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1、 机 械 设 计 课 程 设 计 报 告 蜗杆-齿轮二级减速器 燕山大学课程设计报告 1 目 录 摘 要.3 1 项目设计目标与技术要求.4 2传动系统方案制定与分析.4 3.1 电动机选择与确定.5 3.1.1 电动机类型和结构形式选择.5 3.1.2 电动机容量确定.5 3.1.3 电动机转速选择.6 3.2 传动装置总传动比确定及分配.6 3.2.1 传动装置总传动比确定.6 3.2.2 各级传动比分配.6 3.2.2.1 分配方案.6 3.2.2.2 各级传动比确定.7 4 关键零部件的设计与计算.8 4.1 设计原则制定.8 4.2齿轮传动设计方案.8 4.3 第一级蜗轮蜗杆传动设计
2、计算.9 4.3.1 第一级蜗轮蜗杆传动参数设计.9 4.3.2 第一级蜗轮蜗杆传动强度校核及.热平衡核算.10 4.4第二级齿轮传动设计计算.12 4.4.1 第二级齿轮传动参数设计.12 4.4.2 第二级齿轮传动强度校核.15 4.5 轴的计算.16 4.5.1 轴径初估.16 4.6 键的选择及键联接的强度计算.16 4.6.1 键联接方案选择.16 4.7 滚动轴承选择方案及固定方案.17 5 传动系统结构设计与总成.18 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.18 5.1.1装配图整体布局.18 5.1.2 轴系结构设计与方案分析.19 5.1.2.1 蜗杆轴结构
3、设计与方案分析.19 5.1.2.2 中间轴结构设计与方案分析.21 5.1.2.3 低速轴结构设计与方案分析.23 5.1.3 典型结构的选择与集成设计.24 5.2零件图设计.25 5.3 主要零部件的校核与验算.25 5.3.1 轴系结构强度校核.25 5.3.2 滚动轴承的寿命计算.30 6主要附件与配件的选择.31 6.1联轴器选择.31 6.2 润滑与密封的选择.32 6.2.1 润滑方案对比及确定.32 6.2.2 密封方案对比及确定.32 6.3 通气器.33 燕山大学课程设计报告 2 6.4 油标.33 6.5 螺栓及吊环螺钉.33 6.6油塞.33 7 零部件精度与公差的制
4、定.34 7.1 精度制定原则.34 7.2 精度设计的具体实施.34 7.3 减速器主要技术要求.35 8 项目经济性与安全性分析.35 8.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性.36 8.2 减速器总重量估算及加工成本初算.36 8.3安全性分析.36 9.三维设计.37 10.设计小结.39 11.参考文献.40 燕山大学课程设计报告 3 摘 要 减速器是带式运输机重要的组成部件之一，在其传动装置中有着重要的作用。齿轮和轴是带式运输机减速器的关键零件，其精度、强度和可靠性等指标对减速器的性能和寿命起着决定性的作用。本文以减速器的总体设计和制造为研究对象，主要研究内容如下：1.通过分析工
5、作性能要求和比较，确定了总体传动方案，建立了蜗杆-齿轮减速器二维和三维模型，考虑了工艺与经济性因素；2.根据齿面接触疲劳强度，开展了闭式软齿面斜齿轮的设计，并采用齿根弯曲疲劳强度进行了校核，对低速轴大齿轮提出了优化设计；3.根据键连接的许用挤压力和压强进行了键的方案的选择及强度的校核。4.根据许用弯曲应力计算，开展了三根轴的设计，并采用安全系数法进行了轴的校核；5.依据载荷和转速，进行了轴承的选择，并校核了轴承寿命计算。6.主要附件与配件选择方案的对比和最优方案的确定。最后进行了减速器安全性和经济性的综合分析。燕山大学课程设计报告 4 设计计算过程 结果 1 项目设计目标与技术要求 任务描述：
6、设计题目：带式输送机传动装置 传动装置简图：（蜗杆-齿轮二级减速器带式运输机的传动示意图）原始数据要求：F=1940N D=0.34 m V=0.33 m/s 技术要求：使用地点：室外 生产批量：小批 载荷性质：平稳 使用年限：六年一批 2 传动系统方案制定与分析 机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和力，变换其运动形式以满足工作机的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。满足工作机的需要是拟定传动方案的最基本要求，同一种运动可以由几种不同的传动方案来实现，这就需要把几种传动方案的优缺点加以比较分析比较，
7、从而选择出最符合实际情况的一种方案。图示为带输送机的四种传动方案。现分析比较如下：带传动传动平稳，噪音小，能缓冲、吸震，结构简单，轴间距大，成本低，但传动比不稳定，且寿命短；链传动工作可靠，传动比恒定，轴间距大，瞬时速度不均匀，高速时运动不平稳，适于低速运动下的恶劣环境。方案b的宽度尺寸较方案c小，传动效率高，适于在恶劣环境下长期工作。但锥齿轮的加工比圆柱齿轮困难；方案c的宽度和长度尺寸都比较大，且传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境，但带传动油过载保护的优点，还可以缓和冲击和振动，因此这种方案也得到广泛应用。方案e单级速比大、运转时噪音低、振动小、轴可以垂直布置而互不相交、蜗杆轴和蜗轮轴的布
8、置，有时可做到既能节约原动机和从动机的安装面积而又方便和合理，而且还可以防止逆转。最终选择e方案。燕山大学课程设计报告 5 设计计算过程 结果 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 如无特殊需要，一般选用Y系列三相交流异步电动机，它是我国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，安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于无特殊要求的各种机械设备。对于频繁启动、制动和换向的机械（比如起重机械），宜选用允许有较大的振动和冲击、转动惯量小、运载能力大的YZ和YZR系列。根据不同防护要求，电动机结构有开启式、防护式、封闭式和防爆式等区别。根具任务
9、书的要求，本次蜗杆-齿轮二级减速器应该选用Y系列、防护式的三相交流异步电动机。3.1.2 电动机容量确定 容量：工作机要求 电机功率 P电=PI/总，其中 PI=Fv/1000=1940 0.33/1000=0.64kW 取 联轴器=0.99,轴承=0.98,齿轮=0.97,蜗杆=0.80,卷筒=0.96,皮带=0.95,则 总=（联轴器）2(轴承)4 齿轮 蜗杆 卷筒皮带=0.64 则 P电=PI/总=1 kW 电动机的容量选的合适与否，对工作和经济性影响很大。容量小于工作要求，就不能保证工作机的正常工作，或是电动机长期过载而过早损坏；容量过大则电动机价格过高，能力又不能充分利用，由于经常不
10、满载运行，效率和功 F=1940N V=0.33m/s Pw=0.64Kw 总=0.64 P电燕山大学课程设计报告 6 设计计算过程 结果 率因数都较低，增加电能损耗，造成很大浪费。电动机的容量主要根据运行时的发热条件来确定。由于课设所给的工作机为稳定载荷下连续运转的机械，而且传递功率较小，故只需使电动机的额定功率 Ped等于或稍大于电动机的实际输出功率就可以了。查手册取 Ped=1.1kW1kW，可以瞒住电动机的裕度要求。3.1.3 电动机转速选择 三相异步电动机常用的有四种同步转数，3000、1500、1000、750r/min。电动机的转数高、极对数少、尺寸和重量小，价格也低，但使传动装
11、置的传动比大，传动装置的结构尺寸、重量增大、成本提高；选用低转数的电动机则相反。因此，应对电动机及传动装置做整体考虑。由于本课题没有特殊要求，因此选用同步转数为 1000r/min 的电动机。可选同步转速 1000r/min，选择额定转速 n电=910r/min 结果：Y90L-6（Ped=1.1 kW，n电=910r/min）综合考虑选电动机型号为 Y90L-6，主要性能如下表：电动机型号 额定功率（Kw）满载时 转数（r/min）电流/A 效率/功率因数/cos Y90L-6 1.1 910 3.15 73.5 0.72 堵转电流/额定电流 堵转转矩/额定转矩 最大转矩/额定转矩 GD2（
12、N m2）质量（B3）/kg 5.5 2.0 2.2 0.035 25 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：n卷=Dv60=34.033.060=18.54rpm i总=卷电nn=54.18910=49.08 3.2.2 各级传动比分配 3.2.2.1 分配方案 i总=i蜗杆 i齿轮 其中 i齿轮=（0.060.07）i总 为使箱体结构紧凑、外廓尺寸较=1Kw 电动机型号Y90L-6 n0=1000 r/min nm=910 r/min D=0.34m n卷=18.54 r/min i总=49.08 燕山大学课程设计报告 7 设计计算过程 结果 小
13、、便于润滑取 i齿轮=0.06 i总 i蜗杆=3.2.2.2 各级传动比确定 则 i齿轮=0.06 49.08=2.94 i蜗杆=94.208.49=16.67 运动和动力参数的计算：设电机轴为 0轴，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 n0=n1=nm=910 r/min n2=nm/i1=910/16.67=54.59 r/min n3=n4=n2/i2=54.59/3.04=17.96r/min 2.各轴输入功率：P0=0.81Kw P1=P01=0.810.99=0.80Kw P2=P124=0.800.990.80=0.628Kw P3=P22
14、3=0.6280.9 80.97=0.597Kw P4=P312=0.5970.9 80.99=0.579Kw 3.各轴输入转距：T0=9550P0/nm=95500.81/910=8.23 N m T1=9550P1/n1=95500.80/910=8.13 N m T2=9550P2/n2=95500.628/54.59=109.9 N m T3=9550P3/n3=95500.597/17.96=317.45 N m T4=9550P4/n4=95500.0.579/17.96=307.88 N m 表 2 运动及动力参数 轴号 功率 P（Kw）转矩T(N m)转速 n（r/min)传动
15、比 i 效率 电机轴 0.81 8.23 910 1.0 0.98 1轴 0.80 8.13 910 16.67 0.93 2轴 0.628 109.9 54.59 3.04 0.95 3轴 0.597 317.45 17.96 1 0.96 卷筒轴 0.579 307.88 17.96 i蜗=16.67 i齿=2.94 n1=910 r/min n2=54.59r/min n3=17.96 r/min P1=0.80Kw P2=0.628Kw P3=0.597Kw P4=0.579Kw T0=8.23 N m T1=8.13 N m T2=109.9 N m T3=317.45 N m T4
16、=307.88N m 燕山大学课程设计报告 8 设计计算过程 结果 4 关键零部件的设计与计算 4.1 设计原则制定 齿轮的疲劳强度安全系数S：若按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时，通常即取 S=1。若安全系数过小，则不能满足齿轮的疲劳强度要求；若安全系数过大，齿轮的直径增大，增加加工成本。轴的安全系数的确定：当材料质地均匀、载荷与应力计算较精确时，可取S1.3-1.5；材料不够均匀、计算不够准确时，可取S1.5-1.8；材料均匀性和计算精确性都很低，或尺寸很大的转轴（d200mm），则取S1.8-2.5。重要的轴，破坏时会引起重大事故时，因适当增大 S值。由于课程设计
17、所用轴的材料质地均匀、且载荷与应力计算较精确，所以取S1.3-1.5。太小不足以满足强度要求，太大则会增加加工成本。齿轮的材料及加工工艺确定：45钢 1.锻造制坯 2.正火 3.车削加工 4.滚、插齿 5.剃齿 6.热处理 7.磨削、加工 轴的材料及加工工艺确定：45钢 1确定毛坯 3确定主要表面的加工方法：粗车半精车磨削 4确定定位基准 5划分阶段 对精度要求较高的零件，其粗、精加工应分开，以保证零件的质量。6热处理工序安排 轴的热处理要根据其材料和使用要求确定。对于传动轴，正火、调质和表面淬火用得较多。综合上述分析，传动轴的工艺路线如下：下料车两端面，钻中心孔粗车各外圆调质修研中心孔半精车
18、各外圆，车槽，倒角车螺纹划键槽加工线铣键槽修研中心孔磨削检验。4.2 齿轮传动设计方案 软齿面齿轮多经调质或正火处理后切齿 切齿精度一般为8级，精切可达7级。因齿面硬度不高，故限制了承载能力，但易制造、成本低。常用与对尺寸和重量无严格要求的场合。硬齿面齿轮一般为切齿后经热处理再磨齿。但随着硬齿面加工技术的发展，这类齿轮也可在热处理后使用硬质合金滚刀或高速钢滚刀精滚加工，而不需再进行磨齿加工。这类齿轮由于齿面硬度高，故承载能力也高，适用于要求尺寸小和重量轻的场合。由于减速器的齿轮对尺寸和重量无严格要求，为节省加工成本，使用软齿面齿轮。软齿面齿轮的主要失效形式为齿面点蚀。因此采用齿面接触疲劳强度进
19、行设计，齿根弯曲疲劳强度校核。直齿轮/斜齿轮选择方案比较：斜齿轮的啮合不是具有冲击性的突然啮入和突然啮出，在啮入啮出的循环中，每一对轮齿的啮入啮出将是渐次的，没有直齿轮的啮合冲击现象，运行比较平稳，容易保证传动比恒定。直齿轮制造简单，斜齿轮制造和安装比较麻烦，但运行平稳。因此，大型齿轮、受冲击的齿轮、对传动比没什么要求的机构，将用直齿轮，反之，则用斜齿轮。而蜗杆-齿轮减速器中的齿轮要求运行平稳、传动比恒定。故采用斜齿轮。蜗轮计算公式和有关数据皆引自 机械设计第 102燕山大学课程设计报告 9 设计计算过程 结果 4.3 第一级蜗轮蜗杆传动设计计算 4.3.1 第一级蜗轮蜗杆传动参数设计(1).
20、选择蜗杆的传动类型 根据 GB/T 10085 1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。(2).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 45钢，调质处理；蜗轮：铸锡青铜 ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁 HT100 制造。精度等级：初选取 8级 蜗杆头数：由 i=16.67 取 z1=2，则 z2=i z1=16.67 2=33.34取 z2=34(3).按齿面接触疲劳强度进行计算 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 32229.47cos()EHZmqkTZ(mm3)查表得：9.47c
21、os=9.26 确定载荷：K=KA K KV 由于所用为电动机，机械设计查表 7-6取 KA=1.0 因载荷工作性质稳定，故取载荷分布不均匀系数 K=1.0 预估 v23m/s，取 Kv=1.05 则 K=1.01.01.05=1.05 确定作用在蜗杆上的转距 T1=9.55 10611Pn=9.55 1069101.1=1.15 104N mm 蜗轮上的转距 T2=T1i1=1.15 104 16.67 0.8=1.54 105N mm 确定弹性系数 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配 查表 7-7得 ZE=155.0MPa 确定许用接触应力 根据蜗杆材料为铸锡青铜 ZCuSn10P1，金属
22、铸造模，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可查得b=250MPa 页113页 蜗杆材料用 45钢，蜗轮选用铸造锡青铜ZCuSn10Pl 蜗杆传动精度 8级 Z1=2 Z2=34 K=1.05 KA=1 K=1 Kv=1.05 ZE=155MPa 160.10HMPa m3q=1214mm3，m=5，d1=50mm，q=10 =0.82 确定许用接触应力 燕山大学课程设计报告 10 设计计算过程 结果 应力循环次数 N2=60n2Lh=60910 16.67 17520=5.74 107 则H=Nb7108.0=0.825074.51=160.10MPa 计算 m3q m3q9.26 1.05 1.5
23、4 10523.7234155=1214 mm3 查表取 m3q=1250 则 m=5mm，d1=50mm，q=10.0(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 蜗轮分度圆直径 d2=m z2=5 34=170mm a=(d1+d2)/2=110mm 取 a=110mm 变位系数 X=0 蜗杆 头数z1=2，直径系数10；齿顶圆直径1ad=60mm；分度圆导程角=11.31o；蜗杆轴向齿厚 12asm7.85mm 蜗轮 蜗轮齿数 z2=34；蜗轮分度圆直径 d2=m z2=534=170mm 蜗轮喉圆直径 da2=d2+2m(ah+x)=170+2 5(1+0)=180mm 蜗轮齿根圆直径 df
24、2=d2-2m(ah-x+c)=170-2 5（1-0+0.25）=158mm 确定精度等级 V2=n2d2/60 1000=3.14 54.59 170/60 1000=0.48m/s 3m/s 故初选 8级精度等级合适。校核 vs 滑动速度：vs=v2/sin =2.45m/s 3m/s 4.3.2 第一级蜗轮蜗杆传动强度校核及.热平衡核算(5).校核齿根弯曲疲劳强度 2d=170mm 1a=110mm 160admm 2180admm 245bmm Y 1.84F Y0.92 燕山大学课程设计报告 11 设计计算过程 结果 2121.64FFFKTY Ydd m 当量齿数 zv=z2/c
25、os3=34/cos311.31。=36.06 由此，查表 7-8可得齿形系数 YF=1.84 螺旋角系数 Y=1-/140o =0.920 许用弯曲应力 F=0.1692610Nb=25.41MPa 弯曲应力 F=mddkTF21264.1=10.56MPa 4m/s 采用下置式能量损失会大些，因为蜗杆需要浸入油液当中大概一个齿左右的高度，高速运转下阻力较大。相反，蜗杆上置的话，润滑油是靠涡轮的旋转扬起间接润滑，因此润滑效果没有下置式好，如果速度过高一般V10m/s的话，采用喷油润滑。由于蜗杆传动速度较低，为保证润滑和散热的效果，采用下置式。蜗杆轴支撑方式结构选择：1.两端固定支承 d1=4
26、0mm l1=82mm d2=46mm l2=52mm d3=50mm l3=35mm d4=58mm l4=100 mm d5=52mm l5=73mm d6=50mm l6=43mm 燕山大学课程设计报告 25 设计计算过程 结果 在纯径向载荷或轴向载荷较小的联合载荷作用下的轴，一般采用向心型轴承组成两端固定支撑。2.固定-游动支承 在轴的一个支撑端使轴承与轴及外壳孔的位置相对固定，实现轴的轴向定位。而在轴的另一端，使轴承与轴及外壳孔的位置可以相对移动，以补偿轴因热变形及制造安装误差引起的长度变化。这种支承方式运转精度高，对各种工作条件的适应性高。3.两端游动支撑 两端游动支撑结构中两个支
27、撑端的轴承，都对轴不做精确地轴向定位。此类轴承常用于轴的轴向位置已由其他零件限定的场合。由于蜗杆纯径向载荷或轴向载荷较小，且工作中的变形不大，采用两端固定轴承。5.2 零件图设计 代表性零件设计 5.3 主要零部件的校核与验算 5.3.1 轴系结构强度校核 由轴装轴承处轴的直径 d=50mm，查机械设计课程设计指导手册得到应该使用的轴承型号为 7210C，D=90mm，B=20mm，（轴承的校核将在后面进行）。a.轴的结构 1.计算大斜齿轮受力 33322 317.45 102267280tTFNd tan2267 tan13.35538tFaFN tan2267 tan20854coscos
28、13.35ntrFFN 2.计算轴承支反力 水平面：燕山大学课程设计报告 26 设计计算过程 结果 854 160 538 140921230ARN 538 140 854 7068230BRN 竖直面：2267 1601577230ARN 2267 70690230BRN 3.画出水平弯矩 Mxy图，垂直面弯矩 Mxz图和合成弯矩22xyxzMMM图，分析图 5至图 10可知在合成弯矩最大处最危险。4.轴的受力分析如下列图所示：图 6 轴 3受力图 水平面受力图 图 7 水平面弯矩图 Ft=2267N Fa=538N Fr=854N RA=921N RB=68N RA=1577N RB=69
29、0N 燕山大学课程设计报告 27 设计计算过程 结果 竖直面受力图 图 8 垂直面弯矩图 图9 合成弯矩图 图 10 轴 3扭矩图 5、判断危险截面 由图可知齿轮中间断面 A 处以及 A 处附近的轴肩端面为危险截面，故对此两端 燕山大学课程设计报告 28 设计计算过程 结果 面进行校核 6、安全系数法校核轴的强度、A 端面校核 (1)各项参数选择 i.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 650,360,bsMPaMPa 由机械设计 P147 表 10-5所列公式可求得疲劳极限 10100.450.45 650293,0.810.81 650527,0.260.2
30、6 650169,0.500.5 650325,bbbbMPaMPaMPaMPaMPaMPaMPaMPa 由式 10100022,2 293 5272 169 3250.11,0.04527325 .有效应力集中系数 弯矩 M=127837N.mm a64.52a28.11522.03173800a09.9521.0127837a3m3MPMPWTMPWMm，由于此件为配合件，因而，此处选取配合零件的综合系数，由ba=650MP经插值后可查得（k）D=3.50 (k)D=2.50.表面状态系数 轴按磨削加工，由表 10-13查得：表面状态系数为0.92.尺寸系数 由表 10-14查得尺寸系数0
31、.84；0.78（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）21.909.93.52931k1mdaNkS 1293MPa1169MPa0527MPa 0325MPa 0.110.04 M=127837Nmm T=317380 燕山大学课程设计报告 29 设计计算过程 结果 79.1164.504.064.550.21691k1mdaNkS 5.126.779.1121.979.1121.92222SSSSSS 故 C截面处安全 、C端面右端轴肩处校核 (1)各项参数选择 i.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
32、查得 650,360,bsMPaMPa 由机械设计 P147 表 10-5所列公式可求得疲劳极限 10100.450.45 650293,0.810.81 650527,0.260.26 650169,0.500.5 650325,bbbbMPaMPaMPaMPaMPaMPaMPaMPa 由式 10100022,2 293 5272 169 3250.11,0.04527325 .有效应力集中系数 弯矩 M=127837*95/112=108433N.mm a64.52a28.11522.03173800a71.7521.0108433am3m3aMPMPWTMPWM，由ba=650MP经插值
33、后可查得 k=1.52 k=1.18.表面状态系数 轴按磨削加工，由表 10-13查得：表面质量系数为0.92.尺寸系数 由表 10-14查得尺寸系数0.84；0.78（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）N mm=9.09MPa m=0=11.28MPa=5.64amMPa 3.50kk=2.50=0.92 9.21S11.79S7.26S 燕山大学课程设计报告 30 设计计算过程 结果 32.1971.784.092.01.522931k1mdaNkS 79.1764.504.064.578.092.01.181691k1mda
34、NkS 5.108.1379.1732.1979.1732.192222SSSSSS 故 C截面右端轴肩平面处安全 5.3.2 滚动轴承的寿命计算 计算寿命 计算内部轴向力 受力如图 i 查表 11-4得 S=0.7Fr（=25，e=0.7）2222111 92115771826rFRRN 2222222 68690693rFRRN 则 S1=0.7 1826=1278N S2=0.7 693=485N 计算单个轴承的轴向载荷 比较 S1+FA 与 S2 的大小 S2+Fa=485+538=1023NS1 由图示结构知，2轴承“压紧”，1轴承“放松”。则 Fa2=S1=1278N，Fa1=S1
35、=1278N 计算当量载荷 P=fP（XFr+YFa）查表 11-7取 fP=1.2 1112780.7001826arFeF 查表 11-6得 X1=0.41，Y1=0.87 2212781.84693arFeF 查表 11-6得 X2=0.41，Y2=0.87 则 P1=1.2(0.41 1826 0.87 1278)=2233N 轴 承 的计 算 公式 和 有关 数 据皆 引 自 机 械设计 第159 页第173页 Fa=538N X=0.41，Y=0.87 fP=1.2 105679499hLh选用6210 型燕山大学课程设计报告 31 设计计算过程 结果 P2=1.2(0.41 69
36、30.87 1278)=1675N 取 P1、P2中的较大值带入寿命计算公式 因为是球轴承，取=3，则 366101010408005679499120006060 17.92233hCLhhn P 1.静载荷验算 查表 11-10得 X0=0.5，Y0=0.38，则 P01=X0Fr1+Y0Fa1=0.5 1826 0.38 1278=1399N 因 P01 Fr1，故取 P01=Fr1=1826NC。P02=X0Fr2+Y0Fa2=0.5 6930.38 1278=832Nn f12f22nlim=1 0.98 8500=8330r/minn 故选用 7210AC型向心球轴承符合要求。寿命
37、要求与经济性的关系：滚动轴承的寿命如果远远大于所要求的寿命小时数，也不必换轴承。因为成本差不多。6 主要附件与配件的选择 6.1 联轴器选择 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，泵系统中应用很少。2、扰性联轴器 扰性联轴器分为无弹性元件扰性联轴器、金属弹性元件扰性联轴器和非金属弹性元件扰性联轴器三种。泵系统中常用的是弹性套柱销联轴器、梅花形弹性联轴器、弹性柱销联轴器和膜片联轴器，前三种属于非金属弹性元件扰性联轴器，第四种属于金属弹性元件扰性联轴器。（1）、弹性套柱销联轴器特点：结构简单
38、、安装方便、尺寸小、重量轻等优点，但弹性套易磨损，寿命较短。适用于冲击载荷不大，电动机驱动的中小功率传动。（2）、梅花形弹性联轴器特点：体积小、结构简单、制造容易、工作可靠、不需维护等优点。主要适用于减振、缓冲和补偿要求不高的中小功率场合。（3）、弹性柱销联轴器特点：结构简单、制造容易、装拆方便、不需润滑、具有较好的耐磨性等，适应于轴向窜动量较大、正反转变化较多及起动频繁的场合。（4）、膜片联轴器特点：结构简单、可靠性高，寿命长；适用范围广，尤其适用于高速大功率；适用于高温（300）及有腐蚀作用的恶劣环境；对轴向和角向补偿能力大，抗不对中性好，并具有吸振和隔振功能；无噪声，零间隙，轴 承 符合
39、要求 燕山大学课程设计报告 32 设计计算过程 结果 定速率，不需润滑；作用在连接设备上的附加载荷小；安装、使用、维护简便，但成本高。减速器启动时均有负载，因此选择弹性柱销联轴器，这种联轴器弹性模量较小、质量较轻、阻尼性能好、无机械摩擦，不需润滑。轴的联轴器选择根据电机轴的直径选择 Y 型轴孔直径 18mm，轴孔长度42mm，公称转矩 Tn=25N.m,许用转速n=12000r/min。T1=8.13N.m，n1=910r/min。合格。轴的联轴器选择 J 型轴孔直径 42mm，轴孔长度 84mm，公称转矩Tn=900N.m,许用转速n=6800r/min。T3=317.45N.m，n3=17
40、.96r/min。合格。6.2 润滑与密封的选择 6.2.1 润滑方案对比及确定 1、根据轴颈的速度，轴承可以用润滑脂或润滑油润滑。当浸油齿轮圆周速度小于2m/s时，宜采用润滑脂润滑；当浸油齿轮圆周速度大于2m/s时，可以靠箱体内油的飞溅直接润滑轴承，或引导飞溅在箱体内壁上的油经箱体剖分面上的油沟流到轴承进行润滑，这是必须在端盖上开槽。2、在有特殊要求的工况下，如工作温度太高或太低，或要求润滑油脂使用寿命较长，不宜使用矿油型油脂的场合，应选用合成油脂。3、当工况温度过高或过低，不能选用任何一种油脂作润滑油脂或不允许有油脂污染，或经常在有酸、碱介质强腐蚀的环境下工作或在高真空、高辐射条件下运行的
41、设备，可以选用固体润滑材料。因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，考虑到润滑油环境污染的问题，在保证润滑功能的前提下，应该尽量少用润滑油。取浸油深度h=84mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；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。7.2 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制过渡配合：如 H7/r6、H7/p6、H7/n6均可。（2
42、）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，一定要查互换性书 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。注：在端盖的零件图（图册 70页）上，需按新标准标注改正的有：均布改为 EQS b.其余 Ra12.5改到标题栏附近。c基准符号 A 改为新标准。d.所有的粗糙度均改为新标准。7.2 减速器主要结构、配合要求 减速器主要零件的
43、配合要求 配合零件 荐用配合 装拆方法 键 N9/Js9（正常连接）徒手装拆 燕山大学课程设计报告 35 设计计算过程 结果 轴承内孔与轴的配合 J6（轻负荷）、K6、m6（中等负荷）用压力机（实际为过盈配合）轴承外圈与箱体孔的配合 H7、H6（精度要求很高时）木锤或徒手装拆 端盖 H7/d11、H7/h8 徒手装拆 联轴器 H7/n6 用压力机（较紧的过渡配合）齿轮和涡轮 H7/r6、H7/s6 用压力机或温差法（中等压力的配合、小过盈配合）中心距 Js7 精度要求水平与经济性的矛盾：1、要正确理解其含义：应保证在实现功能的前提下，尽量放宽精度要求；否则精度要求过高，虽然能保证功能要求，但成
44、本太高；2、不应将精度要求水平理解为某个确定值，而应理解为一个精度范围，在这精度范围内该加工方法的加工成本是经济合理的；3、各种经济加工精度不是一成不变的，随着加工技术水平的提高，也随着提高；4、企业可根据自身的设备、工艺设备、工人平均技术水平制定适合本企业的经济加工精度。7.3 减速器主要技术要求 装配要求：在减速器进行装配时，滚动轴承必须保证有一定的轴向游隙，游隙大小将影响轴承的正常工作，因此在技术要求中提出游隙的大小。游隙过大，会使滚动体受载不均，轴系窜动；游隙过小，则会妨碍轴系因发热而伸长，增加轴承阻力，严重时会将轴承卡死。在安装齿轮或蜗杆涡轮时，为了使传动副能正常运转，必须保证需要的
45、侧隙及足够的齿面接触斑点，所以技术要求必须提出这方面的具体数值，供安装后检验用。保养及维修要求：应检验所有零件的配合尺寸使其符合设计图纸的要求，并且在装配前要用煤油或汽油清洗，箱体内因清理干净，不允许有任何杂物存在，箱体内壁应涂上防侵蚀的涂料。润滑剂具有减少摩擦、降低磨损和散热冷却的作用，同时也有助于防震、防锈及冲洗杂质，对传动性能有很大影响，所以在技术要求中应表明传动件和轴承所用润滑剂的牌号、用量、补充及更换时间。在试运转过程中，减速器所有连接面及密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，但不允许使用任何垫片。轴伸密封处应涂上润滑脂。对橡胶油封应注意按图纸所示位置安装。箱体表面应涂漆
46、，外伸轴及其零件需涂油包装严密，运输和装卸时不可倒置等。8 项目经济性与安全性分析 燕山大学课程设计报告 36 设计计算过程 结果 8.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性 零部件材料和工艺的选择要同步进行，不一样的材料对应不一样的工艺。材料在满足强度和功能要求的前提下，尽量选择成本低的。满足经济性的要求。比如箱体、箱座、端盖就采用灰铁，轴、键、齿轮就采用 45号钢，因为这两种材料不仅加工工艺性好，或强度高，或减震性好，而且价格低廉，来源广。工艺的选择则是考虑铸造、锻造、热处理和切削加工性能等等，如该减速器为一般机械，大批量生产，齿轮选择模锻即可，工艺灵活，设备和工具通用性强，成本低。又比如
47、箱体，可以手工砂型铸造。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、IT5），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。如果在满足功能和强度的要求下，增加工
48、艺难度、精度等级、材料强度，无疑会得不偿失。8.2 减速器总重量估算及加工成本初算 经过三维建模，在 inventor 软件里仿真出箱体的体积 V=19766129.778mm3，乘以箱体的密度=7800Kg/m3，在乘以单价 32000元（包括原辅材料费，用于购买自制件原辅材料的费用，直接人工费，直接加工原辅材料的工人工资和热处理费，购买标准件的费用等等），初算减速器的成本为 49333200010780010mm 7819766129.7393）（）（元 8.3 安全性分析 齿轮的疲劳强度安全系数S：若按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时，通常即取 S=1。若安全系数
49、过小，则不能满足齿轮的疲劳强度要求；若安全系数过大，齿轮的直径增大，增加加工成本。轴的安全系数的确定：当材料质地均匀、载荷与应力计算较精确时，可取S1.3-1.5；材料不够均匀、计算不够准确时，可取S1.5-1.8；材料均匀性和计算精确性都很低，或尺寸很大的转轴（d200mm），则取S1.8-2.5。重要的轴，破坏时会引起重大事故时，因适当增大 S值。由于课程设计所用轴的材料质地均匀、且载荷与应力计算较精确，所以取S1.3-1.5。太小不足以满足强度要求，太大则会增加加工成本。8.4 经济性与安全性综合分析（通过计算确定，如提高关键传动件安全系数，成本将有何变化，分析确定经济性与安全性的矛盾解
50、决）齿轮的疲劳强度安全系数 S：若按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时，通常即取 S=1。由以下公式可知：若安全系数过小，则不能满足齿轮的疲劳强度要求；若安全系数过大，齿轮的直径增大，增加加工 燕山大学课程设计报告 37 设计计算过程 结果 成本。1lim111.20 550660HNHHHKMPaMPaS 23121HEdHZ Z Z ZKTudu 轴的安全系数的确定：当材料质地均匀、载荷与应力计算较精确时，可取S1.3-1.5；材料不够均匀、计算不够准确时，可取S1.5-1.8；材料均匀性和计算精确性都很低，或尺寸很大的转轴（d200mm），则取S1.8-2.5。重要