一级圆柱齿轮减速器 毕业设计

毕业设计说明书一级圆柱齿轮减速器班 级： 学号： 软件学院姓 名： 软件工程学 院： 郑军 郭平英专 业： 指导教师： 2014年6月一级圆柱齿轮减速器摘 要通过对减速器的了解，开始学习设计齿轮减速器，尝试设计增强感性认知和对社会的适应能力，以及进一步巩固已学过的理论知识，提高综合应用所学知识发现问题、解决问题的能力。以求把理论与实践相结合。学习如何进行机械设计，了解机械传动装置的原理及参数搭配。学习运用多种工具，比如AutoCAD等，直观地将机械结构呈现在平面图上。通过对圆柱齿轮减速器的设计，对单级圆柱齿轮减速器有了一个简单的了解与认识。齿轮减速器是机械传动装置中不可或缺的一部分。机械传动装置在不断的使用中，会不同程度的磨损，因此要经常对机械予以维护和保养，延长其使用寿命，高效化的运行，提高生产的效率。关键词：机械传动装置，圆柱齿轮减速器，设计原理与参数配置One-stage cylindrical gear reducerAbstractThrough the understanding of the reducer, began learning to design gear reducer, trying to design enhanced perceptual awareness and ability to adapt to the society, and to further consolidate the theoretical knowledge youve learned, and learned to improve your applications ability to discover and solve problems. In order to combine theory with practice. Learn how to make mechanical design, understand the principles and parameters of mechanical transmission devices. Learn how to use a variety of tools, such as AutoCAD, visually renders mechanical structure on the floor plan. Through the design of cylindrical gear reducers for single-stage cylindrical gear reducers have a simple understanding and awareness. Gear reducers are an integral part of the mechanical transmission devices. Mechanical transmission devices in constant use, with varying degrees of wear and tear, so regular maintenance for machinery, to extend its service life, efficient running, improving the efficiency of production. Keywords: Mechanical gearing,Gear reducers,Design principles and parameters are configured中北大学2014届毕业设计说明书目 录1 绪论12 减速器概述42.1 减速器的主要型式及其特性42.2 减速器结构42.3 减速器润滑53 减速机设计计算73.1 选择电动机：73.1.1 选电动机类型73.1.2 确定电动机转速73.1.3 确定电动机的型号73.2 传动比：74 齿轮的选择84.1 齿轮传动的设计计算84.1.1 选择齿轮材料及精度等级84.1.2 按齿面接触疲劳强度设计84.1.3 转矩T184.1.4 载荷系数k84.1.5 许用接触应力H84.1.6 校核齿根弯曲疲劳强度94.1.7 齿形系数YFa和应力修正系数YSa94.1.8 许用弯曲应力F94.1.9 计算齿轮传动的中心矩a104.1.10 计算齿轮的圆周速度V105 减速器的轴及轴上零件的结构设计115.1 轴的结构设计115.1.1 阶梯轴各段直径的确定115.1.2 阶梯轴各段长度的确定125.2 齿轮的结构设计12第 页 共 页5.3 支承部件的结构125.3.1 轴承盖135.3.2 调整垫片组166 轴的计算186,1 轴的结构设计186.1.1 轴上零件的定位，固定和装配186.2 轴的校核187 轴承的选用与校核217.1 轴承的选用217.2 轴承的校核：228 减速器的箱体结构及设计248.1 概述248.2 箱体结构的设计要点248.2.1 箱体应具有足够的刚度248.2.2 确保箱体接合面的密封、定位和内部传动零件的润滑。248.2.3 箱体结构应具有良好的工艺性259 密封和润滑的设计269.1 密封269.2 润滑2610 装配图2711 设计小结28参考文献:29致谢30第 页 共 页1 绪论减速器的结构随其类型和要求不同而异。单级圆柱齿轮减速器按其轴线在空间相对位置的不同分为：卧式减速器和立式减速器。前者两轴线平面与水平面平行。后者两轴线平面与水平面垂直。一般使用较多的是卧式减速器，故以卧式减速器作为主要介绍对象1。图1.1 卧式减速器单级圆柱齿轮减速器可以采用直齿、斜齿或人字齿圆柱齿轮。由于减速器已成为一种通用的传动部件，因此，圆柱齿轮减速器多数已经标准化，ZD（JB1130-70）为单级圆柱齿轮减速器的标准型号。其主要参数均已标准化和规格化。单级圆柱齿轮减速器的主要性能参数为：传递功率P（标准ZD型减速器P=12000KW）传动比i为避免减速器的外廓尺寸过大，一般i6，其最大传动比imax=810，高速轴转速n1，中心距a（标准ZD型减速器a=100700mm ）工作类型及装配型式机械零件课程设计，可以根据任务书的要求参考标准系列产品进行设计，也可自行设计非标准的减速器。图1.2和图1.3所示分别为单级直齿圆柱齿轮减速器的轴测投影图和结构图。减速器一般由箱体、齿轮、轴、轴承和附件组成。图1.2 单级直齿圆柱齿轮减速器的轴测投影图箱体由箱盖与箱座组成。箱体是安置齿轮、轴及轴承等零件的机座，并存放润滑油起到润滑和密封箱体内零件的作用。箱体常采用剖分式结构（剖分面通过轴的中心线），这样，轴及轴上的零件可预先在箱体外组装好再装入箱体，拆卸方便。箱盖与箱座通过一组螺栓联接，并通过两个定位销钉确定其相对位置。为保证座孔与轴承的配合要求，剖分面之间不允许放置垫片，但可以涂上一层密封胶或水玻璃，以防箱体内的润滑油渗出。为了拆卸时易于将箱盖与箱座分开，可在箱盖的凸缘的两端各设置一个起盖螺钉（参见图1.3），拧入起盖螺钉，可顺利地顶开箱盖。箱体内可存放润滑油，用来润滑齿轮；如同时润滑滚动轴承，在箱座的接合面上应开出油沟，利用齿轮飞溅起来的油顺着箱盖的侧壁流入油沟，再由油沟通过轴承盖的缺口流入轴承（参图1.3）2。图1.3 单级直齿圆柱齿轮减速器的轴测结构图减速器箱体上的轴承座孔与轴承盖用来支承和固定轴承，从而固定轴及轴上零件相对箱体的轴向位置。轴承盖与箱体孔的端面间垫有调整垫片，以调整轴承的游动间隙，保证轴承正常工作。为防止润滑油渗出，在轴的外伸端的轴承盖的孔壁中装有密封圈（参见图1.3）。减速器箱体上根据不同的需要装置各种不同用途的附件。为了观察箱体内的齿轮啮合情况和注入润滑油，在箱盖顶部设有观察孔，平时用盖板封住。在观察孔盖板上常常安装透气塞（也可直接装在箱盖上），其作用是沟通减速器内外的气流，及时将箱体内因温度升高受热膨胀的气体排出，以防止高压气体破坏各接合面的密封，造成漏油。为了排除污油和清洗减速器的内腔，在减速器箱座底部装置放油螺塞。箱体内部的润滑油面的高度是通过安装在箱座壁上的油标尺来观测的。为了吊起箱盖，一般装有一到两个吊环螺钉。不应用吊环螺钉吊运整台减速器，以免损坏箱盖与箱座之间的联接精度。吊运整台减速器可在箱座两侧设置吊钩（参见图1.3）3。减速器的箱体是采用地脚螺栓固定在机架或地基上的。2 减速器概述2.1 减速器的主要型式及其特性减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等4。以下主要介绍圆柱齿轮减速器：当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=840)和二级以上(i40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70ms，甚至高达150ms。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约305。 2.2 减速器结构近年来，减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。（1）传统型减速器结构 绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面平整。箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出扳手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有23个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算，见有关图册。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示等均可从有关的设计手册和图册中查出。在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。（2）新型减速器结构 1）齿轮蜗杆二级减速器；2）圆柱齿轮圆锥齿轮圆柱齿轮三级减速器。这些减速器都具有以下结构特点：在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了便于传动零件的安装，在适当部位有较大的开孔。在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构，减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度6。2.3 减速器润滑 圆周速度u12m/s一15ms的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。为了减少齿轮运动的阻力和油的温升，浸入油中的齿轮深度以12个齿高为宜。速度高的还应该浅些，建议在07倍齿高左右，但至少为10mm。速度低的(05ms一08ms)也允许浸入深些，可达到16的齿轮半径；更低速时，甚至可到13的齿轮半径。润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮齿的整个宽度。对于油面有波动的减速器(如船用减速器)，浸入宜深些。在多级减速器中应尽量使各级传动浸入油中深度近予相等。如果发生低速级齿轮浸油太深的情况，则为了降低其探度可以采取下列措施：将高速级齿轮采用惰轮蘸油润滑；或将减速器箱盖和箱座的剖分面做成倾斜的，从而使高速级和低速级传动的浸油深度大致相等。 减速器油池的容积平均可按1kW约需035L一07L润滑油计算(大值用于粘度较高的油)，同时应保持齿轮顶圆距离箱底不低于30mm一50mm左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。减速器的工作平衡温度超过90时，需采用循环油润滑，或其他冷却措施，如油池润滑加风扇，油池内装冷却盘管等。循环润滑的油量一般不少于05L/kW。圆周速度u12m/s的齿轮减速器不宜采用油池润滑，因为：1)由齿轮带上的油会被离心力甩出去而送不到啮合处；2)由于搅油会使减速器的温升增加；3)会搅起箱底油泥，从而加速齿轮和轴承的磨损；4)加速润滑油的氧化和降低润滑性能等等。这时，最好采用喷油润滑。润滑油从自备油泵或中心供油站送来，借助管子上的喷嘴将油喷人轮齿啮合区。速度高时，对着啮出区喷油有利于迅速带出热量，降低啮合区温度，提高抗点蚀能力。速度u20m/s的齿轮传动常在油管上开一排直径为4mm的喷油孔，速度更高时财应开多排喷油孔。喷油孔的位置还应注意沿齿轮宽度均匀分布。喷油润滑也常用于速度并不很高而工作条件相当繁重的重型减速器中和需要用大量润滑油进行冷却的减速器中。喷油润滑需要专门的管路装置、油的过滤和冷却装置以及油量调节装置等，所以费用较贵。此外，还应注意，箱座上的排油孔宜开大些，以便热油迅速排出。 蜗杆圆周速度在10m/s以下的蜗杆减速器可以采用油池润滑。当蜗杆在下时，油面高度应低于蜗杆螺纹的根部，并且不应超过蜗杆轴上滚动轴承的最低滚珠(柱)的中心，以免增加功率损失。但如满足了后一条件而蜗杆未能浸入油中时，则可在蜗杆轴上装一甩油环，将油甩到蜗轮上以进行润滑。当蜗杆在上时，则蜗轮浸入油中的深度也以超过齿高不多为限。蜗杆圆周速度在10ms以上的减速器应采用喷油润滑。喷油方向应顺着蜗杆转入啮合区的方向，但有时为了加速热的散失，油也可从蜗杆两侧送人啮合区。齿轮减速器和蜗轮减速器的润滑油粘度可分别参考表选取。若工作温度低于0，则使用时需先将油加热到0以上。蜗杆上置的，粘度应适当增大7。3 减速机设计计算3.1 选择电动机：3.1.1 选电动机类型 滚动轴承效率=0.995；联轴器效率=0.98。 =0.96x0.97x0.995x0.995=0.9由上述计算，T=137 我们取减速机轴最大扭矩=150需要略大于，按已知工作要求和条件，选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。3.1.2 确定电动机转速 按参考文献2P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。故电动机转速的可选范围为nd=Ia3=4591834r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。3.1.3 确定电动机的型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。3.2 传动比：传动比：取i=2 计算各传动参数：1.计算各轴转速（r/min） nI=n电机=960r/min nII=nI/i =960/2=480 (r/min)2.计算各轴的功率（KW） PI=P工作=15.08KW PII=PI总=15.080.9=13.572KW3.计算各轴扭矩（Nmm） TI=9.55106PI/nI=150NmmTII=9.55106PII/nII=9.5510613.572/480 =270026.25Nmm4 齿轮的选择4.1 齿轮传动的设计计算4.1.1 选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据表选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m4.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=2 取小齿轮齿数Z1=16。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=216=32 实际传动比I0传动比误差：i-i0/I=0%2% 可用齿数比：u=i0=2由参考文献2表取d=0.94.1.3 转矩T1T1=9.55106P/n1=9.5510615.08/960=150Nm4.1.4 载荷系数k 由参考文献1P128表6-7取k=14.1.5 许用接触应力HH= HlimZNT/SH由图查得2：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由查表得计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=603841(163658)=1.28109NL2=NL1/i=1.28109/6=2.14108由查图表得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431150000(6+1)/0.9634321/3mm=68.4mm模数：m=d1/Z1=68.4/16=3.8mm根据表取标准模数：m=4mm4.1.6 校核齿根弯曲疲劳强度根据由公式F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=416mm=64mm d2=mZ2=432mm=128mm齿宽：b=34mm取b=34mm b2=30mm4.1.7 齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=16,Z2=32由表得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.834.1.8 许用弯曲应力F根据公式式：F= Flim YSTYNT/SF由查表得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由参考文献2图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(21150000/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(21150000/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够4.1.9 计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(16+32)=4/2(16+32)=96mm4.1.10 计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.1464960/601000=3.22m/s第 30 页 共 30 页5 减速器的轴及轴上零件的结构设计5.1 轴的结构设计轴结构设计包括确定钢的结构形状和尺寸。轴的结构是由多方面的因素决定的，其中主要考虑轴的强度、刚度、轴上零件的安装、定位、轴的支承结构以及轴的工艺性等，其设计方法和结构要素的确定，可参照教科书有关章节进行1。单级圆柱齿轮减速器的轴一般均为阶梯轴，确定阶梯轴各段的直径和长度是阶梯轴设计的主要内容。下面通过图5.1和表5.1、表5.2来说明。5.1.1 阶梯轴各段直径的确定图5.1中阶梯轴各段的直径可由表5.1确定。图5.1 阶梯轴各段的直径表5.1 阶梯轴直径符号确定方法及说明d1按许用扭转应力进行估算。尽可能圆整为标准直径，如果选用标准联轴器，d1应符合联轴器标准的孔径。d2d2= d1+2a，a为定位轴肩高度。通常取a=3-10mmd2尽可能符合密封件标准孔径的要求，以便采用标准密封圈。d3此段安装轴承，故d3必须符合滚动轴承的内径系列。为便于轴承安装，此段轴径与d2段形成自由轴肩，因此，d3= d2+15mm，然后圆整到轴承的内径系列。当此轴段较长时，可改设计为两个阶梯段，一段与轴承配合，精度较高，一段与套筒配d4d4= d3+15mm（自由轴肩），d4与齿轮孔相配，应圆整为标准直径。d5d5= d4+2a，a为定位轴环高度，通常可取a=310mmd6d6= d3，因为同一轴上的滚动轴承最好选取同一型号。5.1.2 阶梯轴各段长度的确定图5.1中各阶梯长度可由表5.2确定。表5.2 轴各段长度的确定符号确定方法及说明L1按轴上零件的轮毂宽度决定，一般比毂宽短23mm。也可按（1.21.5）d1取定。L2L2=l3+l4(l3为轴承端盖及联接螺栓头的高度)L3L3=B+l2+2+(23) B轴承宽度L4L4按齿轮宽度b决定，L4=b-(23)mmL5无挡油环时，L5=B 有挡油环时，L5=B+挡油环的毂宽注：表中l2、l3、l4、2参见表5.3。由表中计算式可知，各段长度的确定与箱外的旋转零件至固定零件的距离l4；轴承端盖及联接螺栓头高度的总尺寸l3；轴承端面至箱体内壁的距离l2；转动零件端面至箱体内壁的距离2以及档油环的结构尺寸有关，这些尺寸又取决于轴承盖的类型、密封型式以及各零件在装配图中的相关位置。因此，阶梯轴各段的长度应通过装配草图设计过程中边绘制边计算确定。尤其值得注意的是：当各零件相对位置确定以后，支承点的跨距即可确定，这时就可以计算支承反力，对轴的危险截面进行复合强度核核以及轴承寿命计算等，如果轴的强度不合格或者轴承寿命不符合要求，这时就要重新选择轴承和调整结构。当然，轴的各阶梯段直径和长度也相应发生变化。由上述可知，轴的结构设计应该在装配草图设计过程中，以边绘图、边计算、边修改的方式逐步完成。表5.2为单级圆柱齿轮减速器的位置尺寸关系。5.2 齿轮的结构设计中小型减速器的齿轮一般用锻钢制造。当齿轮的齿顶圆直径da200mm时，可以做成圆盘式结构。当齿轮的齿根圆与键槽底部的距离小于!&（ &为模数）时，则齿轮与轴应做成一体的齿轮轴。当da=200500时，可以做成腹板式结构。齿轮结构设计可参照教科书有关章节进行1。5.3 支承部件的结构单级圆柱齿轮减速器轴的支承一般采用滚动轴承，如图5.2所示。图5.2 轴承图滚动轴承类型与尺寸选择以及轴承组合设计可参照教材有关章节进行。轴承组合中，除滚动轴承外，还有轴承盖、调整垫片、内外密封装置的结构设计。5.3.1 轴承盖轴承盖的作用是固定轴承的位置并承受轴向力和密封轴承座孔。轴承盖的材料一般为铸铁（HT150）。轴承盖结构型式分为凸缘式（用螺钉将盖固定在箱体上）和嵌入式（用盖的圆周凸缘嵌入轴承座孔的槽内固定）。每种结构又可分为闷盖（中间无孔）和透盖（中间有孔，用于轴外伸端的轴承座上）两种型式，如图5.4所示。图5.3 减速器剖面图表5.3 单级圆柱齿轮减速器的位置尺寸符号名称尺寸（mm）2转动零件端面至箱体内壁的距离2=1015，对于重型减速器应取大些b小齿轮的宽度由齿轮结构设计而定。B轴承宽度根据轴颈直径可按中系列预选。1齿顶圆与减速器内壁之间的最小间隙11.2, 箱座壁厚。l轴承支点的跨距由草图设计决定L1#!箱外零件至轴承支点的计算距离#!L1=B/2+l3+l4+l5/2L2轴承端面至箱体内壁的距离轴承用油池内油润滑时# L2=5-10, 轴承用脂润滑且有挡油环时L2=10-15。L3-轴承端盖及联接螺栓头高度根据轴承端盖结构型式决定L4箱外转动零件至固定零件的距离#L4=1520L5*箱外零件与轴的配合长度L5=（1.21.5）d,d-配合轴径图5.4 凸缘式和嵌入式轴承盖图5.5 凸缘式轴承盖结构尺寸表5.4 凸缘式轴承盖尺寸符号尺寸关系符号尺寸关系（D轴承外径）306062100110130140230D5D0-(2.53) d3d3（螺钉直径）6881010121216e1.2 d3n（螺钉数）4466e1(0.100.15)D (e1e)d0d3+(12)m由结构确定D0D+2.5 d32810D2D0+(2.53) d3b810D4(0.850.9)Dh(0.81)b图5.6 嵌入式轴承盖结构尺寸表5.5 嵌入式轴承盖尺寸不带O型密封圈带O型密封圈D(f9)408035110115170D封 404550556063656870758085E2(h11)568d封354045505558606365707580S101215D封9095100105110115120125130135140145810d封859095100105110115120125130135140D3D+e2当D封=3050，W实际3.1D4D20D(f9)408085110115170m由轴承部件结构确定e2(h11)81012注：透盖毡圈密封槽的尺寸参见表1-2-13S151820D3D3=D+(1015)d4(h9)d4=d封(与D封相应)b04(与W实际3.1相应)轴承盖设计应注意下列几点：（1）当轴承盖的宽度较长时，应在端部车出一段较小直径（比孔径小24mm ），但必须保留够的配合长度e1。（2）轴承采用飞溅润滑时，轴承盖端部必须开缺口并车出一段小直径，以便润滑油流入轴承。（3）嵌入式轴承盖结我紧凑，重量轻，但承载能力较差，且不便于调整轴承间隙，不宜用于要求准确调整间隙的场合。5.3.2 调整垫片组调整垫片的作用是调整轴承的轴向游隙和轴承内部间隙以及轴的轴向位置。调整垫片组由多片厚度不同的垫片组成。调整时，根据需要组合成不同的厚度。调整垫片组的组别，片数及厚度可由表5.6查得。表5.6 垫片数及厚度A组B组C组厚度0502010501501050150125片数Z342144133注：1.材料冲压铜片或08钢抛光2.d 2=D(24) 用于凸缘 D0,D2,nd见表(1-2-5) 式轴承盖 D轴承外径 D2=D-1用于嵌d2按轴承外圆 入式安装尺寸确定 轴承盖 3.建议准备0.55mm的垫片若干片以备调整微小间隙用。6 轴的计算6,1 轴的结构设计6.1.1 轴上零件的定位，固定和装配单级齿轮传动中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定确定轴各段直径和长度工段：d1=28mm 长度取L1=60mmh=2c c=2.5mm 其中花键长度为35mm。II段:d2=d1+2h=28+21=30mm d2=30mm初选用深沟球轴承，其内径为30mm,考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为16mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度安装齿轮段长度应比轮毂宽度小23mm,故II段长：L2=33mmIII段直径d3=38mmL3 =125mm段直径d4=30mm由手册得：c=4 h=2c=24=8mmd4=d3+2C=48-21.5=30mmL4=15mm段直径d5=28mmL5=60mm。其中花键长度为35mm此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸.由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=158mm6.2 轴的校核1、基本数据：转矩T=150 ，转速n=9602、求作用在齿轮上的力：因已知齿轮分度圆直径d=156力的方向如图所示：3、初步确定轴的最小直径：估算出轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。查表=112，所以根据公式：，4、根据设计，我们来校核主动轴的疲劳强度。图 6.1 主轴图其弯扭特性大致如下示意图：，对截面右侧分析，由公式：所以轴的强度是足够的。因无大的瞬间过载及严重应力循环不对称性，故可略去静强度校核。7 轴承的选用与校核7.1 轴承的选用确定轴承尺寸参数在许多场合，轴承的内孔尺寸已经由机器或装置的结构具体所限定。不论工作寿命，静负荷安全系数和经济性是否都达到要求，在最终选定轴承其余尺寸和结构形式之前，都必须经过尺寸演算。该演算包括将轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。滚动轴承的静负荷是指轴承加载后是静止的（内外圈间无相对运动）或旋转速度非常低。在这种情况下，演算滚道和滚动体过量塑性变形的安全系数。大部分轴承受动负荷，内外圈做相对运动，尺寸演算校核滚道和滚动体早期疲劳损坏安全系数。只有在特殊情况时，才根据DIN ISO 281对实际可达到的工作寿命做名义寿命演算。对注重经济性能的设计来说，要尽可能充分的利用轴承的承载能力。要想越充分的利用轴承，那么对轴承尺寸选用的演算精确性就越重要。静负荷轴承计算静负荷安全系数Fs有助于确定所选轴承是否具有足够的额定静负荷。FS=CO/PO 其中FS静负荷安全系数，CO额定静负荷KN，PO当量静负荷KN 静负荷安全系数FS是防止滚动零件接触区出现永久性变形的安全系数。对于必须平稳运转、噪音特低的轴承，就要求FS的数值高；只要求中等运转噪声的场合，可选用小一些的FS；一般推荐采用下列数值： FS=1.52.5适用于低噪音等级 FS=1.01.5适用于常规噪音等级 FS=0.71.0适用于中等噪音等级额定静负荷COKN已在表中为每一品种规格的轴承列出。该负荷（对向心轴承来说是径向力，对推力轴承而言则是轴向力），在滚动体和滚道接触区域的中心产生的理论压强为：-4600 N/MM2 自调心球轴承-4200 N/MM2其它类型球轴承-4000 N/MM2所有滚子轴承在额定静负荷CO的作用下，在滚动体和滚道接触区的最大承载部位，所产生的总塑性变形量约为滚动体直径的万分之一。当量静负荷POKN是一个理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来讲是轴向和向心力。PO在滚动体和滚道的最大承载接触区域中心所产生的应力，与实际负荷组合所产生得应力相同。 PO=XO*Fr+Ys*FaKN 其中，PO当量静负荷，KNFr径向负荷，KNFa轴向负荷，KNXO径向系数，YO轴向系数。动负荷轴承DIN ISO281所规定的动负荷轴承计算标准方法的基础是材料疲劳失效（出现凹坑），寿命计算公式为： L10=L=(C/P)P 106转其中L10=L名义额定寿命 106转C额定动负荷 KN P 当量动负荷 KN P 寿命指数 L10是以100万转为单位的名义额定寿命 106转 C 额定动负荷 KN P 寿命指数L10是以100万转为单位的名义额定寿命。对于一大组相同型号的轴承来说，其中90%应该达到或者超过该值。额定动负荷C KN在每一类轴承的参数表中都可以找到，在该负荷作用下，轴承可以达到100万转的额定寿命。当量动负荷P KN是一项理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来说是轴向力。其方向、大小恒定不变。当量动负荷作用下的轴承寿命与实际负荷组合作用时相同。 P=X*Fr+Y*Fa 其中：P当量动负荷，Fr径向负荷，Fa轴向负荷，单位都是千牛顿，X径向系数，Y轴向系数。不同类型轴承的X,Y值及当量动负荷计算依据，可在各类轴承的表格和前言中找到。球轴承和滚子轴承的寿命指数P有所不同。对球轴承，P=3 对滚子轴承，P=10/3变负荷及变速度如果轴承动负荷的值及速度随时间而变化，那么在计算当量负荷时就得有相应的考虑。连续的负荷及速度曲线就要用分段近似值来替代。当量动负荷的计算公式变为：滚动轴承的最小负荷过小的负荷加上润滑不足，会造成滚动体打滑，导致轴承损坏。保持架轴承的最小负荷系数P/C=0.02,而满装轴承的最小负荷系数P/C=0.04(P为当量动负荷，C为额定动负荷)。本设计中选用深沟轴承。参见GB/T276-947.2 轴承的校核： 根据设计，取主动轴左侧轴承校核。 由上述计算，齿轮受力基本数据可以算出： 轴承受力 比值 =1.21.8,取=1.5。则： 782.75N 故选用轴承符合预期寿命。8 减速器的箱体结构及设计8.1 概述箱体一般用灰铸铁HT150或HT200制造。对于重型减速器也可以采用球墨铸铁或铸钢制造。在单件生产中，特别是大型减速器，可采用焊接结构，以减轻重量，缩短生产周期。8.2 箱体结构的设计要点减速器的箱体是支持和固定轴及轴上零件并保证传动精度的重要零件，其重量一般约占减速器总重量的4050，因此，箱体结构对减速器的性能、制造工艺、材料消耗、重量和成本等影响很大，设计时务必综合考虑，认真对待。减速器箱体的设计要点如下：8.2.1 箱体应具有足够的刚度（1）轴承座上下设置加强筋。（2）轴承座房设计凸台结构。凸台的设置可使轴承座旁的联接设计凸台结构要注意下列几个问题：轴承座旁两凸台螺栓距离S应尽可能靠近。对无油构箱体（轴承采用油脂润滑）取SD2，应注意凸台联接螺栓（d1）与轴承盖联接螺钉（d3）不要互相干涉；对有油沟箱体（轴承采用润滑油润滑），取SD2，应注意凸台螺栓孔（d1）不要与油沟相通，以免漏油。D2则为轴承座凸缘的外径。凸台高度h的确定应以保证足够的螺母搬手空间为准则。搬手空间根据螺栓直径的大小由尺寸C1和C2确定。凸台沿轴向的宽度同样取决于不同螺栓直径所确定的C1+ C2之值，以保证足够的搬手空间。但还应小于轴承座凸缘宽度35mm.，以便于凸缘端面的加工。（3）箱座的内壁应设计在底部凸缘之内。（4）地脚螺栓孔应开在箱座底部凸缘与地基接触的部位；不能悬空。（5）箱座是受力的重要零件，应保证足够的箱座壁厚，且箱座凸缘厚度可稍大于箱盖凸缘厚度。8.2.2 确保箱体接合面的密封、定位和内部传动零件的润滑。为保证箱体轴承座孔的加工和装配的准确性，在接合面的凸缘上必须设置两个定位用的。为保证箱盖、箱座的接合面之间的密封性，接合面凸缘联接螺栓的间距不宜过大，一般不大于150180mm，并尽量对称布置。如果滚动轴承靠齿轮飞溅的润滑油润滑时，则箱座凸缘上应开设集油沟，集油沟要保证润滑油流入轴承座孔内，再经过轴承内外圈间的空隙流回箱座内部，而不应有漏油现象发生。8.2.3 箱体结构应具有良好的工艺性(1)铸造工艺性的要求，箱壁不宜太薄，min8mm，以免浇铸时铁水流动困难，出现充不满型腔的现象。壁厚应均匀和防止金属积聚、避免产生的缩孔、裂纹等缺陷。当箱壁的厚度变化较大时，应采用平缓过渡的结构。 避免出现狭缝结构，因为这种结构的砂型易碎裂，正确的做法应联成整体箱壁沿拨摸方向应有1：101：20的拨模斜度。(2)机械加工工艺性的要求轴承座孔应为通孔，最好两端孔径一样以利于加工。两端轴承外径不同时，可以在座孔中安装衬套，使支座孔径相同，利用衬套的厚度不等，形成不同的孔径以满足两端轴承不同外径的配合要求。同一侧的各种加工端面尽可能一样平齐，以便于一次调整刀具进行加工。加工表面与非加工表面必须严格区分，并尽量减少加工面积。因此，轴承座的外端面、观察孔、透气塞、吊环螺钉、油标尺和油塞以及凸缘连接螺栓孔等处均应制出凸台（凸出非加工面35mm）以便加工。(所示为轴承座凸缘的外端面与凸台之间的合理与不合理的结构。本减速箱箱体，壁厚采用8mm10mm，符合标准9 密封和润滑的设计9.1 密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。9.2 润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。10 装配图图10.1 装配图11 设计小结机械设计课程设计是我们专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。1.通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。2.学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。3.进行机械设计基本技能的训练，如计算、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，进行经验估算和数据处理等。4.这段时间当中我发现我对专业认识的还不够，很多关于制造和工艺的知识有待我们提高，更多的是需要我们自己去观察、实践、学习。不具备这项能力就难以胜任未来的挑战。随着科学的迅猛发展，新技术的广泛应用，会有很多领域是我们未曾接触过的，只有敢于去尝试才能有所突破，有所创新。5.人就是在困难中慢慢的成长的。从一开始有些茫然到现在初有成就的喜悦，相信未来的结果一定是令人满意的。这个毕业设计充实了我的知识，也为我以后走上工作岗位奠定了基础，期盼获得收获的那一天！参 考 文 献1 杨明忠,朱家诚主编.机械设计M. 武汉:武汉理工大学出版社,2004.25-302 吴宗泽，罗圣国主编.机械设计课程设计手册M.北京:高等教育出版社,2006.4.17-223 璞良贵，纪名刚主编.机械设计M.第八版.北京：高等教育出版社，2007.36-444 孙靖民主编.机械优化设计M.第三版.北京：机械工业出版社，2005.72-755 方世杰，綦耀光主编.机械优化设计M.北京：机械工业出版社，1997.2.56-666 王昆等主编. 机械设计课程设计手册M.北京：机械工业出版社，2004.39-437 刘瑞新，洪远征等编著.Visual Basic 程序设计教程M.第二版. 北京：机械工业出版社，2006.156-1618 杨黎明主编.机械零件设计手册M.北京：国防工业出版社，1996.106-1119 张绍匍，徐锦康，魏传儒主编.机械零件学习指南与课程设计M 北京：机械工业出版社 1996.87-9210 郑贞平，喻德主编.UG NX5中文版三维设计与NC加工实例精解M. 北京：机械工业出版社，2008.45-5011 实用机械设计手册编写组.实用机械设计手册M 北京：机械工业出版社1994.40-4712 季杏法主编.小型三相异步电动机技术手册M 北京：机械工业出版社 1987.14-2213 庞起淮主编.小功率电动机应用技术手册M 北京：机械工业出版社 1990.56-6214 （美）E.希格利.CR. 机械设计通用手册M 河海大学机械学院译 北京：机械工业出版社 1993.24-5015 王明亮.关于中国学术期刊标准化数据库系统工程的进展EB/OL.16 万锦坤.中国大学学报论文文载(1983-1993).英文版DB/CD.北京:中国大百科全书出版社,1996. 3-617 Carrol, R., and Johnson, G.,“Optimal design of compact spur gear sets”, ASME Journal of mechanisms, transmissions and automation in design. J Vol.106, No.1, March 1984, pp.95-101.10-20致 谢本文的研究工作是在导师郑军和郭平英教授的精心指导下顺利完成的。导师渊博的知识，丰富的科研工作经验，做学问严谨的态度和开阔的思路深深的感染了我，使我受益匪浅。在课题的研究过程中，导师在理论分析、难点解疑等各个方面对我进行了悉心的指导，对论文结构的组织及全文的总成进行了多次细致认真的审改，并提出了宝贵的意见。而各位老师还对我个人的钻研态度、价值取向及发展道路等各方面进行了正确的引导。在此即将毕业之际，我对导师对我的精心培养和无微不至的关怀表示由衷的感谢和敬意。大学本科生活即将结束,回首在校生活的每一天，感慨颇多。愿所有的老师工作顺顺利，万事如意；愿所有的同学在以后的工作及学习中都努力奋斗，充分发挥各自的潜质，发扬理工人的学风与奋斗精神,为祖国的建设贡献自己的力量。