燕山大学机械设计课程设计报告蜗杆齿轮二级减速器[共49页]

燕山大学课程设计说明书霾山犬哮机械设计课程设计报告题目：蜗杆一齿轮二级减速器学院（系九吉人他手 年级专业：吉人他手 学 号： 吉人他手 学生姓名： 吉人他手 指导教师：吉人他手燕山大学课程设计说明书前言带式运输机传动装置设计过程中的主要内容为传动方案的分析与拟定：选择电动 机：计算传动装置的运动参数和动力参数：传动零件、轴的设计计算：轴承、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、编写设计计算说明书以及设计总结和答辩。主要依据机 械设计和其他学科所学的知识，机械设计课程设计指导手册相关的规定和 设计要求，机械设计课程设计图册相关部分的参考以及其他设计手册和参考 文献的查阅，最后还有老师在整个课设过程中的指导和不断的纠正，来完成本次 的课程设计。通过这次课程设计，培养了我们独立机械设计的能力，对机械总体 的设计有了一个宏观的认识，对具体的结构及其作用和各部分之间的关系有了更 加深刻的了解，考虑问题更加全而，不仅要考虑工艺性，标准化，还要考虑到经 济性，环境保护等。综合各种因素得到一个相对合理的方案。本次设计过程涉及 到机械装置的实体设计，涉及零件的应力、强度的分析计算，材料的选择、结构 设计等，涉及到以前学过的工程制图、工程材料、机械设计制适、公差配合与技 术测量、理论力学、材料力学、机械原理等方面的知识，是对以前所学知识的一 次实践应用，考验学生的综合能力，是一次十分难得的机会。16摘要摘要：根据任务说明书要求，针对工作机所需工作条件，设计减速器用以满足 使用需求。根据工作要求选定电动机类型、结构以及工作转速和额定功率，确定 电动机型号。依据机械原理课程所学习的知识，合理设计传动方案，分析选 定最适宜的方案并设计传动零件。在多种传动方案的对比中选用二级展开式圆柱 齿轮减速器，满足经济性，实用性，工艺性等多方面的要求。根据所设计减速器 中的结构来设计所需要的齿轮结构及轴结构，通过对所使用材料的受力强度分 析，按照齿轮齿面接触疲劳强度计算得到齿轮直径，确定齿轮传动中心距：高速 级蜗轮蜗杆传动中心距为100mm,低速级齿轮传动中心距为160mm。校核传动 轴尺寸，低速轴最小轴颈为45mm,高速蜗杆最小轴颈16mm,确定满足使用要 求。在传功轴确定的条件下设计箱体结构并选用各个配合标准件型号。合理布置 减速器结构，以满足工作要求。除了对尺寸型号的设计外，为了满足经济性的要 求，分析计算材料的各项性能指标，选择满足要求的材料并通过零件精度要求确 定加工工艺，在符合使用需求的条件下降低制适成本。所完成的主要工作包括齿 轮传动件的设计计算及校核，轴强度校核，绘制装配图及主要零件图，编写课程 设计说明书等。关键字：经济性实用性工艺性目录1项目设计目标与技术要求62传动方案制定与分析62传动方案的制定62.2方案分析73传动方案的技术设计与分析73.1电动机选择与确定73.1.1电动机类型和结构形式选择73.1.2电动机容虽确定83.1.3电动机转速选择93.2传动装宜总传动比确定及分配93.2.1传动装迓总传动比确定93.2.2各级传动比分配10322.1分配方案103.2.2.2各级传动比确定1033运动学计算103.3.1各轴输入功率103.3.2各轴转速113.3.3各轴转矩114关键零部件的设计与计算124.1设计原则制定124.2传动设计方案144.3蜗轮蜗杆轮传动设计计算1443.1蜗轮蜗杆传动参数设计144.3.2校核齿根弯曲疲劳强度164.4第二级齿轮传动设计计算174.4.1第二级齿轮传动参数设计174.4.2第二级齿轮传动强度校核214.5轴的计算234.5.1输入轴设计234.5.2中间轴设计254.5.3输出轴设计264.6键的选择及键联接的强度计算284.6.1键联接方案选择28462键的尺寸选取284.7滚动轴承选择及轴的支撑方式305传动系统结构设计与总成315装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范315.L1装配图整体布局315.1.2轴系结构设计与方案分析325.1.2.1高速紬结构设计与方案分析325.1.2.2中间轴结构设计与方案分析335.1.2.3低速轴结构设计与方案分析345.2主要零部件的校核与验算345.2.1轴系结构强度校核（选择低速轴进行校核）345.2.2滚动轴承的寿命计算386主要附件与配件的选择396联轴器选择396.2润滑与密封的选择416.2.1润滑方案对比及确定416.2.2密封方案对比及确定416.3通气器426.4油标426.5螺栓及吊环螺钉436.6油塞437零部件精度与公差的制定447.1精度设计制定原则447.2减速器主要结构、配合要求447.3减速器主要技术要求448项目经济性分析与安全性分析458零部件材料、工艺、稱度等选择经济性458.2减速器总重虽估算及加工成本初算468.3安全性分析468.4经济性与安全性综合分析469设计小结4710参考文献471 项目设计目标与技术要求任务描述：设计题目：带式输送机传动装置设计一款传动装置，使其将电机的动力传输到卷筒上。该装置由电动机、传 动装置和工作机三部分组成。设计的主要任务是对电动机的选择和传动装置的设 计，选用合适型号的电动机，根据电动机转速与所要求的工作机的转速，确定总 传动比，按照传动比分配原则选定各级传动比,计算传动装置的运动和动力参数， 设计传动装置主要工作结构以及外形结构。以及支撑件，润滑件，辅助定位件 的设计与选取。技术要求：卷筒数据要求：负载力F=2252 N 卷筒直径D=0. 36 m卷筒圆周速度V=0. 37 m/s其他条件：使用地点：煤厂生产批量：中批载荷性质：中等冲击使用年限：八年一班2 传动方案制定与分析2.1传动方案的制定（1）高速级为普通v带传动，低速级为圆柱齿轮的减速器该传动装置的优点在于带传动可以避免过载引起电机的损害，而且带传动 可以减小噪音，减小農动，但是v带容易打滑，承载能力低，易磨损，寿命短。 所以这种方案不宜选用。（2）高速级为圆锥齿轮传动，低速级为圆柱斜齿轮的减速器。该传动装置选用圆锥齿轮作为高速级的传动装置，这样可以传递交错轴之 间的动力，从而大大减小减速器的整体尺寸。但是圆锥齿轮有一端为悬臂梁结 构，在传递大扭矩的情况下不稳定。而且圆锥齿轮的加工精度要求高，成本高。 所以综上所述该方案不宜选择。（3）二级展开式圆柱斜齿轮减速器该种减速器结构简单，传动效率高，传动平稳，传递的动力大。但是如果 应用于传动比较大的场合，该类减速器的尺寸就会大大增加，所以不适合应用于传动比大工况。（4）高速级为蜗轮蜗杆传动，低速级为圆柱齿轮传动的减速器。该种传动装置虽然传动效率一般，但是蜗杆传动和齿轮传动结合后，可以 大大减小减速器的尺寸，而且可以应用于传动比工况。所以综上所述采用蜗杆 齿轮减速器。2.2方案分析（1）蜗杆传动蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用 于中、小功率的场合。采用无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 髙承载能力和传动效率。将蜗杆下垃可以保证蜗杆在低速重载情况下，保证蜗轮 蜗杆的润滑，散热好。（2）斜齿轮传动斜齿轮传动与直齿圆柱齿轮相比，具有啮合性好，传动平稳、噪声小，重合 度大，降低了每对齿轮的载荷，提高了齿轮的承载能力等优点。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。因此，蜗杆传动一斜圆柱齿轮传动，这样的传动方案是比较合理的。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由机械设计课程设计指导手册表14-1查得：三相异步电机共给出三种：Y系列（IP23）、（IP44）和YEJ系列电磁制动 三相异步电机，由本次设计题目和要求：室外微振带式运输机传动装置，经对 比选择Y系列（IP44）三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构。与其他三相异步电动机相比，Y系列（IP44）三相异步电动机具有以下优点：（1）效率水平较高。由于电动机效率水平的提高，就给社会带来了巨大 的节电经济效益。（2）起动性能较好。其最小转矩均保证在0.8倍的额定转矩以上，并且 大部分还达到或超过1倍的额定转矩。因此，其起动性能非常优良，带负载起 动也十分顾利。（3）噪声低振动小。该系列采用电机专用轴承，因而运转噪声大为降低（4）防护性能较好。结构设计满足对外界固体物和溅水的防护要求，这样 就能有效防止异物对电动机和人体的危害，同时也可以满足室外使用的要求（5）运行可靠使用寿命长。绕组均采用B级绝缘材料。当海拔不超过1000 米，冷却空气的温度不超过40C时，电动机定子绕组的温升限度（电阻法） 不超过80K。较大的温升裕度则能延长电动机的使用寿命，并提高电动机运行 的可靠性。3.1.2电动机容量确定（1）工作机功率片P, = 2252x037 =0. 87 （kW）1 1000 1000 x 0.96n总=八联 n轴承八齿八轴承八齿八轴砥几联八林 %由机械设计课程设计指导手册Ps8表12-10査得：轴承效率（滚珠轴承）轴承=0.98,弹性联轴器效率加=0.99,齿轮传动效率（8级精度齿轮传动）伽=0.97, n卷=0. 96, 蜗杆=0.80n 总=0.99； X 0.984 X 0.97 x0.80x 0.96 = 0.7（2）电动机实际输出功率匕=- = = 1.24 （kW）%0.7（3）电动机额定功率巧考虑到电机的安全性和裕度，由机械设计（机械设计课程设计指导手册Pi2。表14-4选取电动机额定功率Pd =1.5kW。3.1.3电动机转速选择(1) 工作机的输出速度60x1000xv 60x1000 x 0.37、” D = 19.6( rlmm )兀 x360(2) 电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计指导手册P*表2-2查得：按推荐的传动比合理范围，蜗杆一齿轮减速器传动比一般为i = 1560,则电动机转速可选范围为：nd=i 菩=(15 60)x 19.6 = 2941176(r/zw/n)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的电动机，由机械设计(机械设计课程设计指导手册 Pdo表14-4选取具体参数。电动机具体参数为：表3-1 Y100L-6电机参数表电型额定功 率(kW)电动机 同步转 速(r/min )电动机转 速 (r/min)堵转转矩 /额定转 矩最大转 矩/额 定转矩Y100L-61.510009402.02.23.2传动装置总传动比确定及分配3.2.1传动装总传动比确定n 卷=19.6( rhnin )%噥皿963.2.2各级传动比分配3.2.2.1分配方案总传动比的分配原则一般如下：（1）各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的特点， 并使结构比较紧凑。（2）尽量是传动结构的尺寸和重量较小。（3）尽量使各级大齿轮浸油深度合理。（4）使各级传动比协调，结构均称合理，便于安装。除此之外根据指导书册可知，蜗杆齿轮减速器中，齿轮传动比一般为总 传动比的0.04-0.07倍。3.2.2.2各级传动比确定L =（0.04 0.07）21.92 3.36取2 = 2.5/;=- = 19.18h取耳=203.3运动学计算3.3.1各轴输入功率电机轴 Pd =1.24（kW）I 轴 Pi = pdrfx = 1.24 x 0.99 = 1.23 kwII 轴 p2 = Pi% = 1.23 x 0.98 x 0.8 = 0.96 kwIII轴p3 = p2rJitli = 0.96 x 0.98 x 0.97 = 0.91 kw卷筒轴 pw = 91x 0.99 x 0.98 = 0.88 kw3.3.2 各电机轴 nd = 940(,*/ min)I 轴 n, = nd = 940(r/min)I【轴 n2 = /! / z, =940/20=47 ( r/min )III轴 n3=n2/2 =47/2.5=18.8 (r/min)卷筒轴 =18.8(r/min)3.3.3各紬转矩电机轴9550许9550唱七6(E)P1 23I轴9550訂9550X丽沁47心)轴 9550r9550x=195-5GV-w)po 91III轴7；= 9550 -2- = 9550 x = 464.6(/V m)卷筒轴鼻=9550955。喘皿0.75(5运动和动力参数计算结果整理于下表:表3-2传动与动力装置运动学参数表轴号功率P/kW转矩17(Nm)转速n/(r/min)传动比效率n电机轴1.2412.69401.000. 99I轴1.2312.47940200. 784II轴0. 96195.5472.50. 95III轴0.91464.618.81.000. 97卷筒轴0. 88450. 7518.84关键零部件的设计与计算4.1设计原则制定安全系数：对于蜗轮蜗杆传动副而言，蜗杆齿是连续螺旋，其材料为较高的刚才所以 失效总是发生在蜗轮齿而上。蜗轮和蜗杆之间的相对滑动速度较高，产热量较 大。所以蜗轮齿而容易发生点蚀以及胶合，很少发生折断，所以蜗轮的安全系数 主要根据齿而接触疲劳强度确定，取S=l。对于齿轮传动来说，由于所选齿轮为软齿面，齿轮容易发生胶合和点蚀按照 齿面接触疲劳强度设计，按照齿根弯曲疲劳强度校核。S为疲劳强度安全系数， 设计时按照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，取 S=lo对于轴而言，主要受力为轴承的挤压，齿轮传递时产生的轴向力，径向力， 轴向力，将这些力向轴线处简化后得到附加弯矩以及扭矩。所以可以认为轴除了 受过轴线的力之外还受弯矩以及扭矩，所以在进行轴的强度计算时按安全系数 校核计算。当材料质地均匀、载荷与应力计算较准确，取s=1.31.5；材料不够均匀、计算不够准确时，可取S = 1.51.8；材料均匀性和计算精度都很低，或尺寸很大的转轴（d200”），则可取S= 1.82.5。此处按第一种情况计算， 即S=1.31.5o加工X艺制定：蜗杆：下料、（按正规定要求坯料要经过锻打处理，为获取良好的金属纤维状） -粗车（要保证同轴度，留2mm的精加工量。）一热处理调质处理HRC28-32 半精车，各部半精车留0.5mm的精车量，车蜗杆部分及两端退刀槽车至要求， 挑蜗杆、粗挑，不论用分层法切入法等都可（注意在切削过程中不可以让刀具 三面吃刀，如果三面吃刀有可能产生扎刀）在中经处测量留量0.3mm,半精挑留 0.05-0.1mm （为精光留好较好的基础）一低速精光三面至要求（刀具一定要 锋利，刃口粗糙度一定要好，一面一而的光。）一精车各部至要求（保证同轴度）。 蜗轮：加工蜗轮毛坯（小批自由锻）一滚齿，采用基本参数与工作蜗杆相同的蜗 轮滚刀，按展成法原理（见齿轮加工）切出齿形。如果采用径向进给法滚齿，则滚 刀与工件按Z2/Z1的传动比（Z1为工作蜗杆螺纹头数,Z2为蜗轮齿数）对滚，两 者逐渐靠近直到其中心距等于工作蜗杆与蜗轮啮合时的中心距为止一布齿，提高 齿面质量、改善蜗轮与蜗杆啮合时的接触情况圆柱斜齿轮：加工齿轮毛坯（小批自由锻）一加工齿面（插齿）一热处理（大齿 轮正火一小齿轮调制）一精加工（玳齿）轴：备料一车右端面、钻中心孔、调头夹外圆车左端面、钻中心孔一粗车外圆 -铳键槽一调制热处理改变材料切削性能一精车外圆表面、切退刀槽和倒角、 调头切退刀槽一倒角一磨削外圆表而一去毛刺箱体和箱座：铸适毛坯一时效油漆一划线粗、精加工基准而一粗、精加 工各平面一粗、半精加工各主要孔一粗、半精加工各次要孔一加工各螺纹、紧固 孔、油孔等去毛刺一淸洗一检验。（平面加工采用普通铳床、孔采用锥床加 工）。材料的选择：蜗杆、轴的材料均采用45钢，齿轮采用40Cr, 45钢虽然因硬度不高限制 了承载能力，但易制适、成本低，另外通过热处理的方式或者增加轴径（针对于 轴）可以增加其材料性能，所以45钢可以满足减速器的工作要求。箱体和箱座 采用HT200即可保证较好的耐磨性、铸适性和可切削性且吸振性好，成本低。蜗轮的材料有两大类：锡青铜和无锡青铜两大类。锡青铜容易发生点蚀，不宜 胶合，但是抗拉和抗弯强度较小。而无锡青铜不宜点蚀，抗胶合能力差，但是抗 拉和抗弯强度较大。考虑到承载能力，而且在保证散热的情况下，可以防止胶合 的发生，所以本装置中轮缘和轮芯分别采用了采了用无锡青ZCuAI9Fe4Ni4Mn2 和45钢。4.2传动设计方案蜗杆的传动设计方案：根据GB/T 100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。设计及校核原则：按齿面接触疲劳强度进行计算，按齿根弯曲强度进行校 核，最后计算热平衡。齿轮传动设计方案：大小齿轮据选择软齿面即可满足要求，但热处理方法不同。大齿轮正火、小齿 轮调制，可以得到HBX- HB2= 50旳s的硬度差（小齿轮齿根薄，受载次数多， 可以使大小齿轮寿命接近：减小胶合的危险）。设计及校核原则：软齿面点蚀为主，以齿而接触疲劳强度设计，齿根接触疲 劳强度校核。圆柱齿轮采用斜齿轮。相对于直齿轮，斜齿轮有以下优点：（1）斜齿轮的啮合性好，传动平稳、噪声小。（2）斜齿轮重合度大，降低了每对齿轮的载荷，提高了齿轮的承载能力。（3）斜齿轮不产生根切的最少齿数少。4.3蜗轮蜗杆轮传动设计计算4.3.1蜗轮竭杆传动參数设计（1）选择材料、精度等级和蜗杆头数材料：蜗杆：蜗杆传递功率不大，速度中等，故蜗杆用40Cr,调质处理：蜗轮：无锡青铜ZCuA19Fe4Ni4Mn2,金属膜铸造。轮芯用灰铸铁 HT100制造。（2）精度等级：初选取8级（3）蜗杆头数：由 i=20,取 Z=2,则 Z2= ixzi=40 取 Z2=40o则 i=40/2=20, Ai = |20-19.18|/19.18 9.47 cos ykT丄)2 (mm3)Z2 0” 由 Pl 10 表 7-9 得：9.47COS Y =9.26 确定载荷：K=Ka心Kv由于所用为电动机，由机械设计Pu)9查表7-6取Ka=1-4 因载荷工作性质稳定，故取载荷分布不均匀系数K=1.35预估 V2W3m/s,取 21.05,则 K=l.4x1.35x1.05=1.98确定作用在蜗轮上的转距T2=195500Nmm确定弹性系数因选用的是无锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配查表 P1117-7 得 ZE=156“确定蜗杆许用应力gH比=5.2x107“碾= 5.2x10* x940x152.04 =2.61加/s由 Pill 表 7-9 可知oH=300-25Vs=30-25x2.61=292MPa 计算m3qm3q9.26x1.98xI95500x (156/ (40x292) )2=639 查 P106 表 74 取 m3q=640,贝【J m,3.5, di=40mm, q=10。(4) .蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 中心距 a = 0.5 x (% + “2) = 0 5 x (40 +160) = 100加加，取 a= 100mm变位系数X=0 蜗杆：头数zi=2,直径系数10,仏=40daX =d + 2ha,m = 40+ 2x1x4 = 48-2x4x(14-0.25) = 30分度圆导程角 Y =arctan (zi/q) =arctan (2/10) =11.31： 蜗轮蜗轮齿数 z2=40：蜗轮分度圆直径d2=mxZ2=4x40= 160mmt/a2 =t/,+2x4xl = 160 + 8 = 168J/2=2-2x4x(1 + 0.25) = 160-10 = 150 确定精度等级V2=7rn2(12/60x 1000=3.14x47x 160/60x 1000=0.39m/s 3m/s 故初选8级精度等级合适。 校核Vs滑动速度：vs=V2/siny =O.39/sin 11.31=1.99m/s 3m/s4.3.2校核齿根有曲瘦劳强度校核公式:1.64K7；dxd2m(1) 当量齿数Zv=Z2/cos3 Y =37/cos31131=42.4,由此,査 Piio 表 7-8可得齿形系数Yr=1.72(2) 螺旋角系数 Yp=1-y/140 =0. 92(3) 许用弯曲应力1.64x1.98x19550040x160x4x 1.72x0.92 = 39 MPaI。 xL25 = 66MPa5.4 xlO7(4) 代入公式可求得弯曲应力aF=(0.25ys + 0.08a,x 1.25 = (0.25 x 200 + 0.08 x 500) x所以满足弯曲强度。(5) .精度等级和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，蜗杆表面粗糙度为6.3, 蜗轮表面粗糙度为6.3。侧隙种类为F,标注为9fGB/T 100891988(6) .啮合效率计算tan=0.8tan(/ + v)燕山大学课程设计说明书搅油效率2 =0.99滚动轴承帀3 =0.98 77 = 0.79(7) .热平衡核算由于摩擦损耗的功率P产PQ-炳,则产生的热流量耳=1000P(l_?7)P 杆传递的功率，为啮合效率。以自然冷却方式，能从箱体外壁散逸到周围空气中去的热流疑为H2=kdA(t-t0)kd箱体的散热系数，可取褊=15炉/(”C).A散热面积，箱内能溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体 表面面积，单位为m，, t油的工作温度，S为周围空气温度。按热平衡条件比=比,可求得在即定工作条件下的油温在本次设计中：周围空气温度ro=20C,蜗杆的功率Pi=1.04kW,通风良好，所以取Kd=15W/ (m2C)箱体面积 A=033a/100L75=0.33 m2则工作油温为(=20*= 58 ?80oc15x0.33所以满足温度要求。4.4第二级齿轮传动设计计算4.4.1第二级齿轮传动參数设计(1)选取齿数：第二级闭式软齿面小齿轮选择依据同上，在满足弯曲强度的条件下齿数一般为2040,第二级小齿轮选择齿数=25大齿轮齿数63Y 5%所以，满足要求。(2) 选取螺旋角：螺旋角过小，斜齿轮的优点不明显，过大则轴向力增大。一般件的螺旋 角在8 25之间，在此初选螺旋角0=10(3) 齿宽系数 由于小齿轮为硬齿轮，大齿轮为软齿轮，两支撑相对小齿轮做不对称布置，查机械设计P94表6-7,巾d取0.7-1.15,由于硬度不同，取值偏上，令仏=1(4) 按齿而接触强度设计由公式进行试算，即厲 确定公式内的各计算数值，初定小齿轮分度圆直径i. 确定载荷系数ka. 使用系数K,由于动力机为电动机，工作机为中等振动，由机械设计P82,表6-4 查得 K, = lb. 动载系数Kv估计圆周速度v=4zn/s,吃3加=0.92加/,由机械设计图6-11(b)查得动载系数龟,=1.07。c. 齿间载荷分配系数K.K.可由重合度查表可得，对于圆柱齿轮，为和切之和，a =1.88-3.2( + ) cos 0 Z3乙=1.88 - 3.2( + 63) coslO = 1.67勺=沁=宦乩3“旦血10。= 1.4“+切=1.67 + 1.403 = 3.07由机械设计Pgj图6-13査得K=L42d. 齿向载荷分布系数K”由机械设计P*s图6-17,在非对称布置（轴刚性大），软齿面，尺宽系数 = 1.0的前提下，查得0 = 1.18故，A： = lxl.07xl.42xl8 = 1.79ii. 求ZE ZH Zt Zfia. 确定弹性系数Z由于大齿轮和小齿轮均采用45号钢。由机械设计P&7表6-5查得材料的 弹性系数Ze = 189.85/硕b. 确定节点区域系数Z0 = 10。，屯=乞=0,由机械设计P*7图6-19选取节点区域系数Z” = 2.46 oc. 确定重合度系数乙d. 螺旋角系数Z”Zp = Jcos0 = VcoslO0 = 0.99ZnZHZrZ/? = 189.8x2.46x 0.77 x 0.99 = 356VMPiii. 许用接触疲劳强度7H=血险a.齿轮的接触疲劳强度极限：由机械设计图6-27查得 小齿轮，=240 （调质），：大齿轮，=190 （正火）,。24N3 =60n,jLh =60x47x8x300x8 = 5.41xl07b.应力循环次数为N4=r=2-2xl0?其中，分别为小齿轮，大齿轮转速，j为小齿轮每转一圈同一齿面啮合的 次数，为齿轮的工作寿命。由机械设计图6-25查接触疲劳寿命系数Khns = 1 26取失效概率为1%,安全系数S“=I,则得,0“=笔严=6曲心”0h3 = 1.26x 550 = 693(MPa)ctH4 =1.14x450 = 513(MPa)iv. 各项参数已求得，初算小齿轮直径12x1.793x195500V L02.52 + 1x2.52X(書|)2 =77.8()v. 计算圆周速度：v = = 0.2(加 /s) l,按=1计算) 计算当量齿数，查取齿形系数和应力修正系数cos0= 27.59Zj/4 =cos3/?= 82.76由机械设计图6-21查得齿形系数 企=2.6Y叫=2.26由机械设计图6-22查得应力修正系数 1.58匚=172（2）许用齿根弯曲疲劳强度帀=巾叮际弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳强度极限：由机械设计图6-28查得 小齿轮=550 （调质），：大齿轮=450 （正火），。 疲劳寿命系数由机械设计图6-26按2V3=3.65xlOK,2V4=1.21xlO7 ,分别查得弯曲疲 劳寿命系数：KfN3 = 1 K 卜l =1.0 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数Sf = 1,得故,=550 xl.0 = 550( MPa) crF4=450x1.0 = 450(MPa)校核弯曲强度2x1,793x195500102.3x102.3x4x 2.60 x0.7xl.58 x 0.86 = 59.86(MPa)巧乂 =49.56(MPa)满足弯曲强度，故所选参数合适,第二级齿轮设计完毕4.5轴的计算轴径初估的原则可以按照许用切应力计算，因为按照许用切应力算只需 要知道转矩的大小，方法简单，但计算精度比较低。在设计轴时，应保证尺寸 的合理性，从材料的选择到轴径的初估，都要有一定的裕度，保证其安全可靠 性。在保证可靠性的同时，又要考虑经济性，虽然增大轴径是增强轴刚度非常 有效的办法，但轴径太大会增加减速器整体的重屋，消耗的功率会增加，成本 也会大大增加，因此设计时应该在保证安全性的基础上，尽量使轴径最小，以 节省成本，保证经济性。4.5.1输入轴设计1. 输入轴上的转速、功率、和转矩 q =940/7 min=1.23 尿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“n 初步计算轴径。轴受弯矩时C = 118,且因轴上有单键槽，增大轴径的3%,故得:1 23 1.23x118xM= 12.91(wm)V 940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。查机械设计课程设计指导手册表15-5,选LT2型弹性套柱销联轴器型号额定转 矩轴孔直 径 / mmLT3联轴器31.51642益:冷加23沁第一轴段为了保证足够的强度，所以第一轴段的内径选择16mm,因为轴长比联轴器 短 2mm。所以 1 l=42mm。第二轴段为满足联轴器的轴向定位，有d2=4+(68) = 2224(加加)，由于，此轴段上有密封装置(密封装置为标准因此,伽-匕厶=16 +14 +16 = 46mm件，其内径末位为0, 2, 5, 8),第三轴段第三段轴为放宜圆螺母和止动垫片设计。查机械设计课程设计指导手册可知选取 M27X1.5型号的圆螺母和止动秀片。所以d3=24mm, 13=20mm。第四轴段该为轴承轴段，需要考虑轴承的选择。初步选择角接触球轴承因轴承同时受有径向力和较大的轴向力。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d / mmD/ nunB/ mm7206C306216所以d4=30mm b=62mm第五轴段第五段轴的作用是安装甩油环，此段轴与第四段轴形成非定位轴肩，所以 ds=dt+ (3-4) =34mm, lEOmm第六轴段第六段轴的作用主要是与第五段轴形成定位轴肩，对甩油环起到轴向定位 的作用。其长度大约为8到10mm。所以cU=ds+ (6-8) =4Omni, h=10mm。第七轴段第七轴段为过渡轴段，将蜗杆部分与前端部分相连接，其直径比蜗杆 的直径小，长度为自然形成。所以d7=45mm. 18=29. 45mm第八轴段该是加工蜗杆的，其最大直径是蜗杆的齿顶圆直径，长度是蜗杆有效长 度加一定的余量。所以d8=48mm, l8=70nim第九段轴、第十段轴、第十一段轴与第七段轴、第六段、第五段轴相同。即： d9=d7, 1尸17： diFde, le=16: dit=ds, ln=15119x1=32.25()因为有双键，所以最短轴径需要增大7%,所以，最小轴颈为35nun。3. 轴的结构设计（1）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，但轴向力不大，故选用深沟球轴承轴承。故取= 35mm o由机械设计课程设计指导F册续表16-1 （0） 2系列：轴承型号d / mmDI mtnBi nvn6206306216对轴承均采用挡油板进行轴向定位。 所以dl=35mm, li=50mm第二轴段为安装蜗轮轮缘，与第一段轴形成非定位轴肩，蜗轮轮缘 探出此第二段轴2mm。所以d2=35+ (2-3) =37mm, l2=54-2=52mm第三轴段第三轴段的主要作用是为蜗轮轮缘和小齿轮提供定位轴肩，因为小齿轮 不能和蜗杆的轴承座干涉，所以，+ (3 8)=43(nim), l3=35mm第四轴段第四轴段与第三段轴形成定位轴肩，所以d4 37mm , Lt =100-2 = 98mm第五轴段该轴段安放轴承:所以ds = 30/w/w Ls =17 + 16 + 103 = 40?nw(2) 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1.5x45%4.5.3输出轴设计输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径厶与联轴 器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查机械设计课程设计指导手册表15-5,选LT3型弹性套柱销联轴器型号额定转矩TJ(Nm)轴孔 直径 /mm轴度/LT7联轴器-6/14323 - 20027540x112500451121.输出轴上的转速、功率、和转矩:n3 =18.8/7min马=0.91尿A=464.6N 加2.切应力法初定最小轴径此,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dn初步计算轴径。轴受弯矩时c = 118,且因轴上有单键槽，增大轴径的3%,故得:1.23xll8xJ= 43.7(mm)V 18.83. 轴的结构设计（1）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第一釉段第一轴段和联轴器相配合，因为轴长比联轴器短2mm,所以di=45mnb li=65mm第二轴段为了满足联轴器的轴向定位，此段与一段形成定位轴肩，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）,所以d2=48mni, l2=45mni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，故选用深沟球轴承。由机械设计课程设计指导手册续表16-1 （1） 0系列：轴承型号d / mmD! mmB/ mm6110508016所以d3=50mm. l3=40mm第四轴段该为过度轴，与第五段轴形成定位轴肩，大齿轮的端面与此轴的一侧紧密 贴合，并且需要保证大齿轮的中心面和小齿轮的中心面平齐。所以 d4=60mm, 14=89mm。第五轴段第五段轴与第四段轴形成定位轴肩，且大齿轮探出此轴2imn。所以 d5=56mm, 15=78mm。第天轴段第六轴段安装轴承，所以 d6=50mm, 16=45 mm（2）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1.5x45%4.6键的选择及键联接的强度计算4.6.1權联接方案选择常用键连接的对比对于普通平键：A型普通平键（圆头）的轴上键槽用指状铳刀在立式铳床 上铳出，槽的形状与键相同，键在槽中固定良好，工作时不松动，但轴上键槽 端部应力集中较大。B型普通平键（方头）轴槽是用盘状铳刀在卧式铳床上加 工，轴的应力集中较小，但键在轴槽中易松动，故对尺寸较大的键，宜用紧定 螺钉将键压在轴槽底部。半圆键连接活工作法理与平键连接相同。轴上键槽用与半圆键半径相同的 盘状铳刀铳出，因此半圆键在槽中可绕其几何中心摆动以适应轮毂槽底面的斜 度。半圆键连接的结构简单，制适和装拆方便，但由于轴上键槽较深，对轴的 强度削弱较大，故一般多用于轻载连接，尤其是锥形轴端与轮毂的连接中。楔键的上下表而是工作而，键的上表面和轮毂键槽底面均具有1:100的 斜度。装配后，键楔紧于轴槽和毂槽之间。工作时，靠键、轴、毂之间的摩擦 力及键受到的偏压来传递转矩，同时能承受单方向的轴向载荷。切向键由两个斜度为1:100的普通楔键组成。装配时两个楔键分别从轮 毂一端打入，使其两个斜面相对，共同楔紧在轴与轮毂的键槽内。其上、下两 面（窄面）为工作面，其中一个工作面在通过轴心线的平面内，工作时工作而 上的挤压力沿轴的切线作用。因此，切向键连接的工作原理是靠工作面的挤压 来传递转矩。一个切向键只能传递单向转矩，若要传递双向转矩，必须用两个 切向键，并错开120度-135度反向安装。切向键连接主要用于轴径大于 lOOmni、对中性要求不高且载荷较大的重型机械中。综上可知，A型普通平键加工简单，固定方便稳定可靠等优点，所以该传动装置 选取A型普通平键。4.6.2 St的尺寸选取I轴键槽部分的轴径为16mm,轴长为38mm所以选择普通圆头平键 键 A5X30 GB/T 1096-79II轴左右两端键槽部分的轴径为36mm、40mm,轴长分别为60mm、 94mm,所以选择普通圆头平键左端 键 A10X30 GB/T 1096-79右端 键 A12X70 GB/T 1096-79III轴安装联轴器处的轴径为38mm,轴长为65mm,所以选择普通圆头 平键，安装齿轮部分的轴径为56mm,轴长为87mm,所以选择普通圆头平键 A10X50 GB/T 1096-79键 A16X63 GB/T 1096-79键的校核假定载荷在键的工作而上均匀分布，普通平键联接的强度条件查表得，钢材料在静载荷下的许用挤压应力为125150IPa,所以取输入轴、I、II、III、输出轴的转矩分别为：7； = 12.6Nm7；=12.47V-m7； = 195.5m7； = 464.6N-mTc= 450.757V- m(1)、输入轴上键的强度计算键所能传递的转矩为：5x30xl6xl50=90iV-w7；=12.6.V-m(2)11轴上蜗轮处键的强度计算键所能传递的转矩为:(3) 11轴上齿轮端键的强度计算键所能传递的转矩为:I2 x 70 x 40xl50=1260jV-m7；=195.52V-m(4) 111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:r=ljaJ=xl6x63x56xl50 = 2116.8Af-m7；=464.6jV-m 故键符合要求。4.7滚动轴承选择及轴的支撑方式轴承的选择：传动装置采用蜗杆-齿轮减速器传动，轴上滚动轴承既受径向力也承受轴 向力。则滚动轴承选择方案如下：方案I选用深沟球轴承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。方案II选用角接触球轴承角接触轴承能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，宜成对使用，适 用于旋转精度高的支承。轴承型号d / mmD/ nunB/ mm6110508016输出轴：由机械设计课程设计指导手册续表16-1 (1) 0系列:在本减速器中，所有的轴均受到径向力以及轴向力，但是由于中间轴上存 在蜗轮和齿轮，轴向力较小。从经济和安全方向上考虑，输入轴和输出轴选用 角接触球轴承，中间轴采用深沟球轴承。根据实际使用要求以及经济性要求， 选用宽度系列窄(0)直径系列轻(2)的轴承所选轴承各项参数见下表：输入轴：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d / mmD/ nunB/ mm7206c306216中间轴:由机械设计课程设计指导弓F册续表16-1 (1) 0系列：轴承型号d / mmD/ mmBl nun6107356214支撑方式：主要有以下三种支承结构的基本型式：方案I两端固定支承(两支承端各限制一个方向的轴向位移)此种支承形式可以在安装或检修时，通过调整某个轴承套圈的的轴向位置, 使轴承达到所要求的游隙或预紧量。轴承能够限定轴的位置，多采用角接 触轴承组成固定支承，适用于对旋转精度要求高的机械。方案II固定-游动支承(一端固定一端允许游动) 此种支承方式中轴的轴向定位精度取决于固定端轴向游隙的大小，游动端 能够实现对轴的长度变化的补偿。其运转精度高，对各种工作条件的适应 性强。方案III两端游动支承（两端都不对轴作精确定位）此种支承方式常用于轴的轴向位置已经由其他零件所限定的场合（例如双 斜齿轮传动）。几乎所有不需要调整的轴承，均可作游动支承。其不需要精 确的限定轴向位置，因此安装时不必调整轴承的轴向游隙，即使处于不利 的发热状态，轴承也不会卡死。对于输入轴：因为该轴较长，轴的热膨胀伸长量可能大，如果采用两端固 定结构，轴承就会收到较大的附加轴向力，使轴承运转不灵活，甚至卡死压坏。 为了避免这种情况，该轴的轴承采用一端固定，一端游动的方案。固定端采用 两个角接触球轴承，在两轴承内环之间必须垫一个套筒，保证两轴承外端面 互不接触，以便调整轴承间隙。当发热量不大时，也可以采用两端轴承固定的 结构。对于中间轴和输出轴：采用两端固定的支撑方式。在受径向力和轴向力联 合作用时，多采用该种支撑方式。这种支撑在安装和检修时，可以通过调整某 个轴承套圈的轴向位置，是轴承达到所要求的游隙或预紧量。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装配图整体布局装配图在A0大图的布局如图所示:50nj 0*a j d冃g 尸 v.JVu *.5.1.2轴系结构设计与方案分析因为本减速器是蜗杆齿轮减速器，所以输入轴和输出轴是交错的关系，将蜗杆下 置可以保证蜗杆在低速重载情况下，保证蜗轮蜗杆的润滑，散热好。轴承的轴系固定方式：内圈的固定：弹性挡圈（固定方法不能承受轴向力）、调节螺钉和调整盖固定（这种装置便于在箱外进行轴承游隙的调节。调节螺钉应有防松措施，加工较麻 烦，成本高）、圆螺母和止动垫圈固定方法（轴承内圈由轴肩和锁紧螺母实现轴 向固定。并有止动垫圈防松，安全可靠）。轴承外圈：多用端盖和套杯5.1.2.1高速轴结构设计与方案分析联轴器的轴向固定采用定位轴肩，周向固定采用键连接。固定端的轴承一侧用圆螺母和止动垫圈固定，另一侧用套杯和套筒固定，这样可以承受较大的轴向力。游动端轴承一侧用套筒固定，一侧用圆螺母和止动垫圈固定，安全可 靠。5.1.2.2中间轴结构设计与方案分析蜗轮和齿轮的轴向定位均采用键连接的方式，蜗轮的轴向定位采用定位轴 肩和套筒，齿轮的轴向定位采用定位轴肩和挡油板。两端轴承固定方式一致, 一侧用挡油板固定，一侧用端盖固定。5.1.23低速轴结构设计与方案分析联轴器的轴向固定采用定位轴肩，周向固定采用键连接。蜗轮的轴向定采 用键连接的方式，轴向定位采用定位轴肩和挡油板。两端轴承固定方式一致, 一侧用挡油板固定，一侧用端盖固定。5.2主要零部件的校核与验算5.2.1轴系结构强度校核（选择低速轴进行校核）（1）.整体受力图如下：（3）垂直面受力图:（4）计算斜齿轮上的三个力：Ft=2TJdx=22470 / 90.89 = 2743.9N = tana/cos0 = 2743.9xtan2O/cosll.31 = lO18.1N 打=刁 tan 0 = 2743.9 X tan 11.31 = 54&8Nma = Falxd2/1 = 548.8x229.05 / 2 = 62851.32N mm（5）计算轴承反力水平面二型=沁込型也55.3N