，根据式10-5可以得到（设无限寿命为1）：由式10-6得综合安全系数：综合上述可以得出轴满足使用要求。5.3.2 滚动轴承

39、的寿命计算滚动轴承的选择及计算（输出轴） 该减速器输出轴的转速为93.4r/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7206C，d=40mm，D=80mm，B=18mm，基本额定动载荷 C=36800N，基本额定静载荷 Cor=25800N，采用油润滑，极限转速为10000r/min.查表得 S=0.4Fr（=15o，e=0.4）则 ： 2、计算单个轴承的轴向载荷比较S1+Fa与S

40、2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=S1=590.85N，Fa2=S1+Fa=1199.85N3、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2211.32N 4、寿命计算：合格，选用的轴承的寿命要远大于要求的寿命，此时不必换用使用寿命低的轴承，虽然选用的轴承远远超出了实际需要，提高了成本，但改变轴承还需要改变轴的尺寸，所需的成本更高，所以不必更换轴承。6主要附件与配件的选择6.1联轴器选择刚性固定式联轴器：结构简单、成本低，但对两轴的对中性要求较高。没有缓冲吸震的作用，只能用于载荷

41、平稳或轻微冲击的场合。刚性可移动式联轴器：应考虑补偿能力，并保持良好的润滑。质量轻，惯性小，适合高速轻载、无剧烈冲击的两轴联接。弹性联轴器：容易得到变刚度特性，质量轻，单位体积储存的变形能大，阻尼性好，无机械摩擦，不需润滑。适用于轴向窜动较大，启动频繁转向经常改变，负载启动的高、低速传动。 根据使用要求：载荷平稳，大批量生产，选择刚性联轴器，输出轴型号为GYS5-J1型，轴孔直径35mm，公称转矩T=400（N·m），输入轴直径18mm，电机型号为Y132S-6，输入转矩为23.18（Nm），查表无标准件，所以输入轴联轴器需自行设计，直径为18mm。6.2 润滑与密封的选择6.2.1

42、 润滑方案对比及确定。与环境保护要求关系滚动轴承润滑一般可以根据使用的润滑剂种类分为油润滑、脂润滑和固体润滑三大类。(1) 油润滑当滚动轴承在高温、高速条件下工作时,须采用机油润滑。油润滑润滑可靠、摩擦系数小、具有良好的冷却和清洗的作用、可用多种润滑方式以适应不同的工作条件。常用的润滑油有机械油、高速机械油、汽轮机油、压缩机油、变压器油和汽缸油等。缺点是为了保证对轴承的润滑始终维持在良好状态下，采用油润滑时应定期更换润滑油,更换周期视润滑方式的不同而异。需要复杂的密封装置和供油设备。(2) 脂润滑脂润滑不需要特殊的供油系统,具有密封装置简易、维修费用低、能防尘防水和其他杂物进入轴承以及润滑脂成

43、本较低等优点,在低速、中速、中温运转的轴承中使用很普遍。特别是近年来抗磨添加剂的问世及不断发展,提高了脂的润滑性能,使脂润滑得到了更广泛的应用。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，故润滑脂的填充量要适度，一般以不超过轴承空间的1/31/2为宜。(3) 固体润滑如果使用油润滑和脂润滑达不到轴承所要求的润滑条件,或无法满足特定的工作条件时,则可以使用固体润滑剂,或设法提高轴承自身的润滑性能。(4) 方案确定减速器为一般传动装置，当从动件圆周速度时，齿轮采用浸油润滑（当时应采用喷油润滑）。本次设计的齿轮圆周速度，故用浸油润滑。因此应该保证箱体内有足够的润滑油

44、，用以润滑和散热。第一级大齿轮浸油深度h为一个全齿高，不小于10mm，第二级大齿轮浸油深度（R为大齿轮半径）。对于支承件（轴承）的润滑，油润滑和脂润滑的速度界限一般定为2m/s。经计算，高速级齿轮圆周速度小于2m/s，所以低速级的速度一定也小于2m/s，故轴承润滑采用脂润滑。它可以减少摩擦损失，防锈和密封的作用比较明显。从保护环境方面考虑，传动件油润滑有良好的清洁作用，不会对环境造成污染；轴承虽用脂润滑，但其使用时间长，不必频繁更换，故也满足对环境保护的要求。在更换润滑剂的时候，要注意不要洒落出来，以免污染环境。6.2.2 密封方案对比及确定。与环境保护要求关系密封装置一般分为接触式和非接触式

45、两类。1、 非接触式密封装置这类密封装置工作时密封件不与轴或配合件直接接触，因此可用于高速运转轴承的密封。常用的非接触式密封装置有以下几种类型：1）缝隙式密封这种密封形式是在轴与透盖的配合面之间设有较长的环型间隙，间隙愈小、轴向宽度愈长，密封效果越好。适用于环境较干净的脂润滑条件。2）沟槽式密封这种密封形式是在轴承端盖透盖孔上开设若干条并列环状沟槽，沟槽内填充脂以提高密封效果，结构简单。3）挡圈式密封挡圈与轴一起旋转，利用离心力甩去油和杂物，转速越高密封效果越好，这种密封装置既可以装在轴承内侧作为挡油装置，也可装在轴承外侧与沟槽式密封联合使用。4）甩油环式密封甩油环靠离心力将油甩掉，再通过导油

46、槽将油导回油箱。二、接触式密封装置装置中的密封件与轴或其他配合零件直接相接触，故工作中产生摩擦、磨损并使温度升高。一般适用于中、低速运转条件下轴承的密封。常用的有以下几种型式：1）毡圈密封主要用于脂润滑，对干净环境下工作的轴承进行密封。2）密封圈式密封结构简单、便于安装、密封可靠。可以防止灰尘、杂物进入或防止润滑油外泄。方案确定：本次设计中轴承为油润滑，毡封油圈密封效果较差，迷宫密封在高速条件下应用较多，本例中轴表面的圆周速度不太高，迷宫密封和组合式密封都没必要采用故选择橡胶油封较好。其中，J型骨架式橡胶油封靠外圆与孔的配合实现轴向固定，不需要额外的轴向固定装置，而J型无骨架式橡胶油封必须进行

47、轴向固定，而且J型无骨架式橡胶油封对轴径的要求较高，故采用J型骨架式橡胶油封。J形骨架橡胶密封圈6.3 通气器本次通气器我们选用通气器-窥视镜孔盖一体式铸造通气器，其结构简单，成本低，适用于环境清洁的场合。还有钢制通气器与窥视孔盖焊接在一起的，这种结构也简单，但成本比上面稍微高。还有带有纱网的通气器，这种结构较复杂，成本也更高。本次设计中环境为室内清洁，因此选择结构比较简单的通气器不带有纱网。又由于通气器与窥视孔盖铸造在一起的加工方便，且本减速器速度不高，产程热量较少，因此选择它。6.4 油标常用的油标有油标尺和圆形油标油标尺常用的是杆式油标尺，优点是结构简单，应用较多；缺点是油标尺易折，油尺

48、凸台需要特殊铸成斜面。圆形油标有旋入式和压入式，优点是结构简单，直接观察油面，方便维护；缺点是易老化，观察窗污染。选择旋入式圆形油标。6.5 螺栓及吊环螺钉根据轴承机械设计课程设计指导手册表4-2，表4-3可查的轴承旁螺栓直径是M12，地脚螺栓是M16，第一根轴和第二根轴对应的轴承盖螺栓是M8，低速级对应的是M10。启盖螺钉的螺纹长度要大于机盖联接凸缘的厚度。吊耳螺钉根据机械设计课程设计指导手册表17-12选取M10的螺钉。6.6放油孔及螺塞放油孔的位置在油池的最低处，所在位置减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承

49、面，并加封油圈以加强密封。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M16×1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用的石棉橡胶纸。7 零部件精度与公差的制定7.1 精度设计制定原则（1）尺寸精度设计原则（选择公差等级原则）a. 在满足使用要求的前提下尽量选用较低的公差等级（主要原因是在公称尺寸相同的条件下，公差值越小生产成本越高。因此，在选择公差等级时，必须具有全面观点，要防止“精度越高越好”。所以在保证使用性能的前提下，尽量选用较低的公差等级，以降低生产成本）b. 在尺寸至500mm的常用尺寸段中，当孔的精度等级高于IT8时（即IT7、IT6、IT

50、5），采用孔比轴低一级，即孔7/轴6 、孔6/轴5、等等。当孔的精度等级低于IT8时，孔与轴同级。公称尺寸大于500mm时，推荐孔与轴均采用同级配合。（2）形位公差的设计原则c. 在选择形位公差值时，总的原则仍然是在满足使用要求的前提下，尽量选择低的形位公差等级，以降低生产成本。同时应兼顾：（a）尺寸公差、形位公差、表面粗糙度之间虽然没有一个确定的比例关系，但一般情况下应注意它们之间的协调，即尺寸公差值>位置公差值>形状公差值>粗糙度数值。（b）对于结构复杂，刚性较差或不易加工与测量的零件（如细长轴和孔，距离较大的孔等），可降低等级1-2级。7.2 减速器主要结构、配合要求（

51、1）在减速器中，齿轮与轴的配合选用基孔制过盈或基孔制过渡配合：如H7/r6、H7/p6、H7/n6均可。选择H7/r6（2）滚动轴承内圈与轴颈采用基孔制，但内圈公差带是上偏差为0，下偏差为负，所以，轴颈的公差带要比通常的紧，选择k6，实际上是过盈配合。外圈与机座孔的配合采用基轴制，机座孔用H7。（3）端盖与机座孔之间用f 9。（4）联轴器的配合与齿轮相同H7/r6（5）键在选择的时候就确定因此选择与键槽左右平面配合是为h9，但是与键槽上下平面配合为h11.但是与轴毂的连接均为紧密连接因此选择毂槽P9（6）滚动轴承的形位公差-圆柱度单位为m内径为45的为6，内径为30的为5.，（7）其它的形位公

52、差值均可按7级查机械设计指导书P229232页的表在本次设计中如果精度要求更高那么加工成本会急剧升高。因此我们在满足要求的情况下选择较低精度等级那么成本就降低了很多，更高的精度要求在本设计中不需要。如将齿轮从8级精度上升到6及精度那么他的加工成本高得多。7.3 减速器主要技术要求（一）、对装配前零件的要求 1.滚动轴承用汽油清洗，其他零件用煤油清洗。所有零件和箱体内不许有任何杂质存在。箱体内壁和齿轮（蜗轮）等未加工表面先后涂两次不被机油侵蚀的耐油漆，箱体外表表面涂底漆和颜色油漆（按主机要求配色）。 2.零件配合平面洗净后涂以润滑油（二）、安装和调整的要求 1.滚动轴承的安装滚动轴承安装时轴承内

53、圈应紧贴轴肩，要求缝隙不得通过0.05mm 厚的塞尺。 2.轴承轴向游隙对游隙不可调整的轴承（如深沟球轴承），其轴向游隙为0.250.4mm；对游隙可调整的轴承轴向游隙数值见表。点击查看圆锥滚子轴承轴向游隙；角接触球轴承轴向游隙3.齿轮啮合的齿侧间隙可用塞尺或压铅法。即将铅丝放在齿槽上，然后转动齿轮而压扁铅丝，测量齿侧被压扁的铅丝厚度之和即为齿侧的大小。4.齿面接触斑点圆柱齿轮齿面接触斑点2-10-4；圆锥齿轮齿面接触斑点2-11-4；蜗杆传动接触斑点2-12-4 (三)、密封要求1.箱体剖分面之间不允许填任何垫片，但可以涂密封胶或水玻璃以保证密封；2.装配时，在拧紧箱体螺栓前，应使用0.05mm的塞尺检查箱盖和箱座结合面之间的密封性；3.轴伸密封处应涂以润滑脂。各密封装置应严格按要求安装(四)、润滑要求1.合理确定润滑油和润滑脂类型和牌号2.轴承脂润滑时，润滑脂的填充量一般为可加脂空间的1/22/3。3.润滑油应定期更换，新减速器第一次使用时，运转714天后换油，以后可以根据情况每隔36个月换一次油。(五)、试验要求1.空载运转：在额定转速下正、反运转12小时；2.负荷试验：在额定转速、额定负荷下运转，至油温平衡为止。对齿轮减速器，要求油池温升不超过35oC,轴承温升不超过40oC；对蜗杆减速器，要求油池温升不超过60oC,轴承温升不超过50oC；3.全部