二级减速器毕业设计.doc

济源职业技术学院济源职业技术学院 毕毕 业业 设设 计计 题目 二级圆柱齿轮减速器的设计 系别 机电系 专业 机电一体化技术 班级 机电 0602 班 姓名 Xxx 学号 06010204 指导教师 高清冉 日期 2008 年 11 月 济源职业技术学院毕业设计 I 设计任务书 设计题目设计题目 二级圆柱齿轮减速器 设计要求 设计要求 运输带拉力 F 3400 N 运输带速度 V 1 3 m s 卷筒直径 D 320 mm 滚筒及运输带效率 0 94 要求电动机长期连续运转 载荷不变或很少变化 电 动机的额定功率 Ped 稍大于电动机工作功率 Pd 工作时 载荷有轻微冲击 室内工作 水份和灰份为正常状态 产品生产批量为成批生产 允许总速比误差为 4 要求齿轮 使用寿命为 10 年 传动比准确 有足够大的强度 两班工作制 轴承使用寿命不小于 15000 小时 要求轴有较大刚度 试设计二级圆柱齿轮减速器 设计进度要求 设计进度要求 第一周 熟悉题目 收集资料 理解题目 借取一些工具书 第二周 完成减速器的设计及整理计算的数据 为下步图形的绘制做准备 第三周 完成了减速器的设计及整理计算的数据 第四周 按照上一阶段所计算的数据 完成零部件的 CAD 的绘制 第五周 根据设计和图形绘制过程中的心得体会撰写论文 完成了论文的撰写 第六周 修改 打印论文 完成 指导教师 签名 指导教师 签名 济源职业技术学院毕业设计 II 摘 要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式 它的主要优点是 瞬时传动比恒定 工作平稳 传动准确可靠 可传递空间任意两轴之间的运动和 动力 适用的功率和速度范围广 传动效率高 0 92 0 98 工作可靠 使用寿命长 外轮廓尺寸小 结构紧凑 由齿轮 轴 轴承及箱体组成的齿轮减速器 用于原 动机和工作机或执行机构之间 起匹配转速和传递转矩的作用 齿轮减速器的特点是效率 高 寿命长 维护简便 因而应用极为广泛 齿轮减速器按减速齿轮的级数可分为单级 二级 三级和多级减速器几种 按轴在空间的相互配置方式可分为立式和卧式减速器两 种 按运动简图的特点可分为展开式 同轴式和分流式减速器等 单级圆柱齿轮减速器 的最大传动比一般为 8 10 作此限制主要为避免外廓尺寸过大 若要求 i 10 时 就应 采用二级圆柱齿轮减速器 二级圆柱齿轮减速器应用于 i 8 50 及高 低速级的中心距 总和为 250 400mmm 的情况下 本设计讲述了带式运输机的传动装置 二级圆柱齿轮减速器的设计过程 首先进 行了传动方案的评述 选择齿轮减速器作为传动装置 然后进行减速器的设计计算 包 括选择电动机 设计齿轮传动 轴的结构设计 选择并验算滚动轴承 选择并验算联轴 器 校核平键联接 选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容 运用 AutoCAD 软件进 行齿轮减速器的二维平面设计 完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制 关键词 齿轮啮合 轴传动 传动比 传动效率 济源职业技术学院毕业设计 III 目 录 摘 要 II 1 传动装置总体设计 2 1 1 传动简图 2 1 2 拟定传动方案 3 1 3 选择电动机 3 1 4 确定传动装置的总传动比及其分配 4 1 5 计算传动装置的运动及动力参数 4 2 设计计算传动零件 6 2 1 高速齿轮组的设计与强度校核 6 2 2 高速齿轮组的结构设计 9 2 3 低速齿轮组的设计与强度校核 10 2 4 低速齿轮组的结构设计 13 2 5 校验传动比 13 3 设计计算轴 14 3 1 低速轴的设计与计算 14 3 2 中间轴的设计与计算 15 3 3 高速轴的设计与计算 15 4 键联接 润滑方式 润滑剂牌号及密封件的选择 23 4 1 选择和校验键联接 23 4 2 齿轮的润滑 23 4 3 滚动轴承的润滑 24 4 4 润滑油的选择 24 4 5 密封方法的选取 24 结 论 25 致 谢 26 参考文献 27 附 录 28 济源职业技术学院毕业设计 1 1 传动装置总体设计 1 11 1 传动简图传动简图 绘制传动简图如下 从带的拉力 带的速度 卷筒直径 齿轮的工作寿命等多方面因素考虑 选择并确定 传动简图 1 1 传动简图 济源职业技术学院毕业设计 2 1 21 2 拟定传动方案拟定传动方案 采用二级圆柱齿轮减速器 适合于繁重及恶劣条件下长期工作 使用与维护方便 缺点 结构尺寸稍大 高速级常用斜齿 低速级可用直齿或斜齿 由于相对于轴承不对称 要求轴具有较 大的刚度 高速级齿轮在远离转矩输入端 以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布 不均的现象 常用于载荷较平稳的场合 应用广泛 传动比范围 i 8 40 1 31 3 选择电动机选择电动机 稳定运转下工件主轴所需功率 kw FV PW420 4 10003 13400 1000 工作机主轴转速为 min 627 77 32014 3 3 1100060100060 r XD v n 工件主轴上的转矩 1 电动机 2 联轴器 3 底座 4 齿轮轴 5 大齿轮 6 联轴器 7 卷筒 图 1 2 齿轮啮合图 济源职业技术学院毕业设计 3 mN n P T 767 543 627 77 9550420 4 9550 如图 1 2 所示 初选联轴器为弹性柱销联轴器和凸缘联轴器 滚动轴承为滚子轴承 传动齿轮为闭式软齿面圆柱齿轮 因其速度不高 选用 7 级精度 GB10095 88 则机械 传动和摩擦副的效率分别如下 弹性柱销联轴器 0 9925 滚子轴承 0 98 闭式圆柱齿轮 7 级 0 98 凸缘联轴器 刚性 0 97 滚筒及运输带效率 0 94 所以 电动机至工件主轴之间的总效率为 0 9925 0 98 0 98 0 98 0 98 0 98 0 97 0 98 0 94 0 8264 所以电动机所需功率为 kw P Pd3485 5 8264 0 420 4 选取电动机的转速为 n 1500 查 9 表 16 1 取电动机型号为 Y132S 4 则min r 所选取电动机 额定功率为 满载转速为 kwPed5 5 min 1440rnm 1 41 4 确定传动装置的总传动比及其分配确定传动装置的总传动比及其分配 总传动比 55 18 627 77 1440 n n i m 选用浸油深度原则 查表得 5 3 3 5 1 i 2 i 1 51 5 计算传动装置的运动及动力参数计算传动装置的运动及动力参数 各轴转速 nmin 1440rnm n min 70 271 3 5 1440 1 r i n 济源职业技术学院毕业设计 4 nmin 628 77 5 3 70 271 2 r i n 各轴输入功率 kwPP d 3084 5 9925 0 3485 5 01 kwPP 0982 5 98 0 98 0 3084 5 12 kwPP 8963 4 98 0 98 0 0982 5 23 电动机的输出转矩 mN n P T m d d 471 359550 各轴输入转矩 mN n P T 2050 359550 同理 mNT 1969 179 mNT 355 602 济源职业技术学院毕业设计 5 2 设计计算传动零件 标准减速器中齿轮的齿宽系数 b a 其中 a 为中心距 a 对于一般减速器取齿宽系数 0 4 a 2 12 1 高速齿轮组的设计与强度校核高速齿轮组的设计与强度校核 2 1 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 如上图所示 选用斜齿圆柱齿轮传动 四个齿轮均为斜齿 有利于保障传动的平 稳性 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GB10095 88 3 材料选择 由文献 2 表 10 1 选择小齿轮材料为 40 调质 硬度为 r C 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 4 初选小齿齿数 24 大齿轮齿数为 5 3 127 2 取 128 1 Z 2 Z 1 Z 2 Z 2 1 2 按齿面接触强度设计 3 21 1 1 2 H EH ad t t ZZ u uTK d 2 1 3 确定公式内的数值 1 试选 载荷系数 1 6 由文献 2 图 10 30 选取节点区域系数 2 433 t K H Z 2 由文献 2 图 10 26 查得 0 771 0 820 所以 1 591 1a 2a a 3 外啮合齿轮传动的齿宽系数 0 5 1 u 0 5 1 5 3 0 4 1 26 d a 4 查表材料的弹性影响系数 189 8 E ZMPa 5 由表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 600 大齿轮的 1limH MPa 接触疲劳强度极限为 2limH MPa 550 6 计算应力循环次数 60nj 60 1440 1 2 8 300 10 4 1472 1 N h L 9 10 济源职业技术学院毕业设计 6 同理 7 825X 2 N 8 10 由文献 2 图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 0 9 0 97 1HN K 2HN K 7 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 05 则 S 514 2 1 H 1HN K 1limH MPa S 508 2 H 2HN K 2limH MPa 所以 514 2 508 2 511 1 H MPa 2 1 4 基本数据计算 1 由小齿轮分度圆直径 36 70mm 圆整为 37mm3 21 1 1 2 H EH ad t t ZZ u uTK d 2 计算圆周速度 v 2 813m s 100060 11 X nd t 3 计算齿宽 b 及模数 nt m b 46 55mm d t d1 圆整为 1 5 nt mmm494 1 cos 1 1 Z d t nt m h 2 25 3 375mm nt m 螺旋角 b h 13 715 4 计算纵向重合度 0 318tan 2 397 d 1 Z 5 计算载荷系数 K 已知使用系数 1 根据 v 2 813m s 7 级精度 由由文献 3 图 10 8 查得动载 A K 系数 1 054 由文献 3 表 10 4 查得 v K416 1 1023 0 18 0 12 1 32 bK dH 查文献 3 图 10 13 得 查文献 3 表 10 3 得37 1 F K4 1 FaHa KK 济源职业技术学院毕业设计 7 所以 载花系数 K 2 089 A K v K Ha K H K 6 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm73 433 11 t t K K dd 7 计算模数 mm 圆整为 2mm768 1 cos 1 1 Z d mn 2 1 5 按齿根弯曲强度设计 3 2 1 2 1 cos2 Fad SaFa n Z YYYKT m 2 1 6 确定计算参数 1 计算载荷系数 K 2 021 A K v K Fa K F K 2 由纵向重合度 2 397 查文献 3 图 10 28 得螺旋角影响系数 0 8846 Y 3 计算当量齿数 同理 140 1227 26 cos2 1 1 Z Zv 2v Z 4 查取齿形系数 由文献 3 表 10 5 查得齿形系数 599 2 1 Fa Y148 2 2 Fa Y 应力校正系数 1 822595 1 1 Sa Y 2Sa Y 5 由文献 3 图 10 20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 500 1 MPa FE 380 2 6 由文献 3 图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 85 0 1 FN K90 0 2 FN K 7 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 则 同理 244 285MPa S K FEFN F 57 303 11 1 2 F MPa 济源职业技术学院毕业设计 8 8 计算大 小齿轮的 并加以比较 F SaFaY Y 0 01365 0 01602 1 11 F SaFaY Y 2 22 F SaFa YY 所以 大齿轮的数值大 2 1 7 模数设计计算 1 1832mm 3 2 1 2 1 cos2 Fad SaFa n Z YYYKT m 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计 n m 算的法面模数 取 2 0mm 已可满足弯曲强度 但为了同时满足接触疲劳强度 需按 n m 接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数 于是有mm73 43 1 d 21 21 取圆整为 21 则 u 111 n m d Z cos 1 1 1 Z 2 Z 1 Z 2 1 8 计算中心距 a mm 圆整为 137 mm04 136 cos2 21 n mZZ 2 1 9 按圆整的中心距修正螺旋角 21 38311552716 15 2 arccos a mZZ n 因 值改变不多 故参数 等不必修正 a K H Z 2 1 10 计算大 小齿轮的分度圆直径 mm 同理 230 41mm59 43 cos 1 1 n mZ d 2 d 2 1 11 计算齿轮宽度 b 54 923mm 圆整后取mm 60mm 1 d d 55 2 B 1 B 2 22 2 高速齿轮组的结构设计高速齿轮组的结构设计 齿根圆直径为 43 59 2 1 0 25 2 38 59mm nnaf mChdd 2 11 济源职业技术学院毕业设计 9 mm41 225 2 f d 齿顶圆直径为 mm59 4721259 432 11 nana mhdd mm41 234 2 a d 2 32 3 低速齿轮组的设计与强度校核低速齿轮组的设计与强度校核 2 3 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 所示 选用斜齿圆柱齿轮传动 四个齿轮均为斜齿 有利于保障传动的平稳性 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GB10095 88 3 材料选择 由文献 2 表 10 1 选择小齿轮材料为 40 调质 硬度为 r C 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 4 初选小齿齿数 24 大齿轮齿数为 3 5 84 3 Z 4 Z 3 Z 2 3 2 按齿面接触强度设计 3 22 3 1 2 H EH ad t t ZZ u uTK d 确定公式内的数值 1 试选 载荷系数 1 6 由文献 2 图 10 30 选取节点区域系数 2 433 t K H Z 2 由文献 2 图 10 26 查得 0 771 0 980 所以 1 751 3a 4a a 3 外啮合齿轮传动的齿宽系数 0 5 1 u 0 5 1 3 5 0 4 0 9 d a 4 查文献 2 表 10 6 得材料的弹性影响系数 189 8 E ZMPa 5 由文献 2 图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 600 3limH 大齿轮的接触疲劳强度极限为 550MPa 4limH MPa 6 计算应力循环次数 60nj 60 77 628 1 2 8 300 10 2 235 4 N h L 8 10 同理 7 825 3 N 8 10 查得接触疲劳寿命系数 0 97 1 096 3HN K 4HN K 济源职业技术学院毕业设计 10 7 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 05 则 S 554 3 3 H 3HN K 3limH MPa S 574 4 H 4HN K 4limH MPa 所以 564 15 H MPa 2 3 3 齿轮数据计算 1 小齿轮分度圆直径 所以 65 753mm3 22 3 1 2 H EH ad t t ZZ u uTK d 2 计算圆周速度 v 0 935m s 100060 3 X nd t 3 计算齿宽 b 及模数 nt m b 59 178mm d t d3 mm nt m658 2 cos 3 3 Z d t h 2 25 5 980mm nt m 螺旋角 b h 9 895 4 计算纵向重合度 0 318tan 1 713 d 1 Z 5 计算载荷系数 K 已知使用系数 1 根据 v 0 935m s 7 级精度 由文献 2 图 10 8 查得动载系 A K 数 1 042 由文献 2 表 10 4 查得 v K279 1 10 23 0 18 0 12 1 32 bK dH 查文献 2 图 10 13 得 查文献 2 表 10 3 得216 1 F K4 1 FaHa KK 所以 载荷系数 K 1 866 A K v K Ha K H K 6 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 济源职业技术学院毕业设计 11 mm21 693 33 t t K K dd 7 计算模数 mm 圆整为 3mm798 2 cos 3 3 Z d mn 2 3 4 按齿根弯曲强度设计 3 2 3 2 2 cos2 Fad SaFa n Z YYYKT m 2 3 5 确定计算参数 1 计算载荷系数 K 1 774 A K v K Fa K F K 2 由纵向重合度 1 713 查得螺旋角影响系数 0 8846 Y 3 计算当量齿数 同理 89 222492 25 cos2 3 3 Z Zv 4v Z 4 查取齿形系数 由文献 2 表 10 5 查得齿形系数 610 2 3 Fa Y202 2 4 Fa Y 应力校正系数 1 779592 1 3 Sa Y 4Sa Y 5 由文献 2 图 10 20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 500 3 MPa FE 380 4 6 由文献 2 图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 90 0 3 FN K95 0 4 FN K 7 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 则 同理 257 86MPa S K FEFN F 43 321 33 3 4 F MPa 8 计算大 小齿轮的 并加以比较 F SaFaY Y 济源职业技术学院毕业设计 12 0 012927 0 015192 3 33 F SaFa YY 4 44 F SaFa YY 大齿轮的数值大 2 3 6 法面模数设计计算 2 069mm 3 2 3 2 2 cos2 Fad SaFa n Z YYYKT m 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强 n m 度计算的法面模数 取 3 0mm 已可满足弯曲强度 但为了同时满足接触疲劳强 n m 度 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数 于是有mmd21 69 3 22 385 取 22 则 u 77 n m d Z cos 3 3 3 Z 4 Z 3 Z 2 3 7 几何尺寸计算 1 计算中心距 a mm 圆整为 154 mm05 153 cos2 43 n mZZ 2 按圆整的中心距修正螺旋角 43 32211535888 15 2 arccos a mZZ n 因 值改变不多 故参数 等不必修正 a K H Z 3 计算大 小齿轮的分度圆直径 mm 同理 239 555mm444 68 cos 3 3 n mZ d 4 d 4 计算齿轮宽度 b 61 60mm 圆整后取mm 70mm 3 d d 56 4 B 3 B 2 42 4 低速齿轮组的结构设计低速齿轮组的结构设计 齿根圆直径为 60 944mm nnaf mChdd 2 33 mm055 232 4 f d 济源职业技术学院毕业设计 13 齿顶圆直径为 mm444 742 33 nana mhdd mm555 245 4 a d 2 52 5 校验传动比校验传动比 实际传动比为 5 18 22 77 21 111 Xi实 总传动比 55 18 627 77 1440 n n i m 所以传动比相对误差为 18 55 18 5 18 55 2 695 济源职业技术学院毕业设计 14 3 设计计算轴 3 13 1 低速轴的设计与计算低速轴的设计与计算 3 1 1 轴的基本设计 1 列出轴上的功率 转速和转矩 kwPP 8963 4 98 0 98 0 0982 5 23 nmin 628 77 5 3 70 271 2 r i n mNT 355 602 2 求作用在齿轮上的力 因已知的低速级大齿轮的分度圆直径为 239 555mm 4 d 32 211535888 15 而圆周力N X d T Ft95 5028 555 239 60235522 4 3 径向力1898 18N cos tan n tr a FF 轴向力NFF ta 32 1381tan 3 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 由文献 5 表 15 3 取 120 则 0 A mm767 473 3 3 0min n P Ad 济源职业技术学院毕业设计 15 图 3 1 低速轴 输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处 如图 3 1 所示 为了使所选轴直 11 d 径与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器型号 11 d 查文献 5 表 14 1 考虑到转矩变化较小 所以取 1 5 则 A K 联轴器的计算转矩为 mNTKT Aca 5325 903355 6025 1 3 所以 查标准 GB T 5843 1986 选用 YL11 型凸缘联轴器 其公称转矩为 1000Nm 轴孔长度 L 112mm 84mm 轴孔直径 D 50mm 故取 50mm 1 L d 3 1 2 拟定轴上零件的装配方案 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 为满足联轴器的轴向定位要求 轴段左端需制出一轴肩 所以取 55mm 右端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 D 60mm GB891 892 1986 d 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 故 段的长度就比稍短 1 L 一些 现取 80mm l 2 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 故选用圆锥滚子轴 承 由工作要求及 55mm 查 GB T297 1994 选择 30212 型号 其尺寸为 d d D T 60mm 110mm 23 75mm a 22 4mm 故 而mm60 dd 23 75 15 38 75mm 取齿轮距箱体内壁间距为 15mm 取为 40mm 右端滚动轴承采 l 用轴肩进行定位 由手册上查得 30212 型轴承的定位轴肩高为 9 5mm 所以 69mm d 3 取安装齿轮处的轴段 的直径 65mm 齿轮与左轴承之间采用套筒定位 d 济源职业技术学院毕业设计 16 已知齿轮的轮毂宽度为 65mm 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂宽 度 故取 60mm 齿轮的右端采用轴肩定位 轴肩高度 h 0 07d 取 h 6mm 则轴环 l 处的直径为 77mm 轴环宽度 b 1 4h 取 12mm d l 4 轴承端盖的总宽度为 20mm 由减速器及轴承端盖的结构设计而定 根据轴承端 盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离 mm 故取 30 lmm50 l 5 取中间轴上两齿轮间距为 20mm 则 23 75mm 取为 l 23mm 15 55 20 12 78mm l 至此 已初步确定了轴的各段直径和长度 6 轴向零件的周向定位 齿轮 联轴器与轴的周向定位均采用平键联接 由键联接所在轴径的大小 查得 齿轮处 b h 20mm 12mm GB T 1096 1979 长度为 50mm 同时为保证齿轮与轴 配合有良好 的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7 n6 同样 在联轴器与轴联接 处 选用平键 16mm 10mm 70mm 联轴器与轴的配合为 H7 k6 滚动轴承与轴的周向定 位是过渡配合来保证的 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 7 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45 3 1 3 求轴上的载荷 首先作轴的计算简图 由轴的计算简图作轴的弯矩图和扭矩图如下 济源职业技术学院毕业设计 17 图 3 2 受力简图 3862 68N 1166 268N 1NB F 2NB F 168992 25Nmm H M 580 945N 1317 235N 1NV F 2NV F 25416 34Nmm 190867 35Nmm 1V M 2V M 170892 86Nmm 254928 86Nmm 1 M 2 M 3 1 4 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行弯钮校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度 取 a 0 6 轴 的计算应力为 16 104 W aTM ca 2 3 2 MPa 前已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由文献 5 表 15 1 查得 60MPa 因此 1 是安全的 3 1 5 精确校核轴的疲劳强度 1 判断危险截面 截面 A B 只受扭矩作用 虽然键槽 轴肩及过渡配合引起的应力集中均将 济源职业技术学院毕业设计 18 削弱轴的疲劳强度 但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的 所以这几个 截面均不需要校核 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 截面 和 处过盈配合引起的应力集中最 严重 从受载的情况来看 截面 C 上的应力最大 截面 和 的应力集中的影响相近 但截面 不受扭矩作用 故不必作强度校核 截面 C 上虽然应力最大 但应力集中不大 过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端 而且这里轴的直径最大 故截面 C 也不必 校核 截面 更不必校核 由第三章可知 键槽的应力集中系数比过盈配合的小 因而该轴只需校核截面 的左右两侧即可 2 截面 左侧 抗弯截面系数W 0 1 27463 3 d 3 mm 抗扭截面系数 0 2 54925 T W 3 d 3 mm 截面 左侧的弯矩 M 为 M 254928 86 144 9 32 5 144 9 197750 20Nmm 截面 上的扭矩 mNT 355 602 截面 上的弯曲应力 7 20 W M b MPa 截面 上的扭转切应力 10 97 T T W T3 MPa 轴的材料为 45 钢 调质处理 查得 640 275 155 B MPa 1 MPa 1 MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及取 因为 a a r d 2 65 0 031 D d 77 65 1 185 以 2 56 1 98 a a 又可得轴的材料敏感系数为 0 82 0 85 q q 所以有效应力集中系数为 2 279 1 1 aqk 1 833 1 1 aqk 由附文献 5 图 3 2 得尺寸系数 得扭转尺寸系数 0 82 68 0 济源职业技术学院毕业设计 19 轴按磨削加 表面质量系数为92 0 轴未经表面强化处理 即 1 则综合系数值为 q 3 4381 1 k K 2 3221 1 k K 取碳钢的特性系数 1 0 05 0 求安全系数 16 76 mb K S 1 11 91 22 1 TT K S 9 708 S 1 5 22 SS SS Sca 故可知其安全 3 截面 右侧 抗弯截面系数 W 公式计算 W 0 1 45653 3 3 d 3 mm 抗扭截面系数 0 2 91306 6 T W 3 d 3 mm 弯矩 M 及弯曲应力为 M 254928 86X 144 9 32 5 144 9 197750 20Nmm 4 33 W M b MPa 截面 上的扭矩mNT 355 602 截面 上的扭转切应力 6 597 T T W T3 MPa 用插入法求出 3 20 0 8 X 3 20 2 56 k k 轴按磨削加工 表面质量系数 92 0 济源职业技术学院毕业设计 20 故综合系数 3 2871 1 k K 2 6471 1 k K 求安全系数 19 32 mb K S 1 17 423 22 1 TT K S 12 94 S 1 5 22 SS SS Sca 故可知其安全 3 23 2 中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算 1 列出轴上的功率 转速和转矩 kwPP 0982 5 98 0 98 0 3084 5 12 n min 70 271 3 5 1440 1 r i n mNT 1969 179 2 求作用在齿轮上的力 因已知高速轴小齿轮的分度圆直径为 mm59 43 cos 1 1 n mZ d 38 311552716 15 而圆周力 N X d T Ft288 1615 59 43 0 3520522 1 1 径向力 610 186N cos tan n tr a FF 轴向力 NFF ta 784 448tan 3 初步确定轴的最小直径 济源职业技术学院毕业设计 21 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 取 120 则 0 A mm54 183 1 1 0min n P Ad d 1 1 图 3 3 中间轴 输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处 如图 1 5 所示 为了使所选轴直 11 d 径与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器型号 又因为所选取电动机型号为 11 d Y132S 4Y132S 4 其轴径 D mm 所以必须选取轴孔直径系列包括 D 38mm 的联轴器 查表 018 0 002 0 38 得 考虑到转矩变化较小 所以取 1 5 则 A K 联轴器的计算转矩为 mNTKT Aca 8075 522050 355 1 1 所以 查标准 GB T 5014 1985 选用 HL3 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 630 000Nmm 半联轴器长 L 82mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 60mm 1 L 3 33 3 高速轴的设计与计算高速轴的设计与计算 1 列出轴上的功率 转速和转矩 kwPP d 3084 5 9925 0 3485 5 01 nmin 1440rnm mN n P T 2050 359550 2 求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 济源职业技术学院毕业设计 22 mm59 43 cos 1 1 n mZ d 38 311552716 15 而圆周力N X d T Ft288 1615 59 43 0 3520522 1 1 径向力610 186N cos tan n tr a FF 轴向力NFF ta 784 448tan 3 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 取 120 则 0 A mm54 183 1 1 0min n P Ad 图 3 4 高速轴 输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处 如图 3 4 示 为了使所选轴直径 11 d 与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器型号 又因为所选取电动机型号为 11 d Y132S 4 其轴径 D mm 所以必须选取轴孔直径系列包括 D 38mm 的联轴器 018 0 002 0 38 查文献 5 表 3 1 得 考虑到转矩变化较小 所以取 1 5 则 A K 联轴器的计算转矩为 mNTKT Aca 8075 522050 355 1 1 所以 查标准 GB T 5014 1985 选用 HL3 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 630 000Nmm 半联轴器长 L 82mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 60mm 1 L 济源职业技术学院毕业设计 23 4 键联接 润滑方式 润滑剂牌号及密封件的选择 4 4 1 1 选择和校验键联接选择和校验键联接 表 4 1 键的选择和校核 代号 直径 mm 工作长度 mm 工作高度 mm 转矩 N m 极限应力 MPa 8 7 60 单头 25353 539 826 0 高速轴 12 8 80 单头 4068439 87 32 中间轴12 8 70 单头 4058419141 2 20 12 80 单头 75606925 268 5 低速轴 18 11 110 单头 601075 5925 252 4 由于键采用静联接 冲击轻微 所以上述键皆安全 4 4 2 2 齿轮的润滑齿轮的润滑 采用浸油润滑 由于低速级周向速度低 所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径 取为 35mm 4 4 3 3 滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑 如果减速器用的是滚动轴承 则轴承的润滑方法可以根据齿轮或蜗杆的圆周速度来 选择 圆周速度在 2m s 3m s 以上时 可以采用飞溅润滑 把飞溅到箱盖上的油 汇集 到箱体剖分面上的油沟中 然后流进轴承进行润滑 飞溅润滑最简单 在减速器中应用 最广 这时 箱内的润滑油粘度完全由齿轮传动决定 圆周速度在 2m s 3m s 以下时 由于飞溅的油量不能满足轴承的需要 所以最好采 用刮油润滑 或根据轴承转动座圈速度的大小选用脂润滑或滴油润滑 利用刮板刮下齿 轮或蜗轮端面的油 并导入油沟和流入轴承进行润滑的方法称为刮油润滑 济源职业技术学院毕业设计 24 4 4 4 4 润滑油的选择润滑油的选择 采用脂润滑时 应在轴承内侧设置挡油环或其他内部密封装置 以免油池中的油进 入轴承稀释润滑脂 滴油润滑有间歇滴油润滑和连续滴油润滑两种方式 为保证机器起 动时轴承能得到一定量的润滑油 最好在轴承内侧设置一圆缺形挡板 以便轴承能积存 少量的油 挡板高度不超过最低滚珠 柱 的中心 经常运转的减速器可以不设这种挡板 转速很高的轴承需要采用压力喷油润滑 如果减速器用的是滑动轴承 由于传动用油的粘度太高不能在轴承中使用 所以轴 承润滑就需要采用独自的润滑系统 这时应根据轴承的受载情况和滑动速度等工作条件 选择合适的润滑方法和油的粘度 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利 考虑到该装置用于小型设备 选用 L AN15 润滑 油 4 4 5 5 密封方法的选取密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整 采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封 密封圈型号按所装配轴的直径确定为 F B25 42 7 ACM F B70 90 10 ACM 轴 承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定 济源职业技术学院毕业设计 25 结结 论论 我们的设计是自己独立完成的一项设计任务 我们工科生作为祖国的应用型人才 将来所从事的工作都是实际的操作及高新技术的应用 所以我们应该培养自己市场调查 收集资料 综合应用能力 提高计算 绘图 实验这些环节来锻炼自己的技术应用能力 本次毕业设计针对 二级圆柱齿轮减速器设计 的要求 在满足各种参数要求的前 提下 拿出一个具体实际可行的方案 因此我们从实际出发 认真的思考与筛选 经过 一个多月的努力终于有了现在的收获 回想起来 在创作过程中真的是酸甜苦辣咸味味 俱全 有时为了实现一个参数翻上好几本资料 然而也不见得如人心愿 我们设计的主 体思想更多的是为了生产的需要 也为今后的工作提供一个良好的实践平台 在制作的 过程中 遇到了很多的困难 通过去图书馆查阅资料 上网搜索 还有和老师与同学之 间的讨论 交流 最终实现了这些问题较好的解决 由齿轮 轴 轴承及箱体组成的齿轮减速器 用于原动机和工作机或执行机构之间 起 匹配转速和传递转矩的作用 在现代机械中应用极为广泛 本次设计的是带式运输机用的 二级圆柱齿轮减速器 首先熟悉题目 收集资料 理解题目 借取一些工具书 进行了 传动方案的评述 选择齿轮减速器作为传动装置 然后进行减速器的设计计算 包括选 择电动机 设计齿轮传动 轴的结构设计 选择并验算滚动轴承 选择并验算联轴器 校核平键联接 选择齿轮传动和