機械設計課程設計報告蝸桿齒輪二級減速器

.燕山大學機械設計課程設計報告題目：蝸桿-齒輪二級減速器學院：機械工程學院年級專業(yè)：13級機制班學號：0000000000學生姓名：000000000指導教師：0000000000

目錄1項目設計目標與技術要求 62傳動系統(tǒng)方案制定與分析 63傳動方案的技術設計與分析 73.1電動機選擇與確定 73.1.1電動機類型和結構形式選擇 73.1.2電動機容量確定 83.1.3電動機轉速選擇 83.2傳動裝置總傳動比確定及分配 93.2.1傳動裝置總傳動比確定 93.2.2各級傳動比分配 93.2.3運動和動力參數(shù)計算 104關鍵零部件的設計與計算 114.1設計原則制定 114.1.1蝸桿蝸輪傳動 114.1.2斜齒輪傳動 124.2齒輪傳動設計方案 124.2.1軟齒面和硬齒面選擇 124.2.2校核原則 134.2.3直齒輪和斜齒輪的選擇 134.3蝸桿傳動設計計算 134.3.1蝸桿傳動參數(shù)設計 134.3.2蝸桿齒輪傳動強度校核 154.4斜齒輪齒輪傳動設計計算 174.4.1斜齒輪傳動參數(shù)設計 174.4.2斜齒輪傳動強度校核 204.5軸的初算 214.6鍵的選擇及鍵聯(lián)接的強度計算 244.6.1鍵聯(lián)接方案選擇 244.6.2鍵聯(lián)接的強度計算 244.7滾動軸承選擇及軸的支撐方式 255傳動系統(tǒng)結構設計與總成 265.1裝配圖設計及部件結構選擇、執(zhí)行機械設計標準與規(guī)范 265.1.1裝配圖整體布局 265.1.2軸系結構設計與方案分析 275.2零件圖設計 335.3主要零部件的校核與驗算 345.3.1軸系結構強度校核(選擇低速軸進行校核) 345.3.2滾動軸承的壽命計算 386主要附件與配件的選擇 406.1聯(lián)軸器選擇 416.2潤滑與密封的選擇 416.2.1潤滑方案對比及確定。與環(huán)境要求關系 416.2.2密封方案對比及確定。與環(huán)境保護要求關系 426.3通氣器 436.4油標 446.5起重吊耳 446.6油塞 456.7窺視孔和窺視孔蓋 457零部件精度與公差的制定 467.1精度設計制定原則 467.2減速器主要結構、配合要求 477.3減速器主要技術要求 487.3.1減速器的裝配與調(diào)整 487.3.2減速器的保養(yǎng) 497.3.3減速器的故障診斷及維修 498項目經(jīng)濟性分析與安全性分析 518.1零部件材料、工藝、精度等選擇經(jīng)濟性 518.2減速器總重量估算及加工成本初算 528.3安全性分析 528.4經(jīng)濟性與安全性綜合分析 539設計小結 5310參考文獻 54燕山大學課程設計報告摘要帶式運輸機傳動裝置廣泛應用于冶金、電力、煤炭、化工、建材、碼頭、家電、糧食等各行各業(yè)。它是由電動機，傳動裝置和傳送帶三部分構成。傳動裝置作為其中最重要的部分，實現(xiàn)了電動機與傳送帶之間動力和運動狀態(tài)的改變。報告首先闡述了設計要求，進行傳動方案的比較與選擇。然后給出電動機選擇依據(jù)與減速器總傳動比，各級傳動比分配原則；進行傳動裝置中的蝸桿和齒輪按齒面接觸疲勞強度設計，齒根彎曲疲勞強度校核。同時蝸桿還進行了熱平衡的校核。其次按許用切應力初估軸的最小直徑再用安全系數(shù)法校核低速級輸出軸的強度，同時選擇與之配合的軸承和鍵并校核相應的強度。其次對傳動系統(tǒng)結構設計與總成，主要附件與配件的選擇和零部件精度與公差的制定，最后對項目經(jīng)濟性與安全性進行分析。關鍵詞：設計強度校核精度與公差經(jīng)濟性安全性燕山大學課程設計報告1項目設計目標與技術要求任務描述：要求設計帶式輸送機的傳動裝置，裝置如圖所示，原動機為電動機，傳動裝置為二級減速器，工作機為卷筒，各部件用聯(lián)軸器聯(lián)接并安裝在機架上。技術要求：工作載荷F/N卷筒直徑D/m運轉速度V/(m/s)使用地點生產(chǎn)批量載荷性質(zhì)使用年限21660.350.39室內(nèi)大批平穩(wěn)八年一班2傳動系統(tǒng)方案制定與分析合理的傳動方案應保證工作可靠，并且結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護便利。一種方案要同時滿足上述要求往往比較困難，因此要根據(jù)實際使用要求選擇比較合理的方案。常見減速器主要由漸開線圓柱齒輪、圓錐齒輪、圓柱蝸桿組成。二級減速器的類型有展開式圓柱斜齒輪減速器、圓錐—圓柱斜齒輪減速器、斜齒輪—蝸桿減速器和蝸桿—斜齒輪減速器。斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒輪傳動好，常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。二級展開式圓柱斜齒輪減速器：傳動比一般為8~40，結構簡單，應用廣泛。展開式的高速級常用斜齒，由于齒輪相對于軸承不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均勻，要求軸有較大剛度，用于載荷比較平穩(wěn)的場合。圓錐—圓柱斜齒輪減速器：圓錐齒輪加工困難，安裝精度和運轉精度相對較低，并且小圓錐齒輪外伸布置，受力條件差，因此不能承受大載荷。一般錐齒輪布置在高速級，傳動比2~4。斜齒輪—蝸桿減速器與蝸桿—斜齒輪減速器：蝸桿傳動平穩(wěn)，但效率較低，適用于中小功率的間歇傳動場合。當與齒輪傳動同時使用時若要求減速器結構緊湊，可布置在低速級，即斜齒輪—蝸桿減速器，若要求提高承載能力和傳動效率可布置在高速級，即蝸桿—斜齒輪減速器。傳動比一般為15~60，最大到480。由于使用地點在室內(nèi)，安裝工作空間相對比較有限，該裝置的傳動功率也較小，使用年限為八年一班，，同時考慮一些意外狀況出現(xiàn)。最終選取蝸桿—斜齒輪減速器。3傳動方案的技術設計與分析3.1電動機選擇與確定3.1.1電動機類型和結構形式選擇如無特殊需要，一般選取Y系列的三相交流異步電動機，它是我國80年代的更新?lián)Q代產(chǎn)品，具有高效、節(jié)能、噪聲小、振動小、運行安全可靠的特點，安裝尺寸和功率等級符合國際標準，適用于無特殊要求的各種機械設備，如機床、運輸機等。對于頻繁啟動、制動和換向的機械，宜選用允許有較大振動和沖擊，轉動慣量小，過載能力大的YZ和YZR系列起重用三相異步電動機。由帶式輸送機的工作條件為室內(nèi)平穩(wěn)載荷，使用年限為八年一班選擇Y系列電動機。Y系列常用的有IP23和IP44三相異步電動機。IP44電機為封閉自扇冷式鼠籠型，效率高、節(jié)能，堵轉轉矩高、噪聲低、振動小、運動安全可靠。能防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電機內(nèi)部，相比于IP23系列其實用性更加廣泛，故最終選取IP44系列電動機。3.1.2電動機容量確定電動機的容量主要根據(jù)運行時的發(fā)熱條件來決定。根據(jù)任務書所給的工作條件為室內(nèi)平穩(wěn)載荷單班制，且傳遞的功率較小，故只需電動機的額定功率稍大于電機的實際輸出功率即可。1.計算輸送機所需輸入功率:Pw=效率取η1=0.99（聯(lián)軸器）,η2=0.97（斜齒輪）,η3=0.8（蝸輪）,η4=0.99（軸承）則傳動裝置總效率ηa=η1×η2×η3×η4=0.732.電動機輸出功率Pd=Pw/ηa=0.88/0.73=1.21KW故選取額定功率為1.5KW的電動機。3.1.3電動機轉速選擇卷筒轉速：n=60×1000v蝸桿—齒輪減速器推薦傳動比為ia=15~故電動機轉速可選范圍：nd=ia×n=(15~60)×21.3=319.5~1278r/min,同時考慮成本因素，同步轉速越大電機相對便宜，因此選取同步轉速稍大于計算范圍的1500r/min,查表選Y系列IP44三相異步電動機，電動機型號為電機型號額定功率/KW轉速r/min效率/%功率因數(shù)cosφ最大轉矩/額定轉矩Y90L-41.51400790.792.33.2傳動裝置總傳動比確定及分配3.2.1傳動裝置總傳動比確定根據(jù)總傳動比定義，由上述可知電動機滿載轉速為1400r/min,卷筒轉速為21.3r/min,故可求得傳動裝置的總傳動比為：ia3.2.2各級傳動比分配分配方案=1\*Arabic1各級傳動比都應在常用的合理范圍內(nèi)，以符合各種傳動形式的工作特點，并使結構比較緊湊。=2\*Arabic2盡量使傳動裝置外廓尺寸或重量較小。=3\*Arabic3在兩級或多級齒輪減速器中盡量使各級大齒輪浸油深度合理（低速級大齒輪浸油稍深，高速級大齒輪能浸到油）。=4\*Arabic4使各級傳動尺寸協(xié)調(diào)，結構勻稱合理便于安裝。各級傳動比確定根據(jù)指導手冊推薦：第二級斜齒輪傳動比i2=0.06ia=則第一級蝸桿傳動比i13.2.3運動和動力參數(shù)計算設蝸桿為1軸，蝸輪軸為2軸，齒輪軸為3軸,卷筒軸為4軸。1.各軸轉速：n1=nm=1400r/minn2=/i1=1400/16.68=83.93r/minn3=/i2=83.93/3.94=21.30r/min2.各軸輸入功率：P1=Pd×η01=1.21×0.99=1.20kWP2=P1×=1.20P3=P2×η23=0.95P4=P3×η34=0.913.各軸輸入轉距：Td=9550×Pd/nm=9550×1.21/1400=8.25N·mT1=Td×η01=8.25×0.99=8.17N·mT2=T1×i1×η12=8.17×16.68×0.99×0.8=107.93N·mT3=T2×i2×=107.93×3.94×0.97×0.99=408.36N·mT4=T3×=408.36×0.99×0.99=400.23N·m=4\*Arabic4.運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表：軸號功率P/Kw轉矩T/N·m轉速n/r/min傳動比i效率η電機軸1.218.2514001.000.99Ⅰ軸1.208.17140016.680.79Ⅱ軸0.95107.9383.933.940.96Ⅲ軸0.91408.3621.301.000.98卷筒軸0.89400.2321.304關鍵零部件的設計與計算4.1設計原則制定4.1.1蝸桿蝸輪傳動蝸桿傳動相對滑動速度較大，發(fā)熱明顯，溫度較高，磨損也比較嚴重，選擇材料時應當考慮這些因素。①選擇蝸桿的傳動類型根據(jù)GB/T10085—1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI)。②選擇材料、精度等級、制造工藝材料：蝸桿

：蝸桿傳遞功率不大，速度中等，故蝸桿用45鋼，調(diào)質(zhì)處理；蝸輪：為了保證足夠的強度和抗膠合的能力，蝸輪輪緣選用鑄造錫青銅ZCuSn10P1，砂模鑄造。輪芯用灰鑄鐵HT200制造。精度等級：初選取9級。4.1.2斜齒輪傳動①運輸機一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。②材料選擇。選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（正火）硬度為190HBS，HBS=50所以合適=3\*GB3③由于減速器是大批量生產(chǎn)，大斜齒輪選擇模鍛工藝制造，小斜齒輪做成齒輪軸，與軸一起加工。4.2齒輪傳動設計方案4.2.1軟齒面和硬齒面選擇①軟齒面齒輪（硬度≤350HBS）這類齒輪多經(jīng)調(diào)質(zhì)或正火處理后切齒，切齒精度一般為8級，精切可達7級。常用鋼號如45、40Cr、38SiMnMo、35CrMo。因齒面硬度不高，故限制了承載能力，但易制造、成本低。常用于對尺寸和重量無嚴格要求的場合。②硬齒面齒輪（硬度＞350HBS）一般為切齒后經(jīng)熱處理再磨齒，這類齒輪由于齒面硬度高，故承載能力也高，適用于要求尺寸小和重量輕的場合。在我們的方案中我們對承載能力、尺寸和重量無嚴格要求，所以在這里我們選擇軟齒面齒輪。注：在實際生產(chǎn)中，一般多選用硬齒面。4.2.2校核原則閉式軟齒面齒輪多以疲勞點蝕失效為主，先按齒面接觸疲勞強度設計，再根據(jù)齒根彎曲疲勞強度校核。閉式硬齒面齒輪多以輪齒折斷失效為主，按齒根彎曲強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。開式齒輪傳動主要以輪齒磨損失效為主，也是按齒根彎曲疲勞強度設計。4.2.3直齒輪和斜齒輪的選擇斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒圓柱齒輪傳動好，常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。因此選擇這里我們選擇斜齒輪。4.3蝸桿傳動設計計算4.3.1蝸桿傳動參數(shù)設計=1\*Arabic1.蝸桿頭數(shù)：z1=2（由i1=16.68?。瑒tz2=i1z1=16.68×2=33.36，取整為z2=34=2\*Arabic2.傳動比誤差為Δ=17-16.6816.68應按齒面接觸疲勞強度進行計算=3\*Arabic3.根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。計算公式

=4\*Arabic4.查表得：9.47cosγ=9.26；確定載荷系數(shù)：K=KA·Kβ·KV輸送機工作沖擊較小，取KA=1；載荷平穩(wěn)，取Kβ=1；預估v2≤3m/s，取Kv=1；則載荷系數(shù)K=1×1×1=1；作用在蝸輪上的轉距T2=1.08×105N·mm；查表得彈性系數(shù)ZE=155b=220MPa；應力循環(huán)次數(shù)N2=5\*Arabic5.計算許用接觸應力σ=6\*Arabic6.計算m3q：m3q≥9.26×1×1.08×105×(15534×149.10)2=934.336經(jīng)查表取m3q=1000，則m=5mm，d1=40mm，q=8；=7\*Arabic7.傳動中心距：a=12d1+蝸桿導程角γ=arctanz=8\*Arabic8.計算蝸輪圓周速度:，故選取9級精度；相對滑動速度；=9\*Arabic9.嚙合效率計算:因為=2.02m/s，查表由插入法計算，設=x,則。所以=1.35°。攪油效率η2取為0.99，滾動軸承效率η3取為0.99/對。總效率η=η1η2η3=0.83×0.99×0.992=0.88=10\*Arabic10.復核m3q： ；4.3.2蝸桿齒輪傳動強度校核a、校核蝸輪齒根抗彎疲勞強度=1\*Arabic1.蝸輪齒根抗彎校核公式K、T2、m、和d1、d2同前，當量齒數(shù)Zv=Z2/cos3γ=37.24；=2\*Arabic2.查機械設計課本圖表，由插入法的=1.815；螺旋角系數(shù)；=3\*Arabic3.許用彎曲應力計算公式其中,又因為N2=9.67=4\*Arabic4.將數(shù)據(jù)代入許用彎曲應力計算公式得=5\*Arabic5.齒根彎曲應力所以蝸輪齒根滿足彎曲疲勞強度。b、熱平衡核算減速器潤滑油工作油溫室內(nèi)最高溫度t0=25℃，η=0.81，P1=1.04Kw，考慮到減速器用于室內(nèi)，通風環(huán)境假定良好，取Kd=15W/（m2·℃）箱體散熱面積則工作油溫為t=25+油溫滿足溫度要求。4.4斜齒輪齒輪傳動設計計算4.4.1斜齒輪傳動參數(shù)設計根據(jù)小齒輪齒數(shù)推薦范圍20~40，取Z3=25，則大齒輪齒數(shù)為，則實際傳動比為：傳動比誤差：對于閉式軟齒面齒輪，按接觸疲勞強度設計：1)確定載荷系數(shù)查機械設計課本表，考慮平穩(wěn)工況取KA=1，預估圓周速度v=1m/s,vz3100初步取螺旋角β=16°;端面重合度軸向重合度ε其中查機械設計課本表取總重合度查機械設計課本齒間載荷系數(shù)取查機械設計課本齒向載荷系數(shù)取則載荷系數(shù)2)材料的彈性系數(shù)查機械設計課本表得ZE=189.8MPa3)節(jié)點區(qū)域系數(shù)由β=20°，查機械設計課本表節(jié)點區(qū)域系數(shù)取ZH=2.384）重合度系數(shù)其中εβ>1，取εβ5）螺旋角系數(shù)6）接觸疲勞強度極限查機械設計課本取σHlim3=590MPa查圖6-27（b）取σHlim4=470MPa7）計算應力循環(huán)次數(shù)NN查機械設計課本圖得,允許有非擴散性點蝕的接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3=1.13，KHN4=1.228）計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1(失效概率為1%)取。9)試算小齒輪分度圓直徑d確定傳動尺寸1）校核圓周速度2）修正載荷系數(shù)查機械設計課本圖6-11b得3）校正分度圓直徑4）確定模數(shù)計算法向模數(shù)m取標準值2.5mm.5）計算中心距圓整取a=160mm。6）按圓整后的中心距修正螺旋角β=arccosmβ值改變不大，故不必對相關參數(shù)進行修正7）確定傳動尺寸 同理，可得=254.950mm.8)計算齒寬圓整取=53mm，=58mm.4.4.2斜齒輪傳動強度校核齒根彎曲疲勞強度校核公式:1）計算重合度系數(shù)2）計算螺旋角系數(shù)3)計算當量齒數(shù)同理=110.43。4)查取齒形系數(shù)查機械設計課本圖得YFa3=2.54，YFa4=2.125）查取應力集中系數(shù)查機械設計課本圖得YSa3=1.62，YSa4=1.836）查取彎曲疲勞極限應力及壽命系數(shù)查機械設計課本圖得σFlim3=450MPa，σFlim4=390MPa查機械設計課本圖得壽命系數(shù)KFN3=KFN4=17）計算彎曲疲勞許用應力［σF］=KFN·σFlim/S取安全系數(shù)S=1(取失效概率為1%)則8）計算彎曲應力<450MPa同理，=81.17390MPa結論：齒根彎曲疲勞強度滿足強度條件要求。4.5軸的初算=1\*ROMANI.輸入軸設計1.輸入軸上的轉速、功率、和轉矩：2.切應力法初定最小軸徑選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設計課程設計指導手冊》公式初步計算軸徑。軸受彎矩時C=118，且因軸上有單鍵槽，增大軸徑的3%，故得：輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。查《機械設計課程設計指導手冊》（P131表15-4），選GYH2型凸緣聯(lián)軸器：型號公稱轉矩軸孔直徑d/mm軸孔長度J1型L/mmGYH2聯(lián)軸器632438=2\*ROMANII.中間軸設計1.中間軸上的轉速、功率和轉矩2.切應力法初定最小軸徑選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設計課程設計指導手冊》公式初步計算軸徑。軸受彎矩時，故得：因為有雙鍵，所以最短軸徑需要增大3%，所以，最小軸頸為27.288mm。=3\*ROMANIII.輸出軸設計輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。查《機械設計課程設計指導手冊》（P126表15-1），選GYH6型凸緣聯(lián)軸器：型號公稱轉矩軸孔直徑/mm軸孔長度J1型/mmGYH6聯(lián)軸器90045841.輸出軸上的轉速、功率、和轉矩：2.切應力法初定最小軸徑選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設計課程設計指導手冊》公式初步計算軸徑。軸受彎矩時，且因軸上有單鍵槽，增大軸徑的3%，故得：4.6鍵的選擇及鍵聯(lián)接的強度計算4.6.1鍵聯(lián)接方案選擇鍵聯(lián)接的類型有平鍵聯(lián)接、半圓鍵聯(lián)接和斜鍵聯(lián)接；平鍵包括：普通平鍵、薄型平鍵、導向平鍵、滑鍵。斜鍵又包括普通斜鍵和鉤頭斜鍵。其中普通平鍵應用最廣，也適用于高精度、高速或承受變載、沖擊的場合。普通平鍵加工簡單，故最終選用普通A型平鍵聯(lián)接。Ⅰ軸鍵槽部分的軸徑24mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵A8×28GB/T1095-2003，材料為Q255AⅡ軸鍵槽部分的軸徑為38mm，所以選擇普通圓頭平鍵蝸輪鍵A12×56GB/T1095-2003，材料為Q255AⅢ軸外伸部分的軸徑為45mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵A14×80GB/T1095-2003，材料為Q255A大齒輪處軸徑為58mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵A18×63GB/T1095-2003，材料為Q255A4.6.2鍵聯(lián)接的強度計算由于是靜連接，取[σp]=130MPa，輸入軸，聯(lián)軸器段鍵的接觸長度20mm能傳遞的轉矩為：中間軸，蝸輪配合段鍵的接觸長度能傳遞的轉矩為：輸出軸，聯(lián)軸器段鍵的接觸長度66mm,能傳遞的轉矩為：.輸出軸，大齒輪配合段鍵的接觸長度能傳遞的轉矩為：校核通過結論：鍵安全4.7滾動軸承選擇及軸的支撐方式①深溝球軸承：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。②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，接觸角愈大承受軸向載荷的能力也愈大，這類軸承宜成對使用，適用于旋轉精度搞得支撐。③圓錐滾子軸承：與角接觸球軸承類似，因滾動體與套圈間為線接觸，故同時承受徑向載荷和單向軸向載荷的能力比角接觸球軸承的大，但其極限轉速低。④推力球軸承：兩套圈的內(nèi)徑直徑不同，孔徑小的與軸配合成為緊圈，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。因我們要求軸承能同時承受較大的徑向載荷和單向軸向載荷，同時也要有一定的極限速度，故在此方案中我們選擇更加可靠的角接觸球軸承。5傳動系統(tǒng)結構設計與總成5.1裝配圖設計及部件結構選擇、執(zhí)行機械設計標準與規(guī)范5.1.1裝配圖整體布局裝配圖共有主視圖、俯視圖、和左視圖三個視圖，主視圖和俯視圖采用局部剖的方式展示減速器的內(nèi)部結構和相互位置關系。主視圖主要表明第一級傳動即蝸桿與蝸輪的嚙合關系以及蝸桿軸上濺油盤、套筒、軸承、端蓋、密封圈的布置和配合。同時也表明了軸承蓋上螺栓和油杯的位置，以局剖的方式展示了油標、放油螺塞、窺視孔和通氣器的具體結構和尺寸。也反映了箱蓋上吊耳和箱座吊鉤的結構以及箱蓋與箱座間凸臺、定位銷和聯(lián)接螺栓的結構。帶油輪軸的視圖在主視圖中也有體現(xiàn)。俯視圖主要包括第二級斜齒輪的嚙合關系和軸上軸承、擋油板、端蓋、毛氈圈的尺寸和結構。油杯以半剖的方式來說明其內(nèi)部結構。在俯視圖中也表明了三根軸的空間位置關系。以局剖的方式展示軸承座旁凸臺的結構以及螺栓的布置。箱座吊鉤的布置為右邊兩個左邊一個。左視圖主要表明了輸入軸端蓋的結構，兩側軸承座的結構以及肋板的結構。同時也可以說明窺視孔蓋板和通氣器的結構。還有一處局部視圖時為了說明帶油輪的具體結構和與大斜齒輪的配合關系。由以上四個視圖可以清楚地說明減速器以及各個零件和部件的具體結構和位置關系。在圖紙右下角需要填寫明細表和標題欄，并注明技術要求和技術特性參數(shù)。5.1.2軸系結構設計與方案分析高速級輸入軸結構設計與方案分析=1\*GB3①第一軸段為了保證足夠的強度，所以第一軸段的最小徑選擇24mm,因為軸長比聯(lián)軸器短2mm。所以l1=36mm=2\*GB3②第二軸段為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，有，由于，此軸段上有密封裝置（密封裝置為標準件，其內(nèi)徑末位為0，2，5，8），因此，取至于其長度,端蓋厚度為10mm，從端蓋到聯(lián)軸器的距離為15mm，因此，軸長。=3\*GB3③第三軸段為軸承軸段，需要考慮軸承的選擇。初步選擇角接觸球軸承：因軸承同時受有徑向力和較大的軸向力。由《機械設計課程設計指導手冊》續(xù)表（P138表16-2）02系列：軸承型號7207AC357217d4=35mm，l4=38mm=4\*GB3④第四軸段第四段軸的作用是安裝濺油盤，濺油盤的厚度為6mm，此段軸與第四段軸形成非定位軸肩，所以d5=d4+（3-4）=38mm，l5=5mm=5\*GB3⑤第五軸段第五段軸的作用主要是與第五段軸形成定位軸肩，對甩油環(huán)起到軸向定位的作用。其長度大約為8到10mm。所以d6=d5+（6-8）=44mm，l6=6mm。=6\*GB3⑥第六軸段第六軸段為過渡軸段，將蝸桿部分與前端部分相連接，其直徑比桿的直徑小，長度為自然形成。所以d7=30mm，l8=30mm=7\*GB3⑦第七段軸是加工蝸桿的，其最大直徑是蝸桿的齒頂圓直徑，長度是蝸桿有效長度加一定的余量。所以d8=50mm，l8=58.31（1-2）=72mm第九段軸、第十段軸、第八段軸與第四段軸、第六段、第五段軸相同。即：d9=d7,l9=l7；d10=d6,l10=l6；d11=d5,l11=l5。第十一段軸放軸承和套筒，直徑由軸承內(nèi)圈確定，甩油環(huán)探出軸1mm，軸承的寬度為17mm。所以d12=35mm，l12=40mm=8\*GB3⑧確定軸上圓角尺寸和倒角尺寸圓角尺寸為R1，倒角尺寸取軸端倒角為。=9\*GB3⑨零件的周向固定套筒和濺油盤與軸之間為間隙配合，尺寸偏差為D7；角接觸軸承與軸為過盈配合，實現(xiàn)內(nèi)圈與軸同步轉動。中間軸結構設計與方案分析根據(jù)軸向定位以及各個標準件的要求確定軸的各段直徑和長度=1\*ROMANI.第一軸段第一軸段上有軸承，因而其相關直徑應和軸承相配套。初步選擇滾動軸承:因軸承同時受有徑向力和軸向力，考慮一定的軸向力，故用角接觸球軸承軸承。故取。由《機械設計課程設計指導手冊》（P138續(xù)表16-2）（0）2系列：軸承型號7207AC357217對軸承均采用擋油板進行軸向定位。由于軸承一側到箱體內(nèi)壁的距離為10mm，擋油板探出內(nèi)壁2mm，擋油板長度為24mm，蝸輪凸緣到內(nèi)壁的距離為12mm，且探出此第二段軸2mm，所以d1=35mm，l1=43mm=2\*ROMANII．第二軸段第二軸段為安裝蝸輪輪芯，與第一段軸形成非定位軸肩，蝸輪輪芯。探出此第二段軸2mm。所以d2=35+（2-3）=38mm，l2=61mm=3\*ROMANIII.第三軸段第三軸段的主要作用是為蝸輪輪緣和小齒輪提供定位軸肩，因為小齒輪不能和蝸桿的軸承座干涉，所以，，l3=36mm=4\*ROMANIV．第四軸段第四軸段為齒輪軸段。小齒輪齒頂圓直徑，=5\*ROMANV.第五軸段該軸段為非定位軸肩，由于軸承一側到箱體內(nèi)壁的距離為16mm，擋油板探出內(nèi)壁2mm，小齒輪到內(nèi)壁的距離為19mm，所以，=6\*ROMANVI．第六軸段此段安裝軸承和擋油板，因軸承同時受有徑向力和軸向力，考慮一定的軸向力，故用角接觸球軸承軸承，=7\*ROMANVII.確定軸上圓角尺寸和倒角尺寸圓角尺寸為R1，倒角尺寸取軸端倒角為。=8\*ROMANVIII.軸上零件的周向定位在中間軸上，蝸輪都需要周向定位，采用普通平鍵連接。同時為保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選擇蝸輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的軸向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為。低速級輸出軸結構設計與方案分析根據(jù)軸向定位以及軸上零件的要求確定軸的各段直徑和長度ⅰ.第一軸段第一軸段和聯(lián)軸器相配合，因為軸長比聯(lián)軸器短2mm，所以d1=45mm，l1=82mm。ⅱ.第二軸段為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，此段與一段形成定位軸肩，此軸段上有密封裝置（密封裝置為標準件，其內(nèi)徑末位為0，2，5，8），并且伸出軸承端蓋15mm，軸承端蓋厚10mm，其伸進箱體20mm。所以d2=50mm，l2=45mmⅲ.第三軸段第三軸段為軸承軸段，需要考慮軸承的選擇。初步選擇滾動軸承：因軸承同時受有徑向力和軸向力，預選用角接觸球軸承。由《機械設計課程設計指導手冊》（P138續(xù)表16-2）02系列：軸承型號7211AC5510021軸承一側到內(nèi)壁的距離為10mm，擋油板的長度為22mm，所以d3=55mm，l3=43mmⅳ.第四軸段為過度軸，與第三軸段形成非定位軸肩d4=60mm，l4=74mm。ⅴ.第五軸段第五段軸與第四段軸形成非定位軸肩，所以d5=64mm，l5=20mm。ⅵ.第六軸段第六軸段安裝大齒輪，輪轂的寬度為72mm，到內(nèi)壁之間的距離為12mm，大齒輪探出軸2mm。所以d6=58mm，l6=70mm=7\*romanvii．軸上零件的周向定位在輸出軸上，聯(lián)軸器和齒輪都需要周向定位。兩者的周向定位采用普通平鍵連接。同時為保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的軸向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為。=8\*romanviii.確定軸上圓角尺寸和倒角尺寸圓角尺寸為R1，倒角尺寸取軸端倒角為。5.2零件圖設計1、輸出軸零件圖設計輸出軸上需加工安裝齒輪和聯(lián)軸器的鍵槽，鍵槽的尺寸應根據(jù)軸直徑來選取。軸上應標注相應的尺寸公差和形狀位置公差以及粗糙度。鍵槽部分用剖視圖來說明。尺寸標注應當符合加工要求。還應填寫技術要求。2、低速級大齒輪零件圖設計齒輪的零件圖用兩個視圖表示，主視圖采用全剖視圖，主要表明齒輪輪轂孔、輪轂、輻板的結構和尺寸。左視圖采用局剖視圖，主要表示輻板孔的位置，和標注輪轂孔的相關尺寸。最后應填寫相應的技術要求。3、輸出軸通孔端蓋零件圖設計穿通孔端蓋采用兩個視圖表示，主視圖采用全剖視圖，主要表示毛氈圈槽、4個方形槽的結構，端蓋形狀比較復雜不規(guī)則。左視圖表明螺栓孔的布置方案。還應標注相關的形位公差和粗糙度要求。5.3主要零部件的校核與驗算5.3.1軸系結構強度校核(選擇低速軸進行校核)低速級輸出軸安全系數(shù)校核：1.軸簡化受力圖：2.水平面xy平面受力圖：3.豎直平面xz平面受力圖：4.計算齒輪的受力5.計算軸承反力xy平面：RRxz平面：R6.彎矩圖和轉矩圖xy平面彎矩圖xz平面彎矩圖合成彎矩圖轉矩圖1.判斷危險截面由圖可知齒輪中間斷面C處為危險截面，故對此端面進行校核。2.安全系數(shù)法校核軸的強度(1)各項參數(shù)選擇ⅰ.材料對循環(huán)載荷的敏感性系數(shù)軸材料選用45鋼調(diào)質(zhì)，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由式ⅱ.有效應力集中系數(shù)彎矩M=150603N.mm由于此件為配合件，因而，此處選取配合零件的綜合系數(shù)，由經(jīng)插值后可查得（kσ）D=3.50(kτ)D=2.50ⅲ.表面狀態(tài)系數(shù)由車削加工（P156表10-13）查得：表面質(zhì)量系數(shù)為ⅳ.尺寸系數(shù)由（P156表10-14）查得尺寸系數(shù)；（2）代入公式，進行安全系數(shù)校核所以軸在截面C處的安全系數(shù)（設無限壽命，k=1）故C截面處安全5.3.2滾動軸承的壽命計算由于傳動裝置采用蝸桿-蝸輪—斜齒輪傳動，存在一定的軸向力，故選用角接觸軸承?，F(xiàn)校核計算Ⅲ軸上的一對軸承的使用壽命。軸承型號為7211AC，d=55mm，D=100mm，B=21mm，基本額定動載荷Cr=50500N，基本額定靜載荷Cor=38500N，采用脂潤滑nlim=5600r/min。計算內(nèi)部軸向力受力如圖查表得S=0.7Fr（α=25o，e=0.68）則S1=0.7×2552.92=1787.04NS2=0.7×1186.15=830.30N計算單個軸承的軸向載荷比較S1+FA與S2的大小S1+FA=1787.04+922.21=2709.25N>S2=830.30N由圖示結構知，2軸承“壓緊”，1軸承“放松”。則Fa2=S1+FA=2709.25N，F(xiàn)a1=S1=1787.04N計算當量載荷P=fP（XFr+YFa）查表取fP=1.2查表得X1=0.41，Y1=0.87;查表得X2=0.41，Y2=0.87則P1=1.2(0.41×2552.92＋0.87×1787.04)=3121.71NP2=1.2(0.41×1186.15＋0.87×2709.25)=3412.04N計算壽命取P1、P2中的較大值帶入壽命計算公式因為是球軸承，取ε=3，則靜載荷驗算查表得X0=0.5，Y0=0.38，則P01=X0Fr1+Y0Fa1=0.5×2552.92＋0.38×1787.04=1955.54N<<CP02=X0Fr2+Y0Fa2=0.5×1186.15＋0.38×2709.25=1622.59N<<C極限速度驗算查圖得f11=1，f12=1tanβ1=Fa1/Fr1=0.7，tanβ2=Fa2/Fr2=2.28查圖得f21=0.995，f22=0.970，則f11f21nlim=1×0.995×5600=5572r/min>nf12f22nlim=1×0.970×5600=5432r/min>n故選用7211AC型角接觸球軸承符合要求。6主要附件與配件的選擇6.1聯(lián)軸器選擇聯(lián)軸器有剛性聯(lián)軸器和彈性聯(lián)軸器兩種類型，剛性聯(lián)軸器分為固定式和可移式兩種。固定式結構簡單、成本低，但對兩軸的對中性要求高，沒有緩沖和減震的作用，只能用于平穩(wěn)載荷或有輕微沖擊的場合；可移式靠元件間的相對可移性來補償軸線的相對位移，需要保持良好的潤滑。彈性聯(lián)軸器分為彈性套柱銷聯(lián)軸器和彈性柱銷聯(lián)軸器，彈性套柱銷有橡膠套，具有補償兩軸相對位移的能力，主要用于中小功率傳動；彈性柱銷采用尼龍柱銷為彈性元件，適于軸向竄動較大，起動頻繁經(jīng)常改變轉向、負載起動的高低速傳動。由于減速器工作情況為室內(nèi)平穩(wěn)載荷，因而選擇剛性聯(lián)軸器，經(jīng)過價格等因素多方面考慮，最終選擇凸緣聯(lián)軸器。輸入軸選GYH2型有對中環(huán)的凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63N/m，半聯(lián)軸器的孔徑d1=24mm，選J1型軸孔，半聯(lián)軸器長度L=38mm。輸出軸選GYH6型有對中環(huán)的凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為900N/m，半聯(lián)軸器的孔徑d1=45mm，選J1型軸孔，半聯(lián)軸器長度L=84mm。6.2潤滑與密封的選擇6.2.1潤滑方案對比及確定。與環(huán)境要求關系選擇潤滑劑時，應考慮傳動類型、載荷性質(zhì)及運轉速度等因素。一般對重載、高速、頻繁啟動、反復運轉等情況，由于形成油膜條件差、溫升高，所以應選用粘度高、油性和極壓性好的潤滑油。對輕載、間歇工作的傳動件可取粘度較低的潤滑油。當傳動件與軸承采用同一潤滑劑時（兩者對潤滑劑的要求不同），應優(yōu)于滿足傳動件的要求并適當兼顧軸承的要求。對多級傳動，由于高速級和低速級對潤滑油粘度的要求不同，選用時可取其平均值。一般齒輪減速器常采用工業(yè)齒輪油潤滑。對中、重型齒輪減速器，可分別采用中負荷工業(yè)齒輪油和重負荷工業(yè)齒輪油潤滑。對蝸桿減速器可采用蝸輪蝸桿油潤滑。潤滑油的具體選擇辦法可參考教材及手冊。箱體內(nèi)潤滑油應裝至油面規(guī)定高度，其計算如前所述。換油時間取決于油中雜質(zhì)多少及油被氧化與污染的程度，一般為半年左右更換一次。結合裝配圖的設計，由于油面高度不能超過滾動軸承滾動體的中心，導致蝸桿軸無法浸到油，故需要設計濺油盤來潤滑蝸桿軸上的軸承和第一級蝸桿傳動。中間軸和輸出軸的軸承采用脂潤滑，需設計擋油板，防止?jié)櫥粷櫥蜎_掉。第二級齒輪傳動則需帶油輪帶油達到潤滑效果。6.2.2密封方案對比及確定。與環(huán)境保護要求關系在試運轉過程中，減速器所有聯(lián)接面及密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，但不允許使用任何墊片。軸伸處密封應涂上潤滑脂。對橡膠油密封應注意按圖紙所示位置安裝。密封形式的選擇，主要是根據(jù)密封處軸表面的圓周速度、潤滑劑的種類、工作溫度、周圍環(huán)境等決定，各種密封適用的參考圓周速度如下表密封形式粗羊毛氈封油圈半粗羊毛氈封油圈航空用氈封油圈橡膠油封迷宮圓周速度3以下5以下7以下8以下10以下密封形式很多，相應的密封效果也不一樣，密橡膠封效果較好，所以得到廣泛的應用。①接觸式密封橡膠密封有兩種結構，一種是油封內(nèi)帶有油封骨架，與孔配合安裝，不需再有軸向固定；另一種是沒有金屬骨架，這時需要有軸向固定裝置。氈封油圈，其密封效果較差，但結構簡單對潤滑脂潤滑也能可靠工作。這兩種油封均為接觸式密封，要求軸的表面的粗糙值不能太大。②非接觸式密封油溝和迷宮式密封結構，是非接觸式密封，其優(yōu)點是可用于高速，如果與其他密封形式配合使用，則效果更好。結合減速器的使用環(huán)境，高速級采用帶骨架的密封圈密封，低速級圓周速度較低，減速器又在室內(nèi)工作，故選用毛氈圈密封即可。6.3通氣器減速器運轉時，箱體內(nèi)溫度升高，氣壓加大，對密封不利，故在窺視孔蓋上安裝通氣器，是箱體內(nèi)熱膨脹氣體自由逸出，以保證壓力均衡，提高箱體縫隙處的密封性能。常見通氣器有：與窺視孔蓋鑄在一起的通氣器、鋼制通氣器焊在鋼制的窺視孔蓋上、螺紋聯(lián)接在窺視孔蓋上。這幾種通氣器都適用于小尺寸及發(fā)熱量較小的減速器上，并且環(huán)境要求比較干凈，以免灰塵將通氣孔堵住或臟東西進入箱體內(nèi)影響正常傳動。還有帶有過濾紗網(wǎng)的通氣器，可以防止灰塵進入箱體?？紤]到設計的減速器在室內(nèi)工作，工作環(huán)境良好，灰塵較少，故選擇鋼制焊接在窺視孔蓋上的通氣器。6.4油標油標應放在便于觀測減速器油面及油面穩(wěn)定之處。先確定油面面高度，再確定油標的高度和角度，應使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油標應足夠長，保證在油液中。油標常用的類型有：壓配式圓形油標、旋入式圓形油標、長形油標和管狀油標。一般多用帶有螺紋部分的桿式油標尺。桿式油標尺有焊接和鉚接兩種結構。考慮加工制造難度，選用焊接式的桿式油標尺。6.5起重吊耳為了拆卸和搬運，應在箱蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在箱座上鑄出吊鉤。由于吊環(huán)螺釘承受較大載荷，故在裝配時必須把螺釘完全擰入。若采用吊環(huán)螺釘將使機械加工工序增加，所以常在箱蓋上直接鑄出吊鉤。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，因此油孔處的箱座外壁要有凸臺，經(jīng)機械加工成為螺塞頭部的支承面，并加封油圈以加強密封。為了能達到迅速放油地效果，選擇放油螺塞規(guī)格為M20×1.5?？紤]到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈選用材質(zhì)為工業(yè)用的石棉橡膠紙。6.7窺視孔和窺視孔蓋由于受機體內(nèi)壁間距的限制，窺視孔的大小選擇為長140mm，寬100mm。蓋板尺寸選擇為長140mm，寬120mm。蓋板周圍分布6個M6×20的全螺紋螺栓。由于要防止污物進入機體和潤滑油飛濺出來，因此蓋板下應加防滲漏的墊片?？紤]到濺油量不大，故選用石棉橡膠紙材質(zhì)的紙封油圈即可。大批量加工窺視孔蓋用鋼板焊接。7零部件精度與公差的制定7.1精度設計制定原則（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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(xié)調(diào)，即尺寸公差值>位置公差值>形狀公差值>粗糙度數(shù)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（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(nèi)圈與軸頸采用基孔制，但內(nèi)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(lián)軸器的配合與齒輪相同。（5）滾動軸承的形位公差-圓柱度，一定要查《互換性》書88頁表4-18軸頸和外殼孔的形位公差。（6）其它的形位公差值均可按7級查表。注：在端蓋的零件圖（圖冊70頁）上，需按新標準標注改正的有：a.均布改為EQSb.其余Ra12.5改到標題欄附近。c．基準符號A改為新標準。d.所有的粗糙度均改為新標準。7.3減速器主要技術要求7.3.1減速器的裝配與調(diào)整減速器的裝配是比較嚴格的，不是簡單的拆裝，是知識與實踐經(jīng)驗的結合。裝配前首先要清洗干凈各零部件，檢查是否有損壞現(xiàn)象，測量各零部件的配合間隙，檢查軸承有無磨損現(xiàn)象，轉動是否有非正常噪音，如有要及時更換，以確保達到要求值。更換主被動齒輪時，配對號、速比要與原本一致。更換差速器殼時，要看好配對號，以免裝錯。更換半軸齒輪和行星齒輪時要與齒輪的生產(chǎn)廠家一致，標記要相同，齒輪的標記一般在齒尖或齒根部位，標記不一致不能裝，因為生產(chǎn)廠家或標記不一致，它的加工模數(shù)就不一樣。更換軸承時要一套軸承同時更換，不可換單件。更換時先給軸承加熱到90℃左右后，壓入軸承座內(nèi)，一般用開水煮，不可用火烤，以免破壞軸承的鐵碳組織。⑴主動齒輪的裝配。主動齒輪的裝配主要是調(diào)整軸承量，調(diào)整好軸承量后，用彈簧秤鉤住角矢突緣螺絲孔，測量預緊負荷，測量時應按要求擰緊大螺母，如果達不到廠家要求值時加減調(diào)整墊，以達到標準值。經(jīng)驗豐富的修理工，用手轉動突緣，可感覺到力矩的大小。⑵差速器的裝配。將軸承加熱后壓入左右殼上，裝配從動齒，裝配時在螺絲上涂好緊固膠，按要求力矩擰緊，將半軸齒輪，行星齒輪，十字軸及支承墊按要求間隙裝配好，裝入左殼內(nèi)，蓋上右殼對好左右殼標記號，用塞尺檢測半軸齒輪與行星齒輪的配合，其間隙要求達到規(guī)定值。⑶減速器的裝配。將主動齒輪、調(diào)整墊、差速器殼及被動齒輪分別裝在減速器殼上，調(diào)整主被動齒輪的配合間隙及嚙合印痕。工人師傅在實踐中總結一個口訣“大進從，小出從，頂進去，根出主”。這對初學者很有用的。即接觸面偏大端時，調(diào)整大螺母將被動齒向前移動；反之向后移動；嚙合面偏頂端時，去掉調(diào)整墊片將主動齒向前移；嚙合面根部時加墊將主動齒向后移。在調(diào)整間隙時，一定要按廠家要求的間隙和印痕調(diào)整，EQ1141主被動齒輪的嚙合間隙為0.2~0.4mm，嚙合印痕在齒面中部，正面偏小端，反面偏大端，印痕寬度不小于7mm。調(diào)整好印痕及間隙后按要求預緊力擰緊軸承蓋螺絲，用彈簧秤測量好差速器軸承預緊力后鎖好調(diào)整螺母，即可完成減速器的裝配過程。7.3.2減速器的保養(yǎng)在正常運轉中，減速器要定期保養(yǎng)、檢查，這樣才能保證減速器的正常使用，其具體做法如下。⑴要經(jīng)常清除后橋殼通氣塞上的泥土等贓物，保證通氣器暢通，如發(fā)現(xiàn)脫膠或膠老化要及時更換。因為在運行中，如果通氣塞堵塞，減速器就會發(fā)熱，內(nèi)部氣壓增高會將齒輪油從角齒油封、半軸油封或密封墊處擠出。⑵保養(yǎng)時檢查減速器是否有漏油現(xiàn)象，如漏油應及時修復，檢查油面高度是否正常，檢查齒輪油是否有變色、變質(zhì)、變稀現(xiàn)象，如有應及時更換。7.3.3減速器的故障診斷及維修在運行中，減速器出現(xiàn)嚴重異響時應及時斷電檢查，以免造成損失擴大，其診斷方法有：①如出現(xiàn)不規(guī)則發(fā)卡響聲時，則斷定有齒輪斷裂現(xiàn)象；②如轉彎時有發(fā)卡響聲時，則斷定為行星齒輪或半軸齒輪斷裂；③如出現(xiàn)“嗡嗡”聲時，則斷定為主被動齒輪磨損，齒輪嚙合印跡破壞，或裝配調(diào)整不合適。減速器出現(xiàn)異響時，必須分解檢查，及時修復。分解檢查時，如出現(xiàn)主被動齒輪斷齒或半軸齒輪行星齒輪斷齒是比較直觀的，應更換修復；如出現(xiàn)主被動齒磨損或嚙合面不正常時應認真檢查。造成這類故障的原因，具體有以下幾點；⑴出廠或修復后間隙（嚙合面）調(diào)整不當造成異響，應及時調(diào)整間隙和嚙合印跡，以達到最佳狀態(tài)。如果運行時間過長，主被動齒磨合后印跡已形成，再要調(diào)整到出廠時所要求的印痕就很難，異響不能完全消除，只能減輕，因此主被動齒的壽命就大大減少。⑵減速器軸承配合過盈量很小，走外圓也會造成主被動齒異常磨損。檢查時應認真檢查減速器左右軸承是否有松曠想象，拆掉軸承看軸承與軸承座是否有相對運動的痕跡，如有應及時更換差速器和軸承。由于軸承松曠后裝配調(diào)整好的間隙和印痕在空載及重載時，主被動齒輪的配合間隙會出現(xiàn)變化，從而使嚙合印痕發(fā)生變化，在運轉不到一萬km就會損壞主被動齒輪。=3\*GB2⑶新減速器未磨合或更換主被動齒輪后未磨合直接投入營運，會使主被動齒輪齒面拉傷，從而破壞嚙合印痕和間隙而造成異響。由于主被動齒輪出廠時要經(jīng)過磨合后，才能將嚙合面磨合光滑，從而達到使用要求。如果裝配后直接超載使用，會使主被動齒嚙合面相對拉傷。=4\*GB2⑷齒輪油不合格造成的主被動齒輪磨損。社會上銷售油料的單位和個人很多，難免有不合格的油料存在，油料從外觀上很難分清油料的粘度等級，雙曲線齒輪用的齒輪油要求很高，要求用戶在服務站購買東風公司EQC-15-90標準規(guī)定的雙曲線齒輪油，以免上當造成不必要的損失總的來說，減速器出現(xiàn)異響后應及早修復，不要認為有點響聲不影響正常行駛，齒輪時經(jīng)過表面滲碳處理的，滲碳層破壞后齒輪會立即損壞，這樣會帶來很大麻煩。8項目經(jīng)濟性分析與安全性分析8.1零部件材料、工藝、精度等選擇經(jīng)濟性減速器箱體可以是鑄造的，也可以是焊接的。鑄造箱體一般采用鑄鐵（HT150或HT200）制成?；诣F具有良好的吸振性、容易切削且承壓性能好。重型減速器中，為提高箱體的剛度和強度，也有用鑄鋼（ZG15或ZG25）鑄造的。鑄造箱體的缺點是重量大，但仍廣泛應用。焊接箱體用鋼板（Q235）焊成。減速器箱體可以采用剖分式結構或整體式結構。剖分式結構被廣泛使用，其剖分面多與傳動件軸線平面重合。一般減速器只有一個水平剖分面，但某些水平軸在垂直面內(nèi)排列的減速器，為了便于制造和安裝，也可以采用兩個剖分面，為了減小箱體的結構尺寸，在多級傳動中，有的軸線也可不在剖分面上。這樣可提高孔的加工精度，并可縮小機體長度。蝸桿：蝸桿傳遞功率不大，速度中等，故蝸桿用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。蝸輪：鑄錫青銅ZCuSn10P1，砂模鑄造。輪芯用灰鑄鐵HT200制造。小齒輪：材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，精度選擇8級。大齒輪：材料為45鋼（正火）硬度為190HBS，精度選擇8級。軸承端蓋多用鑄鐵鑄造。軸的工作狀態(tài)，多數(shù)情況下，軸既承受轉矩又承受彎矩，所以軸的材料需要具有較好的強度和韌性，且當其上配合有滑動軸承時還需要有較好的耐磨性。廣泛應用的是優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼，比如45鋼的應用就比較廣泛，45鋼調(diào)質(zhì)后具有較好的綜合力學性能。調(diào)整墊片多用08F，08F鋼強度、硬度很低，而塑性、韌性極高，具有良好的冷變形性和焊接性。8.2減速器總重量估算及加工成本初算估算減速器整體體積約為21000cm3；質(zhì)量約為150Kg。根據(jù)市場價格，鐵的價格約為3.2萬/噸，所以該減速器的材料成本約為。根據(jù)大致計算，減速器的材料成本約為4800元。8.3安全性分析電動機選擇方面，所選電動機額定功率大于所需實際功率，能夠保證帶動執(zhí)行機構完成相應指定動作，但同時也不至于造成浪費。軸、齒輪等主要零部件的設計過程中均采用相應安全系數(shù)以保證其使用安全性，而且在設計完成之后還要進行充分的強度校核，以保證零部件校核結果均遠小于其失效的臨界條件。對于受軸向力較大的軸承、受剪力較大的鍵進行校核，以保證其所能提供的轉矩遠遠大于其實際轉矩。8.4經(jīng)濟性與安全性綜合分析齒輪的安全與經(jīng)濟性分析，齒輪的許用應力為。如果提高安全系數(shù)S則齒輪的許用應力變小，假設S變?yōu)?。我們可以知道齒輪的校核公式為。變小要想使齒輪符合標準，則要增大齒輪分度圓或齒寬來減小，b’變?yōu)?b，變?yōu)槿绱俗鰟t會大大增加成本，所以取S=1比較符合經(jīng)濟性同時還能滿足安全性。9設計小結進行四周的課設已經(jīng)接近尾聲，在這四周的時間里我們完成了一張A0的裝配圖草圖，用CAXA繪制了裝配圖，端蓋、軸、齒輪的零件圖。在繪制圖紙的過程中用到了尺寸公差、形位公差和粗糙度的標注和選定。體會到了設計工作的艱辛，與此同時也學到了課本之外的很多實際知識。在這個過程中，鍛煉了我們分析問題和解決問題的能力。在小組成員的共同探討下順利完成了課程設計任務。面對一些問題時，由于缺少經(jīng)驗，犯了一些錯誤，經(jīng)過老師的講解和指正，最終明白了問題的原理。設計減速器是一個系統(tǒng)整體的項目，必須全面的考慮問題。工程設計和理論計算存在一定的差別，在工程實際中，可能會發(fā)生一些難以預料的狀況，因此對設計工作也提出了更高的要求。只有學會細心觀察和思考才能發(fā)現(xiàn)問題，通過不斷地總結經(jīng)驗慢慢地提高自己的設計能力和水平。這四周的時間過得非常充實，感謝這次課程設計的機會，在今后的學習和實踐中我一定會更加嚴格要求自己。最后，感謝老師和小組成員對我的幫助和指正。10參考文獻[1]韓曉娟.機械設計課程設計指導手冊[M].北京：中國標準出版社2009[2]成大先.機械設計手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社2008[3] 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