機械設計課程設計報告題目：二級展開式圓柱齒輪減速器前言帶式運輸機傳動裝置設計過程中的主要內容為傳動技術方案的分析與擬定；選擇電動機；計算傳動裝置的運動參數和動力參數；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯接件、潤滑密封和聯軸器的選擇計算；減速器箱體結構設計及其附件的設計、繪制裝配圖和零件工作圖、編寫設計計算說明書以及設計歸納總結和答辯。主要依據《機械設計》和其他學科所學的知識，《機械設計課程設計指導手冊》相關的規定和設計要求，《機械設計課程設計圖冊》相關部分的參考以及其他設計手冊和參考文獻的查閱，最后還有老師在整個課設過程中的指導和不斷的糾正，來完成本次的課程設計。通過這次課程設計，培養了我們獨立機械設計的能力，對機械總體的設計有了一個宏觀的認識，對具體的結構及其作用和各部分之間的關系有了更加深刻的了解，考慮問題更加全面，不僅要考慮工藝性，規范化，還要考慮到經濟性，環境保護等。綜合各種因素得到一個相對合理的技術方案。本次設計過程涉及到機械裝置的實體設計，涉及零件的應力、強度的分析計算，材料的選擇、結構設計等，涉及到以前學過的工程制圖、工程材料、機械設計制造、公差配合與技術測量、理論力學、材料力學、機械原理等方面的知識，是對以前所學知識的一次實踐應用，考驗學生的綜合能力，是一次十分難得的機會。目錄摘要 iii.許用接觸疲勞強度=1\*alphabetica．齒輪的接觸疲勞強度極限：由《機械設計》圖6-27查得小齒輪，=240（調質），；大齒輪，=190（正火），。=2\*alphabeticb．應力循環次數為其中，分別為小齒輪，大齒輪轉速，j為小齒輪每轉一圈同一齒面嚙合的次數，為齒輪的工作壽命。由《機械設計》圖6-25查接觸疲勞壽命系數取失效概率為1%，安全系數，則得，=4\*romaniv.各項參數已求得，初算小齒輪直徑=5\*romanv.計算圓周速度：修正載荷系數按，由《機械設計》圖6-11(b)查得動載系數(4)校正計算的分度圓直徑至此可得，速度系數Kv修正后，小齒輪直徑最小值是59.93mm=2\*GB3②確定各尺寸參數ⅰ.選定法面模數通過查閱《機械設計》表6-1，取規范值ⅱ.確定中心距a=143.64由于中心距都是0,5結尾，初定ⅲ.按圓整后的中心距修整螺旋角ⅳ.計算分度圓直徑ⅴ.計算齒輪寬度圓整取，為了保證完全嚙合，取4.4.2第二級齒輪傳動強度校核（1）各項參數計算=1\*GB3①重合度系數=2\*GB3②螺旋角系數(由于εβ=2.13>1，按=1計算)=3\*GB3③計算當量齒數，查取齒形系數和應力修正系數由《機械設計》圖6-21查得齒形系數由《機械設計》圖6-22查得應力修正系數（2）許用齒根彎曲疲勞強度=1\*GB3①彎曲疲勞強度極限齒輪的彎曲疲勞強度極限：由《機械設計》圖6-28查得小齒輪，=240（調質），；大齒輪，=190（正火），。=2\*GB3②疲勞壽命系數由《機械設計》圖6-26按，分別查得彎曲疲勞壽命系數：=3\*GB3③計算彎曲疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數，得故,校核彎曲強度滿足彎曲強度，故所選參數合適,第二級齒輪設計完畢4.5軸的計算軸徑初估的原則可以按照許用切應力計算，因為按照許用切應力算只需要知道轉矩的大小，方法簡單，但計算精度比較低。在設計軸時，應保證尺寸的合理性，從材料的選擇到軸徑的初估，都要有一定的裕度，保證其安全可靠性。在保證可靠性的同時，又要考慮經濟性，雖然增大軸徑是增強軸剛度非常有效的辦法，但軸徑太大會增加減速器整體的重量，消耗的功率會增加，成本也會大大增加，因此設計時應該在保證安全性的基礎上，盡量使軸徑最小，以節省成本，保證經濟性。4.5.1軸徑初估（1）高速軸軸徑初估=1\*GB3①高速軸上的轉速、功率、和轉矩：第一級小齒輪=2\*GB3②切應力法初定最小軸徑選取軸的材料為45鋼（調質），根據《機械設計》公式初步計算軸徑。C的值可由《機械設計》表10-2確定，軸受彎矩時取C=118，且因軸上有單鍵槽，增大軸徑的3%，故得：。一般保證傳遞的功能性以及安全性和可靠性，應保證輸入軸最小軸徑大于mm。高速軸的最小直徑為安裝聯軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號（具體的聯軸器選擇在第六節，此處只陳述軸徑的確定）。經選擇查《機械設計課程設計指導手冊》表15-4，選LT3型彈性套柱銷聯軸器=18mm。=3\*GB3③其他軸徑的確定聯軸器軸向定位：,定位軸肩太小起不到定位的作用，太大會增加軸的重量，進而增加成本，還有可能與其他部件發生干涉，一般a取34mm即可,則直徑差68mm,又因為密封環內徑以0,2,5,8結尾,取=25mm。與軸承相配合，為了使軸承裝入方便，一般使，此處為非定位軸肩，軸承內徑以0，5結尾，初取=30mm。與齒輪相配合，為了使其裝入方便，一般使，此處也為非定位軸肩，直徑差，初取=32mm。最后選擇齒輪軸形式，具體原因將在第5節說明。此為齒輪和軸承的軸向定位，，之間為定位軸肩，初取=38mm與軸承相配合，==30mm結構圖如下：（2）中間軸軸徑初估=1\*GB3①中間軸上的轉速、功率、和轉矩：第一級大齒輪第二級小齒輪=2\*GB3②切應力法初定最小軸徑選取軸的材料為45鋼（調質），根據《機械設計》公式初步計算軸徑。C的值可由《機械設計》表10-2確定，軸受彎矩時取C=118，故得：。（無鍵）中間軸的最小直徑與軸承相配合，軸承內徑以0,5結尾，且中間軸的軸承內徑應大于等于輸入軸的軸承內徑，所以初取=30mm。=3\*GB3③其他軸徑的確定與第一級大齒輪相配合，為便于裝配，，它們之間為非定位軸肩，初取=32mm。此段軸給第一級大齒輪和第二級小齒輪軸向定位，為定位軸肩，，初取=40mm。與第二級小齒輪相配合，為了便于裝配，其直徑應該大于軸承內徑，初取=32mm。與軸承相配合，==30mm結構圖如下：（3）低速軸軸徑初估=1\*GB3①低速軸上的轉速、功率、和轉矩：第二級大齒輪=2\*GB3②切應力法初定最小軸徑選取軸的材料為45鋼（調質），根據《機械設計》公式初步計算軸徑。C的值可由《機械設計》表10-2確定，軸受彎矩時取C=118，且因軸上有單鍵槽，增大軸徑的3%，故得：。低速軸的最小直徑為安裝聯軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號（具體的選擇在第六節，此處只陳述軸徑的確定）。經選擇查《機械設計課程設計指導手冊》表15-4，選LT6型彈性套柱銷聯軸器=38mm。=3\*GB3③其他軸徑的確定聯軸器軸向定位：,定位軸肩一般a取34mm,直徑差68mm,又因為密封環內徑以0,2,5,8結尾,取=45mm。與軸承相配合，為了使軸承裝入方便，一般使，此處為非定位軸肩，軸承內徑以0，5結尾，初取=50mm。與齒輪相配合，為了使其裝入方便，一般使，此處也為非定位軸肩，直徑差，初取=52mm。此為齒輪和軸承的軸向定位，，之間為定位軸肩，初取=58mm與軸承相配合，==50mm。結構圖如下：4.6鍵的選擇及鍵聯接的強度計算4.6.1鍵聯接技術方案選擇鍵聯接常用于軸與軸上零件之間的可拆聯結。根據需要，采用不同鍵，不同的配合方式。鍵為規范零件，一般分為兩大類：一類是平鍵和半圓鍵，另一類是斜鍵。選擇的技術方案如下：技術方案1：平鍵平鍵連接中鍵的側面是工作面，靠鍵與鍵槽的互相擠壓傳遞轉矩，普通平鍵中，圓頭鍵牢固地臥于指狀銑刀銑出的鍵槽中；方頭鍵常用螺釘緊固；一端圓頭一端方頭鍵用于軸伸處。平鍵中還有導鍵和滑鍵，他們都用于動聯接。平鍵制造容易，對中性好，拆裝方便，在一般情況下不影響被聯接件的定心，可用于承受高速、承受沖擊和變載荷的軸，應用廣泛。技術方案2：半圓鍵半圓鍵用于靜聯接，鍵的側面為工作面。它的優點是工藝性好，同平鍵一樣具有制造容易，裝卸方便，不影響定心等。它的缺點是軸上的鍵槽較深，對軸的削弱較大，所以主要用于載荷較小的聯接，也常用作錐形軸聯接的輔助裝置。技術方案3：斜鍵楔鍵和切向鍵等都屬于斜鍵，它靠鍵、軸、轂之間的摩擦力或工作面之間的擠壓來傳遞轉矩，還可以傳遞單向的軸向力。楔鍵相對于平鍵的優點是可以傳遞單向的軸向力。斜鍵的主要缺點引起軸上零件與軸的配合偏心，在沖擊、振動或變載下容易松動，因此不宜用于要求準確定心、高速和沖擊、振動或變載的聯接。它的應用范圍在逐漸縮小。綜上，由于使用的要求要能承受中等沖擊、在輸入軸端速度較高，應選平鍵或半圓鍵，半圓鍵對軸的削弱大，要想保證剛度，就要使軸徑變大，最后會影響整體重量和成本，所以，選擇普通平鍵。普通平鍵的配合分為松聯接、正常聯接和緊密聯接三種形式。松聯接時，鍵在軸上及輪轂中均能滑動；正常聯接時，鍵在軸上及輪轂上均固定，用于載荷不大的場合；緊密聯接比上一種配合更緊，主要用于載荷較大，載荷具有沖擊性，以及雙向傳遞轉矩的場合。鍵的主要尺寸是鍵寬b和鍵高h，其中鍵寬b為基本尺寸，b的大小根據軸徑而定，h的大小隨即確定，鍵長根據軸和轂的長度定。4.6.2鍵聯接的強度計算本次設計共有五個鍵聯接，鍵的選取及其強度計算如下：高速軸與聯軸器之間的鍵=1\*GB3①鍵的確定：軸徑=18mm，軸長=42mm，一般鍵距離裝入端1~3mm，距離另一端3~5mm，由《機械設計課程設計指導手冊》表17-30查得鍵的尺寸如下：圓頭普通平鍵（A型），b=6mm，h=6mm，L=36mm；鍵636GB1096=2\*GB3②強度校核：由《機械設計》靜聯接強度計算公式進行校核，l’=L-b,由《機械設計》表3-1查得，由于是中等沖擊取，則T==64.8=16.36，滿足要求。中間軸與第一級大齒輪之間的鍵=1\*GB3①鍵的確定：軸徑=32mm，軸長=44mm，一般鍵距離裝入端1~3mm，距離另一端3~5mm，由《機械設計課程設計指導手冊》表17-30查得鍵的尺寸如下：圓頭普通平鍵（A型），b=10mm，h=8mm，L=36mm；鍵1036GB1096=2\*GB3②強度校核：由《機械設計》動聯接強度計算公式行校核，l’=L-b,由《機械設計》表3-1查得，由于是中等沖擊取則T==133.12=73.64，滿足要求。（3）中間軸與第二級小齒輪之間的鍵=1\*GB3①鍵的確定：軸徑=32mm，軸長=74mm，一般鍵距離裝入端1~3mm，距離另一端3~5mm，由《機械設計課程設計指導手冊》表17-30查得鍵的尺寸如下：圓頭普通平鍵（A型），b=10mm，h=8mm，L=70mm；鍵1070GB1096=2\*GB3②強度校核：由《機械設計》靜聯接強度計算公式進行校核，l’=L-b,由《機械設計》表3-1查得，由于是中等沖擊取，則T==384=73.64，滿足要求。（4）低速軸與第二級大齒輪之間的鍵=1\*GB3①鍵的確定：軸徑=52mm，軸長=69mm，一般鍵距離裝入端1~3mm，距離另一端3~5mm，由《機械設計課程設計指導手冊》表17-30查得鍵的尺寸如下：圓頭普通平鍵（A型），b=16mm，h=10mm，L=63mm；鍵1663GB1096=2\*GB3②強度校核：由《機械設計》靜聯接強度計算公式進行校核，l’=L-b,由《機械設計》表3-1查得，由于是中等沖擊取，則T==488.8=240.20，滿足要求。（5）低速軸與聯軸器之間的鍵=1\*GB3①鍵的確定：軸徑=38mm，軸長=82mm，一般鍵距離裝入端1~3mm，距離另一端3~5mm，由《機械設計課程設計指導手冊》表17-30查得鍵的尺寸如下：圓頭普通平鍵（A型），b=10mm，h=8mm，L=70mm；鍵1070GB1096=2\*GB3②強度校核：由《機械設計》靜聯接強度計算公式進行校核，l’=L-b,由《機械設計》表3-1查得，由于是中等沖擊取，則T==364.8=240.20，滿足要求。五個鍵的選取和強度計算完畢。4.7滾動軸承選擇技術方案典型的滾動軸承由內圈、外圈、滾動體、保持架組成，保持架多用低碳鋼沖壓制成，其余采用強度高、耐磨性好的軸承合金鋼制造。軸承的選用，包括類型、尺寸、精度、游隙、配合以及支撐型式的選擇與壽命計算（此處只進行軸承的選擇與對比，壽命計算將在5.3.2進行），本次設計的是二級展開式圓柱齒輪減速器，其中軸承轉速相對較高，載荷不大，旋轉精度相對較高，故應該選擇球軸承。滾子軸承一般適用于轉速低，載荷較大或有沖擊載荷時，此處不予具體分析。下面對幾種可選擇的球軸承技術方案進行對比分析：技術方案1：深溝球軸承它主要承受徑向載荷和一定的雙向軸向載荷，極限轉速高，結構簡單，價格低廉，性價比高。技術方案2：調心球軸承主要承受徑向載荷和軸向力不大的雙向軸向載荷。另外，相比與深溝球軸承，它可以自動調心，內外圈軸線允許有小于3度的相對偏轉角，以適應軸的變形和安裝誤差。主要適用于彎曲剛度小的軸、兩軸承孔同心度較低及多支點的支承中。技術方案3：角接觸球軸承能同時承受較大的徑向載荷和單向軸向載荷，接觸角越大承受軸向載荷的能力越大。這類軸承宜成對使用，適用于旋轉精度高的支承。技術方案4：推力球軸承兩套圈的內孔徑不同，孔徑小的與軸配合稱為緊圈，孔徑大的與軸有間隙稱為松圈。它只能承受單向軸向載荷，應用于軸向載荷大，轉速不很高的支承中。綜上由于展開式加速器軸承中主要承受徑向載荷，所以，不應選擇推力球軸承；又由于其軸的長度不是很長，撓度變化不大，軸的剛度較大，故不宜選擇調心球軸承。角接觸球軸承一般用于徑向載荷和軸向載荷都比較大的情況下，相對于深溝球軸承，結構復雜，加工相對困難。深溝球軸承已經能滿足減速器的要求，從經濟性的角度考慮，同精度的軸承中深溝球軸承最便宜。故選擇深溝球軸承。五、傳動系統結構設計與總成5.1裝配圖設計及部件結構選擇、執行機械設計規范與規范5.1.1裝配圖整體布局主視圖俯視圖側視圖5.1.2軸系結構設計與技術方案分析5.1.2.1高速軸結構設計與技術方案分析結構圖如下：（1）齒輪結構形式及固定齒輪的結構形式一般分為兩種，齒輪軸式和裝配式結構，其各有優點和局限性，下面對兩種技術方案進行對比分析：技術方案1：齒輪軸式當齒輪的結構較小時，做成齒輪軸。當齒根圓直徑大于軸徑d，并且（x為齒輪的齒根到輪轂鍵槽上頂面的距離，即齒輪的最小厚度，為模數）時，并且當（d為軸徑）時，輪齒必須用滾齒法或銑齒法加工。優點：=1\*ROMANI軸與齒輪做成整體件，制造成本相對降低，組織生產較容易=2\*ROMANII無需軸向固定和周向固定，結構相對簡單承載力增大，轉動比范圍大；=3\*ROMANIII做成整體式，載荷分布相對均勻，無其他固定裝置，運行效率高。其缺點是，只有直徑較小的齒輪才采用齒輪軸式，并且一旦齒輪部分或軸部分一處有損壞，則需換掉整根軸，經濟成本會增加。技術方案2：裝配式，齒輪與軸分開制造，當處于臨界時，一般也選擇分開制造，適用于直徑較大的齒輪。大齒輪一般采用腹板結構，并在腹板上加工孔。優點是可以分開加工，加工工藝更細化，成品率高，并且當齒輪或軸損壞時，可不必全部更換，降低成本。缺點是其需要軸向固定和周向固定，傳動效率會相對降低，傳動的載荷相對降低。綜上，并經計算=4.079，所以齒輪結構應做成齒輪軸結構。將和成一段，強度足夠，考慮經濟性使其直徑=36mm。（2）軸承支承及固定：軸承的固定支承方式有三種，兩端固定支承、固定-游離支承和兩端游離支承。下面將三種技術方案進行對比：技術方案1：兩端固定支承兩個軸承各限制一個方向的軸向位移。在純徑向載荷或軸向力較小的聯合載荷作用下的軸，一般采用向心型軸承組成兩端固定支承，并在其中一個支承端留有適當空隙（。適應軸的受熱伸長受徑向載荷和軸向載荷聯合作用的軸，多采用角接觸型軸承組成兩端固定支承。其游隙可調，適用于旋轉精度高的機械。技術方案2：固定-游離支承指在軸的一個支承端使軸承與軸及外殼孔的位置相對固定，以實現軸的軸向固定。另一端使軸承與軸或外殼孔間可以相對移動，以補償因熱變形及制造安裝誤差引起的長度變化。這種支承中軸的軸向定位精度取決于固定端軸承軸向游隙的大小。游動端對軸的長度變化的補償，最簡單有效的方法是采用內圈無擋邊或外圈無擋邊的圓柱滾子軸承。固定-游動軸承的運轉精度高，對各種工作條件的適應性強。因此，在各種機床主軸、工作較高的蝸桿軸以及跨距較大的長軸支承中得到了廣泛的應用。技術方案3：兩端游動支承兩個支承端的軸承，都不對軸作精確的定位。次類支承常用于軸的軸向位置已有其他零件限定的場合，如在人字齒傳動的支承中，一根軸進行了雙向固定，另一根軸必須為雙支點游動。否則，由于人字齒兩側齒輪不完全對稱，會使輪齒受力不均勻，影響齒輪傳動正常工作。幾乎所有不需要調整的軸承，均可作游動支承。兩端游動支承不需精確限定軸的軸向位置，安裝時不必調整游隙。工作即使處于不利的狀態，軸承也不會被卡死。綜上，二級展開式減速器主要以承受徑向力為主，軸的跨距不大，運轉精度不是很高，所以選軸承的固定方式選擇兩端固定支承。根據以上分析，可采用向心型軸承進行固定支承，進一步驗證選擇深溝球軸承的可行性。軸承兩端分別通過擋油板和端蓋實現軸向固定，且端蓋與箱體之間有調整墊片，可以調整游隙。周向固定采用過盈配合實現。（3）軸上其他零件的固定由于是油潤滑，軸上有擋油板，其一端通過定位軸肩，另一端通過軸承實現軸向固定，端蓋則是通過螺栓與箱體聯接實現固定。5.1.2.2中間軸結構設計與技術方案分析結構圖如下：（1）齒輪的結構形式與固定中間軸共有兩個齒輪，第一級大齒輪和第二級小齒輪，經計算，x，應采用裝配式結構。其固定方式相同，一端通過定位軸肩，另一端通過套筒實現軸向固定。周向固定通過平鍵聯接實現。（2）軸承的支承及固定中間軸也是主要承受徑向力和很小的軸向力，且軸的跨距不是很大，故選擇兩端固定支承。兩軸承的軸向固定同過擋油板和端蓋來實現，周向固定通過過盈配合實現。（3）軸上其他零件的固定由于是油潤滑，軸上有擋油板，其一端通過套筒，另一端通過軸承實現軸向固定，端蓋則是通過螺栓與箱體聯接實現固定。5.1.2.3低速軸結構設計與技術方案分析結構圖如下：（1）齒輪的結構形式與固定低速軸有一個齒輪，第二級大齒輪，經計算應采用裝配式結構。其固定方式一端通過定位軸肩，另一端通過套筒實現軸向固定。周向固定通過平鍵聯接實現。（2）軸承的支承及固定低速軸也是主要承受徑向力和很小的軸向力，且軸的跨距不是很大，故選擇兩端固定支承。兩軸承的軸向固定同過擋油板和端蓋來實現，周向固定通過過盈配合實現。（3）軸上其他零件的固定由于是油潤滑，軸上有擋油板，一個一端通過套筒，另一端通過軸承實現軸向固定，另一個一端通過軸肩，另一端通過軸承實現軸向固定。端蓋則是通過螺栓與箱體聯接實現固定。5.1.2.4輸入與輸出軸的位置與相對關系；軸系結構與零件定位關系一般輸入軸與輸出軸在異側輸出，齒輪布置在離輸入軸和輸出軸較遠的位置，以減小彎矩和轉矩綜合作用的影響。但本次設計由于圖紙有限，設計時，使輸入端與輸出端同側輸出，使高速軸上的齒輪遠離輸入端。5.2主要零部件的校核與驗算5.2.1軸系結構強度校核(選擇低速軸進行校核)（1）支點、受力點分析確定按比例作圖，量出=70.5mm，=128.5mm。下圖為整體受力圖和在水平面和鉛垂面的分別受力圖：（2）求支反力，畫彎矩圖和扭矩圖。=1\*GB3①斜齒輪給軸的力=2\*GB3②軸承反力和彎矩圖=1\*ROMANI水平面彎矩圖如下：=2\*ROMANII鉛垂面彎矩圖如下：總的彎矩圖如下扭矩圖（3）危險截面由彎矩圖和扭矩圖可知，危險截面為齒輪中間斷面C及右端過渡軸肩剖面，下面用安全系數法進行校核。（4）安全系數法校核軸的強度=1\*GB3①各項參數選擇=1\*ROMANI.材料對循環載荷的敏感性系數軸材料選用45鋼調質，由《機械設計》查得由機械設計P147表10-5所列公式可求得疲勞極限，的選取，應力集中主要有過盈配合、過渡圓角、鍵槽等引起，下面按過盈配合和過渡圓角選?。?1\*romani按過盈配合選，查《機械設計》表10-11，由查得=2\*romanii按過渡圓角選，查《機械設計》表10-9，計算可查得可查《機械設計》表10-13得，、可查《機械設計》表10-14得綜上，，所以按過盈配合計算。，合理，軸的強度校核完畢。5.2.2滾動軸承的壽命計算（1）已知：=1\*GB3①＝57.26rpm=2\*GB3②＝－164.6N，=-647.1N，＝638.7N=3\*GB3③=50mm=4\*GB3④中等沖擊（2）軸承型號d=50mm，由《機械設計課程設計指導手冊》表16-1應選6210，C=35100N，=23200N.（3）當量動負荷=2\*GB3②當量動載荷P=1\*ROMANI軸承A：只受，由于中等沖擊由《機械設計》表11-7取=1.5.軸承B：受由機械設計表11-6得X=0.56，Y=1.99=3\*GB3③軸承壽命計算完成，符合要求，且有很大裕度。軸承的裕度大時，無需更換軸承，因為這只是一個概率值，只有的可靠性，所以有可能在未達到理論值就會壞掉；其二從經濟的角度考慮，深溝球軸承性價比最高，相同精度時，深溝球最便宜，所以不必從經濟的角度考慮去更換軸承。六、主要附件與配件的選擇6.1聯軸器選擇（1）聯軸器的對比分析聯軸器主要用作聯接兩軸使之一同回轉，以傳遞運動和扭矩。根據《機械設計課程設計指導手冊》有以下幾種技術方案可選，下面對這幾種聯軸器技術方案進行對比分析：技術方案1：剛性固定式聯軸器這種聯軸器結構簡單，易制造、成本低、不需維護。但其不具有補償性，對兩軸的對中性要求高，沒有緩沖和減震作用，只能用于平穩載荷或輕微沖擊的場合。由于其結構簡單等優點，仍有其應用范圍。技術方案2：剛性可移式聯軸器這類聯軸器靠元件間的相對可移性來補償軸線的相對位移。選擇這類聯軸器應考慮補償能力，并注意保持良好的潤滑?；瑝K采用非金屬材料，質量輕、慣性小，適用高速輕載、無劇烈沖擊的兩軸聯接。技術方案3：彈性聯軸器用作彈性元件的非金屬材料主要是橡膠和塑料，其特點是彈性模量較小，容易得到變剛度特性；質量較輕，單位體積儲存的變形能大，阻尼性能好；無機械摩擦，不需潤滑。彈性聯軸器包括彈性套柱銷聯軸器和彈性柱銷聯軸器等。前者柱銷上有橡膠套，由此獲得補償兩軸相對位移的能力。主要用于中小功率傳動中；后者尼龍柱銷為彈性元件。適用于軸向竄動大，起動頻繁轉向經常改變，負載起動的高、低速傳動中。由于其受中等沖擊，聯軸器應該有減震和緩沖的作用，所以不宜選擇剛性聯軸器，選擇彈性聯軸器。其中此減速器為小功率傳動，軸向竄動不大，起動不頻繁，從經濟性的角度考慮，選擇彈性套柱銷聯軸器即可，沒必要選擇彈性柱銷聯軸器。（2）聯軸器的具體選擇=1\*GB3①輸入軸=18mm，查根據《機械設計課程設計指導手冊》表15-4選擇聯軸器參數如下：型號額定轉矩軸孔直徑軸孔長度Y型LT3聯軸器31.51842=2\*GB3②輸出軸=38mm，查根據《機械設計課程設計指導手冊》表15-4選擇聯軸器參數如下：型號額定轉矩軸孔直徑軸孔長度Y型LT3聯軸器2503882聯軸器選擇完成。6.2潤滑與密封的選擇6.2.1潤滑技術方案對比及確定（1）潤滑技術方案的對比潤滑常用的形式有三種，即油潤滑、脂潤滑、固體潤滑，其中油潤滑和脂潤滑主要是在軸承潤滑的選擇時加以區分。下面對這幾種潤滑技術方案進行對比分析：技術方案1：油潤滑在高速或高溫條件下工作的軸承，一般采用油潤滑。優點：是潤滑可靠、摩擦系數小、具有良好的冷卻和清潔作用、可用多種潤滑方式以適應不同的工作條件。缺點：是需要復雜的密封裝置和供油設備。技術方案2：脂潤滑優點：油膜強度高；油脂粘性好，不易流失，使用時間長；能防止灰塵、水分和其他雜物進入軸承，密封裝置的結構簡單。簡單說有潤滑減摩、防護、密封等方面的作用。缺點：轉速較高時摩擦損失較大。潤滑脂的不足或過多，都會導致軸承工作中溫升增大，故潤滑脂的填充要適度，一般不超過軸承空間的三分之一到二分之一為宜。技術方案3：固體潤滑在一些特殊使用條件下，將少量固體潤滑劑加入到潤滑脂中，如加入的一號二硫化鉬可減少磨損，提高抗壓耐熱能力，對于高溫、高壓、高真空、耐腐蝕、抗輻射以及極低溫等特殊條件，把固體潤滑劑加入工程塑料或粉末冶金材料中，可制成具有自潤滑性能的軸承零件，如用粘性劑將固體潤滑劑粘結在滾道、保持架和滾動體上，形成潤滑油膜，對減少摩擦和磨損有一定效果。（2）潤滑技術方案的確定=1\*GB3①傳動件的潤滑減速器為一般傳動裝置，當從動件圓周速度時，，齒輪采用浸油潤滑（當時應采用噴油潤滑）。本次設計的的齒輪圓周速度，故用浸油潤滑。因此應該保證箱體內有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。第一級大齒輪浸油深度h為一個全齒高，不小于10mm，第二級大齒輪浸油深度（R為大齒輪半徑）。=2\*GB3②支承件（軸承）的潤滑油潤滑和脂潤滑的速度界限一般定為2m/s。經計算，高速級齒輪圓周速度小于2m/s，所以低速級速度一定也小于2m/s，故軸承潤滑采用脂潤滑。它可以減少摩擦損失，防銹和密封的作用比較明顯。（3）環境的保護傳動件油潤滑有良好的清潔作用，不會對環境造成污染；軸承雖用脂潤滑，但其使用時間長，不必頻繁更換，故也滿足對環境保護的要求。在更換潤滑劑的時候，要注意不要灑落出來，以免污染環境。6.2.2密封技術方案對比及確定（1）密封技術方案的對比為了阻止潤滑劑泄出，防止灰塵、水分及其他雜物侵入，軸承要進行密封來保持良好的潤滑條件和工作環境。軸承的密封裝置一般分為非接觸式和接觸式兩大類。技術方案1：非接觸式密封此類密封裝置工作時密封件不與軸或配合件直接接觸，因此可用于高速運轉軸承的密封。常見的幾種類型：縫隙式密封：適用于環境比較干凈的脂潤滑；溝槽式（間隙）密封：溝槽內填脂提高密封效果，結構簡單擋圈式密封：利用離心力甩去油和雜物，轉速愈高密封效果愈好。其可裝在軸承內側作擋油裝置，也可裝在軸承外側與溝槽式密封聯合使用甩油環式密封：靠離心力甩油迷宮式密封：徑向尺寸緊湊，裝拆方便，對油潤滑、脂潤滑都有效技術方案2：接觸式密封裝置中的密封件與軸或其他配合件直接接觸，故工作中產生摩擦、磨損并使溫度升高。一般適用于中、低速運轉條件下軸承的密封。為了保證密封的壽命及減少軸的磨損，軸接觸部分的硬度應在40HRC以上，表面粗糙度應小于Ra1.60.8。常見類型：氈圈式密封：主要用于脂潤滑，對干凈環境下的軸承進行密封。一般接觸的圓周速度不超過45m/s,允許工作溫度可達90C，用優質細羊毛氈，軸的接觸面經過剖光，圓周速度可達78m/s。密封圈式密封：密封圈用耐油橡膠制成，分有骨架和無骨架兩種型式。這種密封結構簡單、便于安裝、密封可靠。接觸處的圓周速度不超過7m/s,溫度不高于100C。一般用于油潤滑。（2）密封技術方案的確定此減速器為脂潤滑，且圓周速度不高，故選擇接觸式密封，其中速度小于45m/s，從經濟性角度考慮，選擇粗羊毛氈即可。（3）環境要求軸承為脂潤滑，粗羊毛氈可以保證其不外泄，并且防止灰塵、水分及雜物進入，并且其對環境無污染。6.3通氣器減速器工作時由于箱內溫度升高，空氣膨脹壓力增大，為使箱內受熱膨脹的空氣能自動排出以保持箱內壓力平衡，不致使潤滑油沿剖分面等處滲漏和便于檢查從動件是否有損壞等，在箱蓋上的觀察孔蓋板上裝有通氣器，通氣器根據使用場合的不同進行選擇：技術方案1:一般式通氣器此類通氣器結構較簡單，有的喝窺視孔蓋鑄在一起，有的用螺紋聯接在鋼制或鑄成的窺視孔蓋上。一般用于小尺寸及發熱較小的減速器上，并且環境要求比較干凈，以免灰塵將通氣器的孔堵塞或臟東西進入機體內。技術方案2：帶有紗網的通氣器此類通氣器多用于較大的減速器，通氣器內夾有紗網，可以防止灰塵進入機體內，適用于環境較惡劣的場合。綜上，由于使用地點為煤廠，空氣里有雜質，環境比較惡劣，所以應選擇帶紗網的通氣器，結構圖如下：圖為通氣器結構圖6.4油標油標尺常放置在便于觀測減速器油面及油面穩定之處。在確定油標尺位置前應先確定出箱體內最高油面的位置，一般油面可到低速級大齒輪半徑的三分之一。然后確定油標尺的高度和角度，應使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油標尺應該足夠長，保證在油液中。常用的油標尺有桿式油標尺、圓形油標尺、長形油標尺、油面指示螺釘等。下面對幾種選擇技術方案進行分析：技術方案1：圓形油標尺一般置于箱體壁上，可以通過觀察液面淹沒的刻度知道油量，直觀清楚。但對箱體側面開孔，對箱體強度和剛度有影響。技術方案2：管狀油標尺管狀油標需要在箱體后鑄造出箱座油標尺座孔，檢測油量時將其取出觀察，較為麻煩，且塑料件易老化。技術方案3：桿式油標尺：檢測油量較為麻煩，可在特殊場合用，如在冶金設備用的減速機，此處不能用塑料的油窗。在油標尺的選用中，一般多用帶螺紋部分的桿式油標尺，用焊接結構，具體結構圖如下。具體加工時，箱座游標尺座孔的傾斜位置要便于加工和使用，一般與底面傾斜角度大于等于45度。還應保證不碰到箱體與箱座的配合處。圖為油標尺圖為吊環螺釘6.5螺栓及吊環螺釘（1）螺栓的選用由《機械設計課程設計指導手冊》表4-2公式計算得到各種螺栓的尺寸，具體型號如下：螺栓名稱型號數量地腳螺栓GB/T5782-20006M166軸承旁螺栓GB/T5782-2000M12×1108箱蓋與箱座聯接螺栓GB/T5782-2000M10×402窺視孔蓋螺栓GB/T5783-2000M6×166啟蓋螺栓GB/T5783-2000M10×301軸承蓋螺栓GB/T5782-2000M8×4036定位銷GB/T117-2000A8×3552（2）吊環螺釘的選用為了便于拆卸和搬運，在箱蓋上裝有環首螺釘或鑄出吊鉤、吊環，并在箱座上鑄出吊鉤。吊環螺釘為規范件，可直接選取。由于吊環螺釘承受較大載荷，故在裝配時必須把螺釘完全擰入，使其臺肩擰緊箱蓋上的支承面。為此，箱蓋上的螺釘孔必須局部锪平。吊環螺釘用于拆卸箱蓋，也允許用來吊運輕型減速器。根據《機械設計課程設計指導手冊》表17-12確定吊環螺釘型號：螺釘GB/T825M8材料為20鋼，經正火處理的A型吊環螺釘，具體結構如上圖所示。6.6油塞放油孔的位置應在油池的最低處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的箱體外壁要有凸臺，經機械加工成為螺塞頭部的支承面，并加封油圈以加強密封，封油圈用石棉橡膠紙即可。加工時，應保證螺紋的內徑略低于箱座內壁底面，以保證油全部被放出，且不留有鐵屑及其他雜物。此也為規范件，由《機械設計課程設計圖冊》選取螺塞型號M16.具體結構圖如下：圖為螺塞七、零部件精度與公差的制定7.1精度制定原則（1）尺寸精度設計原則（選擇公差等級原則）a.在滿足使用要求的前提下盡量選用較低的公差等級。（主要原因是在公稱尺寸相同的條件下，公差值越小生產成本越高。因此，在選擇公差等級時，必須具有全面觀點，要防止“精度越高越好”。所以在保證使用性能的前提下，盡量選用較低的公差等級，以降低生產成本）b.在尺寸至500mm的常用尺寸段中，當孔的精度等級高于IT8時（即IT7、IT6、IT5），采用孔比軸低一級，即孔7/軸6、孔6/軸5、等等。當孔的精度等級低于IT8時，孔與軸同級。公稱尺寸大于500mm時，推薦孔與軸均采用同級配合。（2）形位公差的設計原則a.在選擇形位公差值時，總的原則仍然是在滿足使用要求的前提下，盡量選擇低的形位公差等級，以降低生產成本。同時應兼顧：1）尺寸公差、形位公差、表面粗糙度之間雖然沒有一個確定的比例關系，但一般情況下應注意它們之間的協調，即尺寸公差值>位置公差值>形狀公差值>粗糙度數值。2）對于結構復雜，剛性較差或不易加工與測量的零件（如細長軸和孔，距離較大的孔等），可降低等級1-2級。7.2減速器主要結構、配合要求7.2.1減速器主要結構減速器中高速軸和中間軸中心距，中間軸與低速軸中心距，減速器總長596mm，總寬384mm，總高343mm其中，下箱體高173mm。高速軸長300mm，中間軸長221mm，低速軸長346mm，軸承處壁厚為50mm。其余參數如下表：名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25至外機壁距離查指導書表4-4至凸緣邊緣距離查指導書表4-4外機壁至軸承座端面距離=++（5-10）大齒輪頂圓與內機壁距離>1.215齒輪端面與內機壁距離>12機蓋，機座肋厚9軸承端蓋外徑+（5-5.5）軸承旁聯結螺栓距離7.2.2配合要求（1）在減速器中，齒輪與軸的配合選用基孔制過盈或基孔制過渡配合：如H7/r6、H7/p6、H7/n6均可。（2）滾動軸承內圈與軸頸采用基孔制，但內圈公差帶是上偏差為0，下偏差為負，所以，軸頸的公差帶要比通常的緊，選擇k6，實際上是過盈配合。外圈與機座孔的配合采用基軸制，機座孔用H7。（3）端蓋與機座孔之間用f9。（4）聯軸器的配合與齒輪相同。（5）滾動軸承的形位公差-圓柱度，查《互換性》書表4-18軸頸和外殼孔的形位公差。（6）平鍵鍵長按公差帶h14取值，軸槽長L按H14取值。（7）其它的形位公差值均可按7級查表。減速器屬于一般傳動裝置，其中一些部分不必去繼續加工，因為加工精度的提高會使成本大大增加，有時更是以指數的形式上升。所以，一般在滿足精度要求的基礎上，盡可能選擇較低精度等級，以保證經濟性。7.3減速器主要技術要求=1\*GB2⑴裝配前所有零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，機體內不許有任何雜物存在。內壁涂上不被機油浸蝕的涂料兩次；=2\*GB2⑵箱座內裝HJ-50潤滑油至規定高度，潤滑油填入量不得超過空隙體積的2/3；=3\*GB2⑶檢查減速器剖分面、各接觸面及密封處，均不許漏油。剖分面允許涂以密封油漆或水玻璃，不允許使用任何填料；=4\*GB2⑷軸承端蓋與軸承外端要留有0.25-0.40mm的軸向間隙；=5\*GB2⑸用涂色法檢驗斑點，按齒高接觸斑點不小于40%，按齒長接觸斑點不小于50%。必要時可用研磨或刮后研磨，以便改善接觸情況；=6\*GB2⑹減速器裝配好后應做空載實驗，正反轉各一小時，要求運轉平穩，震動噪聲小，聯接固定處不得松動。負載實驗時油的溫升不得超過35°C，軸承溫升不得超過40°C。=7\*GB2⑺表面涂灰色油漆，外伸軸及其零件需涂油包裝嚴密，運輸和裝卸時不得倒置。八、工程經濟性與安全性分析8.1減速器總重量估算及加工成本初算通過三維1:1建模，畫出二級展開式減速器的三維圖，然后經過選取材料，的到此減速器的數據如圖所示：體積約為0.0157，密度按7800計算，。由于是中批，價錢按35000/t計算，總價錢S=122.46÷1000×35000=4286.1元），最終加工成本初估為4300元。8.2安全性分析（1）驅動力裕度：安全裕度可以提供的最大值減去所需值后占所需值的百分比，驅動力裕度要從電機選取值進行分析。所選電機額定功率2.2kW，而減速器所需功率僅為1.61kW，安全裕度=36.6%，裕度足夠。（2）安全系數在進行傳動件設計時，齒輪按齒面接觸疲勞強度設計，其疲勞強度安全系數SH=1，按齒根彎曲疲勞強度校核，其安全系數SF=1。其安全系數是按齒輪材料疲勞極限實驗所取定的實效概率計算的，所以取軸按最小切應力法進行設計，按安全系數法進行校核，經計算安全系數S=7.63，且許用安全系數S=1.3~1.5，所以，重要的軸留有很大的裕度，8.3經濟性與安全性綜合分析拿提高齒輪的安全系數為例，齒輪設計公式是按齒面彎曲疲勞強度計算，將其安全系數SH增大到原來的2倍，由公式可知為原來的一半，由可知d會增大為原來34根據第一級小齒輪，則，取=3，為原來的1.5倍，中心距也為原來的1.5倍，齒寬根據公式也會變為原來的1.5倍，則齒輪的體積V=πd24×b大約變為原來的3.375倍，重量大約也為原來的3.375倍，即增加2.275倍，計算大約為重量增加隨之箱座和箱體的長、寬、高的尺寸都會變大都會變大，箱體的重量經計算大約為70kg，保守估計重量增加一倍。粗略估計總重量增加74+70=144kg，重量變為144+122.46=266.46kg，總重量變為原來的2.18倍?？偝杀維'=4300×2.18=9374齒輪的安全系數提高一倍，保守估計總重量及成本會變為原來的2倍多，經濟上花費較大，所以應綜合考慮安全性和經濟性的問題，在滿足安全性的前提下，盡量降低成本。九、設計小結本次機械設計的課程設計歷時一個月，通過這一個月以來的設計，我們主要經歷了畫A0大圖，畫電子二維圖抄正，畫重要的零件圖，設計課程設計說明書等幾個重要過