蜗轮蜗杆二级减速器设计.doc

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1、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 学 院： 机械工程学院 年级专业： 学 号： 学生姓名： 指导教师： 目录一项目设计目标与技术要求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231 电动机的选择与确定232 传动装置总传动比及分配3四关键零部件设计与计算441 设计原则制定442 齿轮传动设计方案443 蜗杆传动设计方案744 轴的初算945 键的选择及键联结强度计算1346 滚动轴承选择及轴的支撑方式14五传动系统结构设计及总成1451 装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范1452 主要零部件的校核与验算17六主要附件与配

2、件的选择2261 联轴器选择2262 润滑与密封的选择2263 通气器2264 油标2365 螺钉及吊环螺钉2366 油塞24七零部件精度与公差的制定2471 精度设计制定原则2472 减速器主要结构、配合要求2573 减速器主要技术要求25八项目经济性与安全性要求2581 零部件材料、工艺、精度等选择经济性2582 减速器总重量估算及加工成本估算2583 安全性分析2684 经济性与安全性综合分析26九附加说明及三维模型展示27十设计小结30十一参考文献31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

3、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蜗杆-齿轮二级减速器，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，蜗轮结构及轴结构，通过对所使用材料的受力强度分析，确定齿轮及蜗轮传动中心距。齿轮传动中心距为145mm，蜗轮蜗杆传动中心距为100mm。校核传动轴尺寸，低速轴最小轴颈为40mm，高速轴最小轴颈20mm，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

4、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造成本。所完成的主要工作包括齿轮，蜗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 工艺性燕山大学课程设计报告1、项目设计目标与技术要求设计题目：带式输送机传动装置 设计带式输送机传动装置，用以满足工作中的使用需求。该装置由原动机、传动装置和工作机三部分组成。设计的主要任务是对传动装置的设计，它的重量和成本在机器中占有很大的比重其性能和质量对机器的工作影响也较大，根据具体的要求选用合理的方案。选用合适型号的电动机，根据电动机转速与所要求的

5、工作机工作状态，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。 原始数据及要求： F=2086N D=0.30m V=0.35m/s其他条件： 使用地点：室外 生产批量：大批 载荷性质：平稳 使用年限：八年一班2、传动系统方案制定与分析 根据带式运输机具体的工作需求，设计制定下列传动方案并分析其适宜工作环境及优点。方案 高速级为普通V带传动，低速级为渐开线圆柱齿轮减速器的传动系统 该方案在高速级使用普通V带传动，降低了在传动系统工作时的噪音，能够缓冲系统震动，而且结构简单，有着较大的轴间距，制造成本低。与渐开线圆柱齿轮减速器

6、结合使用能够达到较大的传动比，装配和维修也比较简单。但V带传动外廓尺寸过大，且无法保证准确恒定的传动比，工作过程中磨损严重，使用寿命短。在本次任务中，工况为微震，不需要减震降噪，所以方案不适用。方案 高速级为圆锥齿轮传动，低速级为圆柱齿轮的二级减速器 该方案在高速级使用圆锥齿轮传动，轴向力较小，而且两级均为齿轮传动，传动比准确，可加工为鼓形齿，以减小载荷分布不均现象。但圆锥齿轮加工困难，而且精度低，无法完成大功率传动。而且在本次任务中，没有改变轴方向的必要，所以方案不适用。方案 二级同轴式渐开线圆柱齿轮减速器 该方案高速级与低速级均使用渐开线圆柱齿轮传动，呈同轴式分布，横向尺寸较小，可传动的速

7、度与功率范围很大，传动效率高，对中心距的敏感性较小，方便装配维修。但其轴向尺寸大，中间轴较长，刚度差，高速级齿轮承载能力难以得到充分利用。方案 高速级为蜗轮蜗杆传动，低速级为圆柱齿轮的二级减速器 该方案结构节凑，工作平稳无噪声，能得到很大的传动比。在传递动力时，传动比一般为8100。但传动效率很低，只能应用在功率小的场合。闭式蜗杆传动都不易散热，常常需要进行热平衡计算。 本次任务选用蜗杆-齿轮二级减速器，蜗杆传动可以实现较大的传动比，结构紧凑，传动平稳，无噪声，但效率较低，只能用在中、小功率的场合。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

8、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。圆柱齿轮中斜齿轮传动的平稳性较好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。因此将齿轮传动布置在第二级。带传动传动平稳，噪音小，传动比不稳定，布置应在低速级防止打滑。其简图如下所示：3 、传动方案的技术设计与分析3.1 电动机的选择与确定1）计算工作机的转速和功率： 2）求传动装置总效率和电动机功率由机械设计课程设计手册查表12-10，取（滚动轴承）,（传送带） ,（8级斜齿轮）,（联轴器）, （蜗杆）则 所需电动机输出功率3） 选择电动机蜗杆齿轮减速器推荐传动比为，故电动机转速可选范围为符合这一范围的同步转速有750、1000r

9、/min。综合考虑决定选用电动机型号为Y100L-6，其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）起动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总传动比 蜗杆-齿轮减速器，一般可取齿轮的传动比为取 ，则齿轮传动比为由此求得各级转速和转矩为：设蜗杆轴为轴1，蜗轮轴为轴2，大齿轮轴为轴3，卷筒轴为轴4。1） 各轴转速： 2) 各轴输入功率 式中、与前相同3） 各轴输入转矩 电动机轴输出转矩为 4）运动和动力参数计算结果整理于下表：轴功率P/Kw转矩T/转速n/(r/min)传动比i效率电机轴

10、1.241.269401.000.99轴11.231.2594015.070.784轴20.8412.8662.42.800.95轴30.8034.2622.31.000.97轴40.7331.2622.34、 关键零部件的设计与计算4.1 设计原则制定齿轮零件的安全系数确定 齿轮零件在工作中主要为轮齿受力，不同的工况与加工工艺条件下，主要失效形式不同。在进行设计时，实际圆周力要比名义圆周力大一些，利用各种系数对其进行修正。分析其主要失效形式时，按照该失效形式所对应的设计原则进行设计，并且对其进行校正。在设计完成后，取其非主要失效形式所对应的校核原则进行校核。轴类零件的安全系数确定 在一般情况

11、下，轴的工作能力决定于它的强度和刚度，对于高速转轴，有时还决定于它的振动稳定性。在设计轴时，除了按照这些工作能力准则进行设计计算或校核计算以外，在结构设计上还需使轴能满足其他一系列要求，例如轴上零件固定的要求，热处理要求，运转维护要求等。对于重型轴，还需考虑毛坯制造和探伤等问题。在设计与校核中，还需考虑由于加工和结构带来的应力集中问题。键类零件的安全系数确定键按照等强度设计的观点，其强度计算与安全系数确定与其连接件有关4.2齿轮传动设计方案1 、基本信息1） 传动类型：斜齿圆柱齿轮传动直齿圆柱齿轮用于平行轴传动齿轮啮合与退出时沿着尺宽同时进行，容易产生冲击，振动和噪音；斜齿圆柱齿轮除可用于平行

12、轴传动，还可用于交错轴传动，其特点是重合系数大，传动平稳，齿轮强度高，适用于重负载传动。根据要求选用斜齿圆柱齿轮传动。2）精度等级：初选8级精度带式输送机为一般工作机器，速度不高，通常选用79级，本设计属于一般减速器设备，参照机械设计课本表6-2，按GB/T 10095初选8级精度。3） 材料及热处理方式：根据低成本原则、工艺性原则、工厂、使用条件、重要程度等因素，由机械设计课本表6-3，选择小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为HB1=240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），齿面硬度为HB2=190HBS。4） 参数确定a.选取齿数小齿轮齿数z1=2040，初选z1=25，则大齿轮齿数z2

13、=i2z1=2.80×25=70齿数比的误差为0b.选取螺旋角斜齿轮取值范围为8°25°，初选螺旋角=12o。c.选取齿宽系数由机械设计表6-7两支承相对小齿轮作非对称布置，取=1.0。2、初定小齿轮分度圆直径 按齿面接触疲劳强度设计1) 确定载荷系数a.使用系数 查机械设计表6-4取 KA=1.25；b.动载系数 8级传动，预估圆周速度v=4m/s，则vZ1/100=4x25/100=1m/s，查机械设计图6-11b）取 KV=1.08；c.齿间载荷分配系数 则总重合度 查机械设计图6-13得齿间载荷分配系数 则载荷系数K=KA·KV·K&#

14、183;K=1.25×1.08×1.44×1.28=2.492） 计算接触疲劳极限许用应力 由HB查机械设计图6-27b）取 Hlim1=590MPa Hlim2=470MPa 应力循环次数N1=60×62.4×1×38400=1.44×108 N2=N1/i=1.44×108 /2.80=0.51×108 查机械设计图6-25得 接触疲劳寿命系数 KHN1=1.12 ，KHN2 =1.13 取安全系数SH=1(失效概率为1%)，则 H1=KHN1Hlim1=1.12×590=660.8Mpa

15、H2=KHN2Hlim2=1.13×470=531.1Mpa 故取H=531.1MPa3） 计算小齿轮分度圆直径d14） 校正试算的分度圆直径 a. 校正齿轮圆周速度 b. 修正载荷系数 vz1/100=0.22×21/100=0.044m/s 由机械设计图6-11b） 取c. 校正试计算的分度圆直径d1 d. 计算法向模数 圆整成标准值 mn=3.0mme. 计算中心距 圆整取a=145mmf. 按圆整后的中心距修正螺旋角 即=15°2832 代入得=2.49mm<3.0mm 故设计合理，不需再做修正。g. 计算分度圆直径 h. 计算齿宽 圆整取b2=77

16、mm，b1=83mm。3、校核齿根弯曲疲劳强度 1）重合度系数 2）计算螺旋角系数 3）计算当量齿数 4）由机械设计图6-21取齿形系数 YFa1=2.62，YFa2=2.25 5）由机械设计图6-22取应力集中系数 YSa1=1.60，YSa2=1.73 6）计算弯曲疲劳许用应力 Flim1=450MPa，Flim2=390MPa 7）查取寿命系数 KFN1=KFN2=1.0 8）安全系数 SH=1 (取失效概率为1%) 则 F1=1×450/1=450MPa F2=1×390/1=390MPa4.3 蜗杆传动设计方案1、基本信息1）选择蜗杆的传动类型 根据GB/T 10

17、0851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。2)初选材料、精度等级和蜗杆头数材料：蜗杆传动的功率不大，速度中等，根据机械设计表7-3，确定蜗杆用45钢，调质处理；根据机械设计表7-2，确定蜗轮用铸锡青铜 ZCuSn10P1；精度等级：根据机械设计表7-1因传动为一般动力传动，初选取8级；蜗杆头数：根据机械设计P105，对应传动比范围初选蜗杆头数z1=2（由i=15选取） 则z2=iz1=302、按齿面接触疲劳强度进行设计计算1）根据机械设计表P110，由z1=2，查表得：9.47cos=9.26 2）确定载荷：K=KA·K·KV KA=1.0（根据电动机工作均匀性，由机械

18、设计表7-6查得KA=0.8-1.25，取KA=1.0）；工作载荷微振 取K=1.0；预估v23m/s，取Kv=1.1；则K=1.0×1.1×1.0=1.13）作用在蜗轮上的转距T2 =T1i=1.25×105×15×0.9=1.7×105N·mm 4）确定弹性影响系数 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆配合， 根据 机械设计表7-7查得 ZE=155.0 5） 确定许用接触应力b=220MPa s=140MPa6）应力循环次数： N2=60n2t2=60×62.38×70080=2.62×108则

19、H=（0.750.9）b=0.9×220× =131MPa7）计算m3q 根据m3q的值，由机械设计表7-4查表得 m3q=1250mm3 则 m=5mm，d1=50mm，q=10。3、蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸1）蜗轮的分度圆直径 d2=mz2=5×30=150mm2）中心距a=1/2（d1+d2）=1/2（50+150）=1100mm 末位为5结尾，故不用变位。3）蜗杆导程角=tan-1（z1/q）= tan-1（2/10）=11.31°=11°20244）蜗轮蜗轮齿数 z2=30；蜗轮分度圆直径 d2=m×z2=5×

20、;30=150mm蜗轮齿顶圆直径 da2=d2+2×m（ha*+x）=150+2×5=160mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2×m（ha*-x+c*）=150-2×5×（1+0.25）=137.5mm 5）确定精度等级蜗轮圆周速度V2=n2d2/（60×1000）=×62.4×150/（60×1000）=0.49m/s<3m/s故初选8级精度等级合适。 滑动速度：vs=v2/sin=0.49/sin11.31°=3.13m/s4、校核齿根弯曲疲劳强度 1）当量齿数 zv=z2/cos3=

21、30/cos311.31°=31.12由此，查机械设计表7-8可得齿形系数YF=1.56。2） 螺旋角系数 Y=1-/140O=1-11.31°/140°=0.93 3）弯曲应力满足弯曲强度。4）啮合效率取滚动轴承效率为2=0.99/对，搅油效率为3=0.99则总效率为=1·2·3=0.906×0.99×0.99×0.99=0.879则5、热平衡核算其中ta=20，=0.879，P1=1.23Kw，取Kd=15W/（m2·）箱体面积 A=0.63m2则工作油温为 满足温度要求。4.4轴的计算1. 初步计算

22、轴径轴的材料选用常用的45钢 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计算公式为： 考虑到各轴的弯矩及性能要求，取C1=118、C2=112、C3=107，初算各轴头直径 考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器相匹配且符合蜗杆轴直径变化，d3必须和联轴器空相匹配，及双键增大轴颈7%所以初定d1=20mm、d2=30mm、d3=40mm。2. 轴的结构设计轴的径向尺寸：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，对于直径变化范围在20mm60mm的轴，一般可取直径差大于或等于（38）mm

23、，承受轴向力的轴肩可取上限，否则可取（13）mm。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。轴的外伸长度与外接零件及轴承端盖的结构有关。当用凸缘式端盖时，一般可取L（1520）mm，以便在不拆卸联轴器的情况下可以迅速打开端盖；当外接零件的轮毂不影响螺钉的拆卸或采用嵌入式端盖，则L值可小些。以下是三个轴的初步设计结构图： 轴（蜗

24、杆）的初步设计如下图：装配方案是：左端，甩油环、轴套、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，轴套、左端轴承、圆螺母止动垫片、圆螺母依次从轴的右端向左安装。由此建得三维模型如图所示 轴的初步设计如下图：装配方案是：左端，蜗轮、轴套、挡油板、右端轴承、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，齿轮、轴套、挡油板、左端轴承、端盖依次从轴的右端向左安装。由此建得三维模型如图所示 轴的初步设计如下图：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，齿轮、轴套、挡油板、左端轴承、端盖依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同轴。

25、由此建得三维模型如图所示4.5 键的选择及键联接的强度计算轴联轴器键槽部分的轴径为20mm，所以选择普通圆头平键 键 A6×32 GB/T 1096-79轴左右两端键槽部分的轴径均为28mm，选择普通圆头平键左端 键 A10×68 GB/T 1096-79右端 键 A10×42 GB/T 1096-79轴右端键槽部分的轴径为54mm，所以选择普通圆头平键 键 A16×65 GB/T 1096-79左端键槽部分的轴径为38mm，所以选择普通圆头平键 键 A10×52 GB/T 1096-79键的校核： 输出轴：输出轴的转矩： T3=312600N

26、·mm齿轮段：查机械设计39页表3-1，取，键的接触长度l=l-b=65-16=49mm能传递的转矩T=1/4hldp=1/4×10×65×50×120=975N·m>T3联轴器段键的接触长度l=l-b=52-10=42mm能传递的转矩：T=1/4hldp=1/4×8×42×40×120=403N·m>T32）中间轴：转矩：T2 =128600N·mm小齿轮段：查机械设计39页表3-1，取，键的接触长度l=l-b=68-10=58mm能传递的转矩T=1/4hldp

27、=1/4×8×58×35×120=487N·m>T2蜗轮段：查表取取键的接触长度l=l-b=42-10=32mm能传递的转矩：T=1/4hldp=1/4×8×32×35×120=269N·m>T23）输入轴 转矩： T1=12500N·mm联轴器段：查表取取键的接触长度l=l-b=32-6=26mm能传递的转矩：T=1/4hldp=1/4×6×40×20×120=144N·m>T1 故各键均安全4.6 滚动轴承选择 传

28、动装置采用蜗杆-齿轮二级减速器传动，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 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 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。方案 选用圆锥滚子轴承与角接触轴承类似，因滚动体与套圈之间为线接触，故能同时承受的径向载荷和单向轴向载荷的能力比角接触轴承要大，但其极限转速低，宜成对使用。 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，轴选用角接触轴承，低速轴（轴）选用深沟球轴承。5 传动系统结构设计与总成5.1装配

29、图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范装配图整体布局：由此建得三维模型：5.2 主要零部件的校核与验算1、输出轴的弯扭合成强度计算（1）计算大齿轮受力： 转矩 T3=342600N·mm 由此画出大齿轮轴受力图，如图（2）计算轴承反力 水平面 （图c）垂直面受力如图（3） 水平弯矩Mxy图，垂直面弯矩Mxz图和合成弯矩图 水平弯矩图 垂直弯矩图 合成弯矩图 转矩图 当量弯矩图（4）画出轴的转矩T图，T=312600N·mm 初步分析三个截面有较大的应力和应力集中。现对面将进行安全系数校核。 (5）轴材料选用45钢调质，b=650MPa，s=360MPa。用插值法由表1

30、0-3得, (6）画当量弯矩图，由（7） 校核轴径 由机械设计式（10-4）得 轴径满足要求！（8)查机械设计表10-5得疲劳极限：-1=0.45b=0.45×650=293MPa，0=0.81b=0.81×650=527MPa-1=0.26b=0.26×650=169MPa0=0.50b=0.5×650=325MPa由式，得， （9）求截面II的应力 M2=175100N·mm=a=M2/W=175100/（0.1×543）=11.12MPam=0=T/W=462860/（0.2×543）=14.70MPaa=m=/2=1

31、4.70/2=7.35MPa （10）求截面的有效应力集中系数因在此面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=2mm，其应力集中可由机械设计表10-9查得D/d=50/45=1.11，r/d=2/45=0.04。由b=650MPa查得k =1.68，k=1.24。 （11）求表面状态系数及尺寸系数、 查机械设计表10-13得=0.92（Ra=3.2m，b=650MPa）；查机械设计表10-14，=0.81、=0.76。（12） 求安全系数 设为无限寿命，kN=1 则综合安全系数为 综上：根据校核，截面安全。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，轴选用角接触轴承

32、，低速轴（轴）选用深沟球轴承。现计算轴上的一对轴承的寿命。轴承型号为6109，d=45mm，D=75mm，B=16mm，基本额定动载荷 Cr=16200N，基本额定静载荷 Cor=11800N，采用脂润滑nlim=8000r/min。a. 确定轴承载荷 轴承径向载荷 =轴承径向载荷 =轴承承受轴向载荷 Fa=695 N b.的当量动载荷较大，应校核轴承。c. 查机械设计表11-6，暂取Fa/C0r=0.028，则e=0.22. 因Fa/Fr=695/2175.13=0.32>e，由表11-6查得径向系数X=0.56，轴向系数Y=1.99.d.计算当量动载荷 由P=fp(XFr+YFa),

33、取fp=1.5（传动装置） 得 P=1.5×（0.56×2175.13+1.99×695）=3901.68 Ne.计算轴承基本额定寿命 由公式 得 减速器寿命为八年一班，工作总时长为19200h ，故轴承寿命足够满足使用年限。6主要附件与配件的选择6.1联轴器选择 减速器的工况为微振，且工作机为小型机，工作转矩不大，所以选用有弹性元件的挠性联轴器，具体联轴器选择有如下方案：方案 齿式联轴器 齿式联轴器是由齿数相同的内齿圈和带外齿的凸缘半联轴器等零件组成。其啮合齿间留有较大的齿侧间隙并将齿顶做成球面，因此有良好的补偿两轴相对位移的能力。齿式联轴器在工作时，两轴产生相

34、对位移，内外齿的齿面周期性作轴向相对滑动，必然形成齿面磨损和功率损耗，因此齿式联轴器需在良好润滑和密封的状态下工作。其制造困难，多用于重载下工作或高速运动的水平传动轴的联接。方案 簧片联轴器 簧片联轴器是由若干长短不等的簧片叠成一组，构成等强梁结构，其中最长的为主簧片，直接嵌入花间槽内，其余为长度不等的副簧片，对称分布，结构用于双向传动（可逆转），非对称用于单向传动。其弹性高、阻尼值大，缓冲减振能力强，但结构复杂，制造困难，成本高，多用于载荷变化较大或存在扭转振动的传动轴系，如高速大功率内燃机。方案 弹性套柱销联轴器弹性套柱销联轴器利用一端套有弹性套（橡胶材料）的柱销，装在两半联轴器凸缘缘孔以

35、实现两半联轴器的联接。弹性套柱销联轴器的特点是结构简单，安装方便，更换容易，尺寸小，重量轻。由于弹性套工作时受到挤压发生的变形量不大，且弹性套与销孔的配合间隙不宜过大，因此弹性柱销联轴器的缓冲和减震性不高，补偿两轴之间的相对位移量较小其广泛应用于冲击载荷不大，由电动机驱动底座刚性好，对中精确的各种中小功率传动轴系中由于减速器中等冲击，因此选择弹性联轴器弹性套柱销联轴器，这种联轴器柱销上有橡胶套，由此获得补偿两轴相对位移的能力。1轴的联轴器选择根据电机轴的直径选择轴孔直径20mm轴孔长度52mm的联轴器。3轴的弹性联轴器选择轴孔直径40mm，轴孔长度112mm的联轴器6.2 润滑与密封的选择1

36、润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v<12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=62mm；润滑油使用50号机械润滑油。大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑,轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。2 密封说明轴端透盖根据润滑方式和轴径选择J型骨架式橡胶油封，检查减速器剖分面、各接触面及密封处，均不许漏油，剖分面涂以水玻璃。6.3 通气器减速器运转时，箱体内温度升高，气压增大，对减速器密封极为不利。所以多在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使箱体内热膨胀气体逸出，以保持箱体内外压力均衡，提高箱体缝隙处的封闭性。

37、箱体设计过程中，选用窥视孔盖规格为140×120mm。工作条件为室外，考虑到日益恶化的室外环境，为防止灰尘等异物进入箱体，破坏啮合区润滑，则需要使用加装金属滤网的复杂通气器。最终使用的通气器结构如下。规格为M27 6.4 油标尺 常用的游标尺有杆式游标尺、圆形游标尺、长型游标尺、油面指示螺钉等。其位置位于便于观测减速器油面及油面稳定之处（如低速级齿轮附近）最常用的是带有螺纹部分的杆式游标尺。在不方便使用游标尺的结构中，可使用油面指示螺钉来观察油面高度。在所设计的减速器中，箱体内部空间足够，选用带有螺纹部分的杆式游标尺来检测油面高度。其结构如图示。采用M12圆形压配式油标。 6.5 螺

38、栓及吊环螺钉 为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有吊环螺钉或铸造出吊耳结构，用于起吊箱盖。 在箱体设计中，各螺栓尺寸由减速器尺寸确定，所选取的各螺栓规格如下表：螺栓名称规格数量地脚螺栓M186轴承旁螺栓M12×1036箱盖与箱座联接螺栓M10×404窥视孔盖螺栓M6×166起盖螺栓M10×351轴承盖螺栓M8×3524定位销M8×2526.6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面，并加封油圈以加强密封。为了能达

39、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以密封。 7 零部件精度与公差的制定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） 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） 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、IT5），采用孔比轴低一级，即孔7/轴

40、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 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：1）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。2）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。2、 精度设计的具体实施（1）在减速器中，齿轮与轴的配合选用基孔制过盈或基孔

41、制过渡配合：如H7/r6、H7/p6、H7/n6均可。（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。（5）滚动轴承的形位公差-圆柱度见互换性书88页表4-18 轴颈和外壳孔的形位公差。（6）其它的形位公差值均可按7级查表。3、减速器主要技术要求 a.装配前，所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机体内不许有任何杂物存在。内壁涂上不被机油浸蚀的涂料两次； b.箱座内装润滑油至规定高度； c.检查减速器剖

42、分面、各接触面及密封处，均不许漏油。剖分面允许涂以密封油漆或水玻璃，不允许使用任何填料； d.应调整轴承轴向间隙为0.03-0.05mm e.减速器装配好后应做空载试验，正反转各一小时，要求运转平稳，震动噪声小，联接固定处不得松动。负载试验时油的温升不得超过40； f.表面涂灰色油漆，外伸轴及其零件需涂油包装严密，运输和装卸时不得倒置。8 项目经济性与安全性分析1、零部件材料、工艺、精度等选择经济性 减速器中主要铸件选用灰铸铁HT150，其外形为铸造成型，只有配合面为加工表面，降低了加工成本，非必要加工表面均略去工艺加工步骤，节约了生产资源。齿轮选用45钢，小批量生产采取自由锻的加工方式，并保

43、证轮齿啮合区表面精度。在与轴配合面上精度要求较高。本减速器为常规机械，没有对材料及工艺的特殊要求，故而普通材料及加工工艺可以满足要求，并且在保证使用需求的的条件下降低加工标准以降低成本。2、减速器总重量估算及加工成本初算 利用三维绘图软件对所设计的减速器按照1：1比例进行三维建模，依次绘出各个非标准零件后进行装配并对其测量，得到其体积为1.21×107mm3，表面积为2.52×106mm2，密度按照7.8×103kg/m3进行计算，得到其质量大约为94.38kg。考虑到原料价格以及工艺加工难度，该减速器制造批量为小批量，按照均价3.8万/吨计算的，该减速器成本为3587.2元。最终取其成本为3600元/件。3、安全性分析 （1）驱动力安全裕度：安全裕度为可以承受的最大值减去实际值后占实际值的百分比，驱动力安全裕度要从电机选取值进行计算。所选电机额定功率为1.5kw，而传动机构实际需要功率为1.24kw，安全裕度=17.3，满足产品安全裕度要求。 （2）安全系数 在进行传动件设计时，齿轮按齿面接触疲劳强度设计，其疲劳强度安全系数取SH=1，按齿根弯曲疲劳强度校核，取其安全系数SF=1。齿轮的安全系数是按