1、燕山大学课程设计说明书 1 燕 山 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 报 告 题目： 蜗杆 齿轮二级减速器 学院（系）： 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 2 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
2、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，考虑问题更加全面，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、机械设计制造、公差配合与技术测量、理论力学、材料力学、机械原理等方
3、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。 燕山大学课程设计说明书 3 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
4、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造成本。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 燕山大学课程设计说明书 4 目录 1
5、.项目设计目标与技术要求 6 2.传动方案制定与分析 6 2.1 传动方案的制定 . 6 2.2 方案分析 . 7 3.传动方案的技术设计与分析 7 3.1 电动机选择与确定 . 7 3.1.1 电动机类型和结构形式选择 . 7 3.1.2 电动机容量确定 . 8 3.1.3 电动机转速选择 . 9 3.2 传动装置总传动比确定及分配 9 3.2.1 传动装置总传动比确定 . 9 3.2.2 各级传动比分配 . 10 3.2.2.1 分配方案 10 3.2.2.2 各级传动比确定 10 3.3 运动学计算 . 10 3.3.1 各轴输入功率 . 10 3.3.2 各轴转速 . 11 3.3.3
6、 各轴转矩 . 11 4 关键零部件的设计与计算 . 12 4.1 设计原则制定 12 4.2 传动设计方案 . 14 4.3 蜗轮蜗杆轮传动设计计算 . 14 4.3.1 蜗轮蜗杆传动参 数设计 . 14 4.3.2 校核齿根弯曲疲劳强度 16 4.4 第二级齿轮传动设计计算 . 17 4.4.1 第二级齿轮传动参数设计 17 4.4.2 第二级齿轮传动强度校核 . 21 4.5 轴的计算 23 4.5.1 输入轴设计 23 4.5.2 中间轴设计 25 4.5.3 输出轴设计 26 4.6 键的选择及键联接的强度计算 28 4.6.1 键联接方案选择 . 28 4.6.2 键的尺寸选取 2
7、8 4.7 滚动轴承选择及轴的支撑方式 30 5 传动系统结构设计与总成 . 31 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 . 31 5.1.1 装配图整体 布局 31 5.1.2 轴系结构设计与方案分析 . 32 5.1.2.1 高速轴结构设计与方案分析 32 5.1.2.2 中间轴结构设计与方案分析 33 5.1.2.3 低速轴结构设计与方案分析 34 燕山大学课程设计说明书 5 5.2 主要零部件的校核与验算 34 5.2.1 轴系结构强度校核 (选择低速轴进行校核 ) 34 5.2.2 滚动轴承的寿命计算 . 38 6 主要附件与配件的选择 39 6.1 联轴器选择
8、. 39 6.2 润滑与密封的选择 41 6.2.1 润滑方案对比及确定 41 6.2.2 密封方案对比及确定 . 41 6.3 通气器 42 6.4 油标 42 6.5 螺栓及吊环螺钉 43 6.6 油塞 . 43 7 零部件精度与公差的制定 . 44 7.1 精度设计制定原则 44 7.2 减速器主要结构、配合要求 44 7.3 减速器主要技术要求 44 8 项目经济性分析与安全性分析 . 45 8.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性 45 8.2 减速器总重量估算及加工成本初算 46 8.3 安全性分析 . 46 8.4 经济性与安全性综合分析 46 9.设计小结 47 10.参考文
9、献 47 燕山大学课程设计说明书 6 1.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
10、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，减小震动，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
11、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，所以不适合应用燕山大学课程设计说明书 7 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
12、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，可以提高承载能力和传动效率。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。 （ 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 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
13、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。与其他三相异燕山大学课程设计说明书 8 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，带负载起动也十分顺利。 （ 3）噪声低
14、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 40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 PI PI =1000Fv 96.01000 37.02252 =0.87（ kW） 卷轴承联轴承齿轴承齿轴承联总 = 卷齿轴承联 24
15、2 由机械设计课程设计指导手册 P88 表 12-10查得： 轴承效率（滚珠轴承） 98.0轴承 ，弹性联轴器效率 99.0联 ， 齿轮传动效率（ 8级精度齿轮传动） 97.0齿 ， 卷 =0.96， 蜗杆 =0.80 7.096.080.097.098.099.0 42 总 （ 2）电动机实际输出功率 dP dP = 24.17.087.0PI 总（ kW） (3)电动机额定功率 dP 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P120 表 14-4选取电动机额定功率 Wk1.5P d 。 燕山大学课程设计说明书 9 3.1.3 电动机转速选择 （ 1） 工作机的输出速度
16、 ）（卷 m inrvn /6.193 6 0 37.01 0 0 060D1 0 0 060 （ 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 P8 表 2-2查得：按推荐的传动比合理范围，蜗杆 齿轮减速器传动比一般为 6015i ，则电动机转速可选范围为： ）（）（ m inrnin d /1 1 7 62 9 46.196015 卷 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P120 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
17、电动机型号 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-6 1.5 1000 940 2.0 2.2 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 ）（卷 minrn /6.19 96.476.19940 卷nni m 燕山大学课程设计说明书 10 3.2.2 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
18、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 0.040.07 倍。 3.2.2.2 各级传动比确定 36.392.1)07.004.0( ii2 取 5.22i 18.19 21 iii 取 1i =20 3.3运动学计算 3.3.1 各轴输入功率 电机轴 )kW(24.1dP 轴 23.199.024.111 dpp kw 轴 96.08.098.023.14212 pp kw 轴 91.097.098.096.03223 pp kw 卷筒轴 88.098.099.091.0213 pp
19、 w kw 燕山大学课程设计说明书 11 3.3.2 各轴转速 电机轴 min)/(940 rnd 轴 m in )/r9 4 0（ d1 nn 轴 2 1 1/n n i=940/20=47（ r/min） 轴 3 2 2/n n i=47/2.5=18.8（ r/min） 卷筒轴 min/r8.18卷n 3.3.3 各轴转矩 电机轴 )(6.1294024.195509550 mNnPT ddd 轴 )(47.1294023.19 5 5 09 5 5 0 111 mNnPT 轴 )(5.1 9 54796.09 5 5 09 5 5 0 222 mNnPT 轴 )(6.4648.18 9
20、1.095509550 333 mNnPT 卷筒轴 )(75.4 5 08.18 88.09 5 5 09 5 5 0 mNnPT 卷卷卷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 燕山大学课程设计说明书 12 轴号 功率P/kW 转矩 T/（ Nm） 转速 n/（ r/min） 传动比i 效率 电机轴 1.24 12.6 940 1.00 0.99 轴 1.23 12.47 940 20 0.784 轴 0.96 195.5 47 2.5 0.95 轴 0.91 464.6 18.8 1.00 0.97 卷筒轴 0.88 450.75 18.8 4 关键零部件
21、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 发生在蜗轮齿面上。蜗轮和 蜗杆之间的相对滑动速度较高，产热量较大。所以蜗轮齿面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面接触疲劳强度确定， 取 S=1。 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=1。 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
22、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 5.13.1S ；材料不够均匀、计算不够准确时，可取 8.15.1S ；材料均匀性和计算精度都很低，或尺寸很大的转轴（ mmd 200 ），则可取 5.28.1S 。此处按第一种情况计算，燕山大学课程设计说明书 13 即 5.13.1S 。 加工工艺制定： 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。）热处理调质处理 HRC28-32半精车，各部半
23、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，半精挑留量 0.05-0.1mm（为精光留好较好的基础）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，一面一面的光。）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）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
24、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珩齿，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）加工齿 面（插齿）热处理（大齿轮正火小齿轮调制）精加工（珩齿） 轴：备料车右端面、钻中心孔、调头夹外圆车左端面、钻中心孔粗车外圆铣键槽调制热处理改变材料切削性能 精车外圆表面、切退刀槽和倒角、调头切退刀槽倒角磨削外圆表面去毛刺 箱体和箱座：铸造毛坯时效油漆划线粗、精加工基准面粗、精加工各平面粗、半精加工各主要孔粗、半精加工各次要孔加工各螺纹、紧固孔、油孔等 去毛刺清洗检验。（平面加工采用普通铣床、孔采用镗床加工）。 材料的选择 ： 蜗杆、轴的材料均采
25、用 45钢，齿轮采用 40Cr， 45 钢虽然因硬度不高限制了承载能力，但易制造、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、铸造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 ZCuAl9Fe4Ni4Mn2和 45钢 。 燕
26、山大学课程设计说明书 14 4.2传动设计方案 蜗杆的传动设计方案： 根据 GB/T 10085 1988 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 HBsHBHB 0521 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，以齿面接触疲劳强度设计，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
27、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 蜗轮蜗杆传动参数设计 （ 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 ZCuAl9Fe4Ni4Mn2，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 z1=2，则 z2= iz 1=40 取 z2=40。 则 i=40/2=20， 05.018.19/18.1920
28、i ，所以传动比符合要求。 (4).按齿面接触疲劳强度进行计算 初选 m、 q、 d1， 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 燕山大学课程设计说明书 15 322 29 . 4 7 c o s ( )E HZm q k T Z (mm3) 由 P110 表 7-9 得 ： 9.47cos =9.26 确定载荷： K=KA K KV 由于所用为电动机， 由 机械设计 P109 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 v2 3m/s，取 Kv=1.05，则 K=1.41.351
29、.05=1.98 确定作用在蜗轮上的转距 T2=195500N mm 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 MPa 确定蜗杆许用应力 H smTnV S /61.204.152940102.5102.5 343 24 1 由 P111 表 7-9 可知 H=300-25Vs=30-25x2.61=292MPa 计算 m3q m3q 9.261.98195500（ 156/（ 40 292） )2=639 查 P106 表 7-4 取 m3q=640， 则 m,3.5， d1=40mm， q=10。 (4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 中心
30、距 mmdda 1 0 0)1 6 040(5.0)(5.0 21 ， 取 a=100mm 变位系数 X=0 蜗杆：头数 z1=2，直径系数 10, mmd 401 30)25.01(42 4841240211 *11 dd mhdd f aa分度圆导程角 =arctan（ z1/q） =arctan（ 2/10） =11.310； 蜗轮蜗轮齿数 z2=40； 蜗轮分度圆直径 d2=mz2=440=160mm 燕山大学课程设计说明书 16 1 6 881 6 014222a dd 1 5 0101 6 0)25.01(4222 dd f 确定精度等级 V2=n2d2/601000=3.1447
31、160/601000=0.39m/s 1，按 =1 计算 ) 燕山大学课程设计说明书 22 计算当量齿数，查取齿形系数和应力修正系数 76.82c o s59.72c o s344333ZZZZVV由机械设计 图 6-21查得齿形系数 2.266.243 FaFaYY由机械设计 图 6-22查得应力修正系数 27.1 85.143 sasaYY（ 2） 许用齿根弯曲疲劳强度 FFNFlimF S K 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 7483 101 . 2
32、1,103 . 6 5 NN ，分别查得弯曲疲劳寿命系数： 0.10.143 FNFNKK 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1FS ，得 FNFF FNFF KS K 3lim3lim 故 , )(4 5 00.14 5 0 )(0550.15 5 043 M P aM P aFF 校核弯曲强度 ）M P aF (86.9586.058.1.7060.243.1023.102 1 9 5 5 0 01 . 7 9 323 3F 3F 燕山大学课程设计说明书 23 ）MPaF (56.494 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
33、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量，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 mNTkwPrn47.1223.1min/9401112.切应力法初定最小轴径 mind 选取轴的材料为 45钢（调质），根据机械设
34、计课程设计指导手册公式 3nPd初步计算轴径。 轴受弯矩时 811c ，且 因轴上有单键槽，增大轴径的 3%，故 得： )(91.129 4 023.181123.1 31 mmd 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 1d 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)/( mNTn 轴孔直径 mm/ 轴孔长度 Y型mm/ LT3联轴器 31.5 16 42 燕山大学课程设计说明书 24 2 0 0 24 3 2 3/4218 3822 TGBJBZC 第一轴段 为了保证足够的强度，所以
35、第一轴段的内径选择 16mm,因为轴长比联轴器短 2mm。所以 l1=42mm。 第二轴段 为了满足联轴器的轴向定位，有 )(2422)86(12 mmdd ，由于，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）， 因此，取 mmd 202 ，轴长 mmL 461614612 第三轴段 第三段轴为放置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叠片。所以 d3=24mm， l3=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
36、 16-1（ 0） 2系列： 轴承型号 mmd/ mmD/ mmB/ 7206C 30 62 16 所以 d4=30mm， l4=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 d5=d4+（ 3-4） =34mm， l5=10mm 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 d6=d5+（ 6-8） =40mm， l6=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， l8=29.45mm 第八轴
37、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=70mm 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,l9=l7； d10=d6,l10=l6 ； d11=d5,l11=l5。 第十二轴段 放 7206 轴承，直径由轴承内圈确定，所以 燕山大学课程设计说明书 25 d12=30mm， l12=220mm 第十三段轴与第三段轴相同。即 d13=d3,l13=l3 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 45.51 。 4.5.2中间轴设计 1. 中间轴上的转速、
38、功率和转矩 mNTkwPrn5.59196.0min/47222 2.切应力法初定最小轴径 mind 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3 nPd 初步计算轴径。 轴受弯矩时 811c ， 故 得： )(25.324796.0911 31 mmd 因为有双键，所以最短轴径需要增大 7%，所以，最小轴颈为 35mm。 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 mmd 53
39、1 。 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 mmd/ mmD/ mmB/ 6206 30 62 16 对轴承均采用挡油板进行轴向定位。 所以 d1=35mm， l1=50mm 第二轴段 燕山大学课程设计说明书 26 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， )(43)83(23 mmdd ， l3=35mm 第四轴段 第四轴段与第三段轴形成定位
40、轴肩，所以 mmd 374 ， mmL 9820014 第五轴段 该轴段安放轴承 :所以 mmd 305 ， mmL 4031016715 （ 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 45.51 。 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 3d 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)/( mNTn 轴孔直径 mm/ 轴孔长度 Z型mm/ LT7联轴器 2 0 0 24 3 2 3/12104 1 1 204 TGBJBZC 500
41、 45 112 1.输出轴上的转速、功率、和转矩： mNTkwPrn6.46491.0min/8.18333 2.切应力法初定最小轴径 mind 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燕山大学课程设计说明书 27 式 3nPd初步计算轴径。 轴受弯矩时 811c ，且 因轴上有单键槽，增大轴径的 3%，故 得： )(7.431 8 . 891.081123.1 33 mmd 3.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 第一轴段 第一轴段和联轴器相配合，因为轴长比联轴器短 2mm，所以 d1=45mm， l1=65mm。 第二轴段 为
42、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=48mm， l2=45mm 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 mmd/ mmD/ mmB/ 6110 50 80 16 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
43、d4=60mm， l4=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 2mm。所以 d5=56mm， l5=78mm。 第六轴段 第六轴段安装轴承，所以 d6=50mm， l6=45mm （ 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 45.51 。 燕山大学课程设计说明书 28 4.6 键的选择及键联接的强度计算 4.6.1 键联接方案选择 常用键连接的对比 对于普通平键： A型普通平键（圆头）的轴上键槽用指状铣刀在立式铣床上铣出，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
44、盘状铣刀在卧式铣床上加工，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。 半圆键连接的工作原理与平键连接相同。轴上键槽用与半圆键半径相同的盘状铣刀铣出，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，制造和装拆方便，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。 楔键的上下表面是工作面，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
45、: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，工作时工作面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 100mm 、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键的尺寸选取 轴键槽部分的轴径为 1
46、6mm，轴长为 38mm 所以选择普通圆头平键 键 A5 30 GB/T 1096-79 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 A10 30 GB/T 1096-79 右端 键 A12 70 GB/T 1096-79 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燕山大学课程设计说明书 29 键 键 A10 50 GB/T 1096-79 键 A16 63 GB/T 1096-79 键的校核 假定载荷在键的工作面上均匀分布，
47、普通平键联接的强度条件 为 32 1 0 PPTkld查表得，钢材料在静载荷下的许用挤压应力为 125150MPa，所以取 MPap 150 输入轴、 I、 II、 III、输出轴的转矩分别为： m6.12r NT m12.471 NT m195.52 NT m464.63 NT m450.75 NTC (1)、输入轴上键的强度计算 键所能传递的转矩为： m1 2 . 69005161x30541l41 r NTmNdhT p (2)II 轴上蜗轮处键的强度计算 键所能传递的转矩为： m1 2 . 4 74 0 550130361041l41 1 NTmNdhT p (3)II 轴上齿轮端键的强度计算 键所能传递的转矩为： m1 9 5 . 5m062105140701241l41 2 NTNd
