二级圆柱齿轮减速器的设计毕业论文.doc

1 二级圆柱齿轮减速器的设计毕业论文二级圆柱齿轮减速器的设计毕业论文 目 录 摘 要 II 1 传动装置总体设计 1 1 1 传动简图 1 1 2 拟定传动方案 1 1 3 电动机的选择 2 1 4 传动比的分配 3 1 5 计算传动装置的运动及动力参数 4 2 齿轮的设计 6 2 1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 6 2 2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算 9 3 传动零件的设计计算 12 3 1 输入轴的结构设计 12 3 2 中间轴的结构设计 16 3 3 输出轴的结构设计 20 3 4 键的选择 24 3 5 滚动轴承的选择 26 4 润滑方式 润滑剂牌号及密封件的选择 29 4 1 齿轮的润滑 29 4 2 滚动轴承的润滑 29 4 3 润滑油的选择 29 4 4 密封方法的选取 29 结 论 31 致 谢 32 参考文献 33 附 录 设计效果图 34 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 带式输送机传动系统简图 1 电动机 2 联轴器 3 两级圆柱齿轮减速器 4 联轴器 5 滚筒 6 输送带 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 2 1 1 带式输送机传动系统简图 1 电动机 2 联轴器 3 两级圆柱齿轮减速器 4 联轴器 5 滚筒 6 输送带 1 31 3 电动机的选择电动机的选择 1 选择电动机类型 按已知工作要求和条件 选用 Y 型全封闭笼型三相异步电动机 2 选择电动机功率 工作机所需电动机输出功率为 n P P w d w w fv P 1000 3 w w FV P 1000 由电动机至工作机之间的总功率 包括工作机效率 为 其中 54321 w 联轴器的效率1 齿轮传动的轴承的效率 2 齿轮传动的效率 3 卷筒轴承的效率 4 卷筒的效率 5 则 54 2 3 3 2 2 1 w 96 0 98 0 97 0 99 0 99 0 232 0 84 工作机所需电动机功率 KW P P w w d 14 5 84 0 1000 8 12400 1000 卷筒的工作转速为 min 3 132min 260 8 1100060 rr w 初选同步转速为 1000 和 1500 的电动机对应以额定功率 Pm为 5 5KW 的 电动机型号应分别取为 Y132S 4 型和 Y132M2 6 型 方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比 Y132M2 65 510009607 26 Y132S 45 51500144010 88 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量以及减速器的传动比 选定方 中 电动机型号问为 Y132S 4 所选电动机的额定功率为 Ped 5 5 KW 满载转速 1440 r min 总传动比适中 传动装置结构较紧凑 所选电动机的主要外 m n 形尺寸为 中心高 H 132mm 轴伸出部分用于安装联轴器轴段的直径和长度分别为 D 38mm E 80mm 1 41 4 传动比的分配传动比的分配 4 带式输送机传动系统的总传动比 88 10 3 132 1440 w m n n i 有传动系统方案知 1 01 i1 34 i 有参考文献 2 表 2 2 查取圆柱齿轮传动的传动比为 88 10 3401 2312 ii i iii 根据浸油原则取高速级传送比为 76 3 88 103 13 1 12 ii 低速级传动比为 89 2 76 3 88 10 12 23 i i i 传动系统个传动比分别为 1 01 i76 3 12 i89 2 23 i1 34 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 0 轴 min 1440 0 rnn m kwpp r 14 5 0 mmNmmN n P T 1 34 1440 14 5 95509550 0 0 0 1 轴 减速器高速轴 min 1440min 1 1440 01 0 1 rr i n n kwkwnPP1 599 0 14 5 001 mmNmmNniTT 76 3399 0 114 3 010101 5 2 轴 min 98 382min 76 3 1440 12 1 2 rr i n n kwkwnnPnPP85 4 97 099 0 14 5 2 3 2 211212 mmNmmNniTT 68 12095 0 76 3 76 33 121212 3 轴 min 52 132min 89 2 98 392 23 2 3 rr i n n kwkwnnnPP61 499 097 0 99 0 85 4 43223 mmNmmNniTT 57 33199 0 97 099 0 89 2 68 120 232323 滚筒轴 min 51 132 3 rnnw kwkwnnPnPpw34 4 96 0 98 0 61 4 543343 mmNmmNniTTw 94 31196 0 98 0 157 331 34343 6 2 齿轮的设计 2 12 1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 由于传递的功率不大 选用软面齿轮组合 小齿轮用 45 钢调质 硬度为 220 250HBS 大齿轮选用 45 钢正火 硬度为 170 210HBS 因为是普通减速器 有参考文献 1 表 10 21 选 8 级精度 要求吃面粗糙度 Ra 3 2 6 3um 1 按齿根弯曲疲劳强度设计 2 按选择材料及精度等级 斜齿轮传动的设计公式可得 3 2 1 2 1cos 17 1 Fd SF n z YYKT m 转矩 T1 mmN n P T 1440 1 5 1055 9 1055 9 6 1 1 6 mmN 4 1038 3 1 载荷系数 K 查参考文献 1 表 10 11 取 K 1 2 齿数 z 螺旋角和齿宽系数 因为是软齿面传动 取 z1 24 则 24 9076 3 24 1122 ziz 圆整后 z2取 91 初选螺旋角 13 当量齿数为 V z2696 25 13cos 24 cos 33 1 1 z zV 9838 98 13cos 91 cos 33 2 2 z zV 有参考文献 1 表 1013 查的齿形系数YF1 2 64 YF2 2 19 有参考文献 1 表 10 14 查的应力修正系数YS1 1 60 YS2 1 79 7 有参考文献 1 表 10 20 选取 6 0 1 d b d 3 许用弯曲应力 F 按参考文献 1 图 10 25 查 210Mpa 190Mpa 1limF 2limF 有参考文献 1 表 10 10 查得 SF 1 4 N1 60 1440 1 8 52 401 1 44 109 89 12 1082 3 76 3 1044 1 iNN 查参考文献 1 图 10 26 得1 1 21 NTNT YY 有参考文献 1 式 10 14 得 MPa S Y F FlinNT F 150 4 1 210 11 1 MPa S Y F FlinNT F 7 135 4 1 190 22 2 11 1 11 02816 0 150 60 1 64 2 MPaMPa F YY SF 11 2 22 02889 0 71 135 79 1 19 2 MPaMPa F YY SF 有参考文献 1 式 10 38 得 mmmm z YYKT m Fd SF n 82 1 246 0 02889 0 95 0 1038 3 4 1 17 1 cos 17 1 3 2 4 3 2 1 2 1 有参考文献 1 表 10 3 取标准模数值2 n m 4 确定中心距 a 为 mmmm zzm a n 118 13cos2 9124 2 cos2 21 取 a 118mm 确定螺旋角为 49 5612 1182 9124 2 cos 2 21 a zzmn src 8 此值与初选值相差不大 故不必重新计算 3 交合齿面接触疲劳强度 HEH ubd uKT Z 2 1 1 17 3 确定有关系数与参数 1 分度圆直径 d mmmm zm d n 25 49 49 5612cos 242 cos 1 1 mmmm zm d n 75 186 49 5612cos 912 cos 21 2 2 齿宽 b mmmmdb d 55 2925 496 0 1 取表 b2 30 b1 35 3 齿数比 u U i 3 76 4 许用接触应力 H 有参考文献 1 图 10 24 查得 MPa H 560 1lim MPa H 530 2lim 有参考文献 1 表 10 10 查得SH 1 有参考文献 1 图 10 27 得 1 1 NT Z06 1 2 NT Z MPaMPa S Z H HNT H 560 1 5601 1 1lim1 1 MPaMPa S Z H HNT H 8 561 1 53006 1 2 2lim2 2 有参考文献 1 表 10 12 查得弹性系数MPaZE 8 189 故MPaMPa H 41 505 76 3 25 4935 176 3 1038 34 1 8 18917 3 2 4 合格齿面接触疲劳强度校核 1HH 4 验算齿轮圆周速度 v 9 sm nd v 71 3 100060 144025 4914 3 100060 11 有参考文献 1 表 10 22 知道 8 级精度是合适的 2 22 2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算 1 选择材料及精度等级 小齿轮选用 45 钢调质 硬度为 220 250HBS 大齿轮选用 45 钢正火 硬度 为 170 210HBS 精度等级选 8 级 2 按齿面接触疲劳强度设计 1 转矩 T2 mmNmmN n P T 74 120939 98 382 85 4 1055 9 1055 9 6 2 26 2 2 载荷系数 K 查参考文献 1 表 10 11 取 K 1 1 3 齿数和齿宽系数 3 z d 小齿轮的齿数取为 35 则大齿轮的齿数 3 z15 10189 2 35 2334 izz 圆整后取 101 由参考文献 1 表 10 20 选取0 6 4 z d 4 许用接触应力 由参考文献 1 图 10 24 查得 MPa F 560 3lim MPa F 530 4lim 由参考文献 1 表 10 10 查得1 H S 8 23 1082 3 40528 198 3826060 n jLnN 8 8 23 3 4 1032 1 89 2 1082 3 i N N 查参考文献 1 图 10 27 得 05 1 3 NT Z15 1 4 NT Z 由参考文献 1 式 10 13 可得 MPMP S Z H HNT 588 1 56005 1 3lim3 3 MPMP S Z H HNT 530 1 53015 1 4lim4 4 10 故 mmmm u uKT d Hd 77 72 58889 2 6 0 189 2 74 1209391 1 43 76 1 43 76 3 2 3 2 2 3 mmmm z d m07 2 35 77 72 3 3 由参考文献 1 表 10 3 取标准模数 m 2 5mm 3 计算主要尺寸 mmmmmzd 5 87355 2 33 mmmmmzd 5 2521015 2 44 mmmmdb d 5 52756 0 3 取 b3 55mm mmmmbb605 34 mmmmzzma170 10135 5 2 2 1 2 1 43 4 按齿根弯曲疲劳强度校核 由参考文献 1 式 10 24 得出 如则校核合格 F FF 确定有关系数和参数 1 齿形系数 YF 查参考文献 1 表 10 13 得 YF3 2 47 YF4 2 18 2 应力修正系数 YS 查参考文献 1 表 10 14 得 YS3 1 65 YS4 1 80 3 许用应力 F 由参考文献 1 图 10 25 查的 MPa F 210 3lim MPa F 190 4lim 由参考文献 1 表 10 10 查的 SF 1 3 由参考文献 1 表 10 26 查的 1 43 NTNT YY 由参考文献 1 式 10 14 可得 11 MPa S Y F FlinNT F 162 3 1 210 33 3 MPa S Y F FlinNT F 146 3 1 190 44 4 故 MPaMPaMPaYY zbm KT SFF 16293 8165 147 2 255 255 74 120939122 2 3 2 2 3 MPaMPaMPa YY YY SF SF FF 14689 78 65 1 47 2 80 1 18 2 93 81 33 44 34 5 验算圆周速度 v s m s m nd v75 1 100060 98 382 5 87 100060 33 由参考文献 1 表 10 22 可知 选 8 级精度是合适的 12 3 传动零件的设计计算 3 1 输入轴的结构设计输入轴的结构设计 1 选择轴的材料 确定许用应力 有已知条件知减速器的功率属中小功率 对材料无特殊要求 故选用 45 钢 并经调质处理 由参考文献 1 表 14 7 查得强度极限 由参考文MPa B 650 献 1 表 14 2 得许弯曲用应力 MPa b 60 1 2 按弯曲强度估算轴径 根据参考文献 1 表 14 1 得 C 107 118 又由参考文献 1 式 14 2 得 mmmm n P cd99 17 31 16 1440 1 5 118 107 33 考虑到轴的最小直径处要按联轴器 会有键槽存在 故将估算直径加大 3 5 取为 16 8 18 89mm 为了使所选轴直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 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 查表得 考虑 018 0 002 0 38 到转矩变化较小 所以取 1 75 则 A K 联轴器的计算转矩为 mNTKT Aca 08 5976 335 1 1 所以 查标准 GB T 5014 2003 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 故 d1 1 L 取 30mm 3 设计轴的结构并绘制结构草图 1 确定各轴段的直径 轴段 为最小直径处 d1 30mm 考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位 轴段 上应有轴 d2取 35mm 轴段 和轴段 要安装轴承 d3 d7 40mm 轴段 和轴段 要对轴承进行轴向定位 d4 d6 43mm 2 确定各轴段的长度 齿轮轮毂宽度为 35mm 为保证齿轮端面与箱体不相碰 齿轮端面与箱体间距 取为 15mm 为保证安装在箱体轴承孔内并考虑轴承的润滑 取轴承端面与箱体的 距离为 5mm 所以轴段 长度取 17mm 为防止斜齿在啮合时向两边挤出大量润滑 13 油 增加轴承的阻力 应在小齿轮与轴承之间装设挡油盘 所以安装轴承和挡油 盘轴段 和轴段 的长度取 20mm 考虑到中间轴的轴承支点距离轴段 长度取 84 5mm 所以高速轴的轴承支点距离 l 160 5mm 4 轴的结构草图 图 1 1 4 按弯曲合成强度校核轴径 1 画出轴的受力图 见图 1 2 2 做水平面内的弯矩图 见图 1 2 支点反力为 NN d T Ft96 1370 25 49 76 3322 1 1 NNFHA77 973 5 160 11496 1370 NNFHB19 397 5 160 5 4696 1370 截面处的弯矩 mmNlFM HAH 31 45280 5 4677 973 1 截面处的弯矩 mmNFM HBH 84 38328 5 9619 397 5 96 3 做垂直面内的弯矩图 见图 1 2 支点反力为 NFF n tr 512 49 5612cos 20tan 96 1370 cos tan 11 NNFF ta 18 315 49 5612tan96 1370tan 11 14 N l d FlF F ar VA 02 412N 5 160 2 25 49 18 315114512 2 1 121 N l d FlF F ar VB 98 99N 5 160 2 25 49 18 315 5 46512 2 1 111 截面左侧的弯矩为 mmNlMV 93 19158mmN25 4602 412F 1VA左 截面右侧的弯矩为 mmNlMV 65 11397mmN11498 99F 2VA右 截面处的弯矩为 mmNMV 07 9648mmN 5 9698 99 5 96FVA 4 合成弯矩图 图 1 2 22 VH MMM 截面 mmN77 49166mmN31 4528093 19158MMM 222 H 2 V 左左 mmN75 46692mmN31 4528065 11397MMM 222 H 2 V 右右 截面 mmN49 39524mmN84 3832807 9648MMM 222 H 2 V 5 求转矩图 图 1 2 mmNmmN n P T 92 33822 1440 1 5 1055 9 1055 9 6 1 16 6 求当量弯矩 因减速器单向运转 故可认为转矩为脉动循环变化 修正系数为 0 6 截面 mmN 3 53190mmN 92 338226 077 49166T 2222 右 MMe 截面 mmN96 44429mmN 92 338226 049 39524T 2222 MMe 7 确定危险截面及校核强度 15 截面 MPaMPa W Me e 1 6 25 441 0 3 53190 3 截面 MPaMPa W Me e 6 5 431 0 96 44429 3 查参考文献 1 表 14 2 得 满足的条件 故设计的轴有 MPa b 60 1 be1 足够的强度和裕量 FHAFHB B Ft1 Fa1 Fr1 Ft1 MH MV FVA FVB M Fa1 Fr1 T 图 1 2 16 3 23 2 中间轴的结构设计中间轴的结构设计 1 选择轴的材料 确定许用应力 有已知条件知减速器的功率属中小功率 对材料无特殊要求 故选用 45 钢 并经调质处理 由参考文献 1 表 14 7 查得强度极限 由参考文MPa B 650 献 1 表 14 2 得许弯曲用应力 MPa b 60 1 2 按弯曲强度估算轴径 根据参考文献 1 表 14 1 得 C 107 118 又由参考文献 1 式 14 2 得 mmmm n P cd 5 27 94 24 98 382 85 4 118 107 33 中间轴最小直径取mmd30 min 3 设计轴的结构并绘制结构草图 1 确定各轴段的直径 轴段 和轴段为 最小直径处且要安装轴承 d1 d5 30mm 轴段 和轴段 上要安装齿轮 d2 d4 35mm 轴段 要对两齿轮进行轴向定位 d3 40mm 2 确定各轴段的长度 两齿轮轮毂宽度分别为为 30mm 和 60mm 为保证两齿轮固定可靠 轴段 和 轴段 的长度应略短于齿轮轮毂的宽度 所以轴段 和轴 的长度分别为 28mm 和 58mm 为保证齿轮端面与箱体不相碰 齿轮端面与箱体间距取为 15mm 为保 证安装在箱体轴承孔内并考虑轴承的润滑 取轴承端面与箱体的距离为 5mm 所 以轴段 长度取 39 5mm 轴段 长度取 37mm 轴段 要对两齿轮进行轴向定位 为防止两齿轮干涉 轴段 长度取 10mm 所以中间轴的轴承支点距离 l 158 5mm 4 轴的结构草图 17 图 2 1 4 按弯曲合成强度校核轴径 1 画出轴的受力图 见图 2 2 2 做水平面内的弯矩图 见图 2 2 支点反力为 N d T Ft42 1292 75 186 68 12022 2 2 2 N d T Ft 4 2758 5 87 68 12022 3 2 3 NN l lFllF F tt HA 79 1930 5 158 58 4 2758113 4 1292 33322 NN l lFllF F tt HB 03 2120 5 158 5 45 4 12925 100 4 2758 32323 截面处的弯矩 mmNMH 95 87850 5 4579 1930 截面处的弯矩 mmNMH 74 1229615803 2120 截面处的弯矩 mmNMH 84 593602803 2120 3 做垂直面内的弯矩图 见图 2 2 支点反力为 NFF n tr 67 482 49 5612cos 20tan 4 1292 cos tan 22 NNFF ta 12 297 49 5612tan 4 1292tan 22 NNFF tr 98 100320tan 4 2758tan 33 18 N 5 158 2 75 186 12 29711367 4825898 1003 2 2 232233 l d FllFlF F arr VA N31 198 N 5 158 2 75 186 12 2975 4567 4825 10098 1003 2 2 212213 l d FlFllF F arr VB N98 322 截面左侧的弯矩为 mmNlMV 11 9023mmN 5 4531 198F 1VA左 截面右侧的弯矩为 mmNlMV 05 18733mmN5898 322F 3VB右 截面处的弯矩为 mmNMV 44 9043mmN2898 32228FVB 4 合成弯矩图 见图 2 2 22 VH MMM 截面 mmN11 88313mmN95 8785011 9023MMM 222 H 2 V 左左 截面 mmN53 124380mmN74 12296105 18733MMM 222 H 2 V 右右 截面 mmN76 60045mmN84 5936044 9043MMM 222 H 2 V 5 求转矩图 图 2 2 mmNmmN n P T 74 120939 98 382 85 4 1055 9 1055 9 6 2 26 2 6 求当量弯矩 因减速器单向运转 故可认为转矩为脉动循环变化 修正系数为 0 6 截面 mmN99 114300mmN 74 1209396 011 88313T 2222 左 MMe 截面 19 mmN 1 144000mmN 74 1209396 053 124380T 2222 右 MMe 截面 mmN01 94186mmN 74 1209396 076 60045T 2222 MMe 7 确定危险截面及校核强度 截面 MPaMPa W Me e 66 26 351 0 99 114300 3 截面 MPaMPa W Me e 59 33 351 0 1 144000 3 截面 MPaMPa W Me e 88 34 301 0 01 94186 3 查参考文献 1 表 14 2 得 满足的条件 故设计的轴有 MPa b 60 1 be1 足够的强度和裕量 20 FHAFHB B Ft2 Fa2 Fr2 Ft2 MH MV FVA FVB M Fa2 Fr2 T Ft3 Fr3 Ft3 Fr3 图 2 2 3 33 3 输出轴的结构设计输出轴的结构设计 1 选择轴的材料 确定许用应力 21 有已知条件知减速器的功率属中小功率 对材料无特殊要求 故选用 45 钢 并经调质处理 由参考文献 1 表 14 7 查得强度极限 由参考文MPa B 650 献 1 表 14 2 得许弯曲用应力 MPa b 60 1 2 按弯曲强度估算轴径 根据表 14 1 得 C 107 118 又由式 14 2 得 mmmm n P cd52 38 93 34 52 132 61 4 118 107 33 考虑到轴的最小直径处要按联轴器 会有键槽存在 故将估算直径加大 3 5 取为 35 98 40 45mm 需同时选取联轴器型号 选取轴mmd40 min 孔直径系列包括 D 40mm 的联轴器 查表得 考虑到转矩变化较小 所以取 1 75 则 A K 联轴器的计算转矩为 mNTKT Aca 25 58057 3315 1 3 所以 查标准 GB T 5014 2003 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 故 d1 1 L 取 40mm 3 设计轴的结构并绘制结构草图 1 确定各轴段的直径 轴段 处为最小直径处 d1 40mm 考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行 定位 轴段 上应有轴肩 d2 45mm 轴段 和轴段 为要安装轴承 d3 d7 50mm 轴段 要对轴承进行轴向定位 d4 58mm 轴段 要对齿轮进行轴向 定位 d5 62mm 轴段 上要安装齿轮 d6 55mm 2 确定各轴段的长度 齿轮轮毂宽度为 55mm 为保证两齿轮固定可靠 轴段 的长度应略短于齿轮 轮毂的宽度 所以轴段 的长度分别为 53mm 为保证齿轮端面与箱体不相碰 齿 轮端面与箱体间距取为 15mm 为保证安装在箱体轴承孔内并考虑轴承的润滑 取 轴承端面与箱体的距离为 5mm 所以轴段 和轴段 长度分别取 19mm 和 43 5mm 轴段 要对齿轮进行轴向定位 轴段 长度取 10mm 考虑到中间轴的支 点长度 轴段 长度应取所以中间轴的轴承支点距离 l 158 5mm 22 4 轴的结构草图 图 3 1 4 按弯曲合成强度校核轴径 1 画出轴的受力图 见图 3 2 2 做水平面内的弯矩图 见图 3 2 支点反力为 NN d T Ft 3 2626 5 252 57 33122 4 3 4 NN l lF F t HA 7 969 5 162 60 3 2626 24 NN l lF F t HB 59 1656 5 162 5 102 3 2626 14 截面处的弯矩 mmNlFM HAH 25 99394 5 102 7 969 1 截面处的弯矩 mmNlFM HBH 18 53839 5 3259 1656 2 3 做垂直面内的弯矩图 见图 3 2 支点反力为 NFF tr 9 95520tan 3 2626tan 44 N l lF F r VA 95 352N 5 162 60 9 955 24 N l lF F r VB 95 602N 5 162 5 102 9 955 14 截面左侧的弯矩为 mmNlMV 38 36177mmN 5 10295 352F 1VA左 23 截面右侧的弯矩为 mmNlMV 36177mmN6095 602F 2VA右 截面处的弯矩为 mmNMV 88 19595mmN 5 3295 602 5 32FVA 4 合成弯矩图 见图 3 2 22 VH MMM 截面 mmN44 105773mmN25 9939438 36177MMM 222 H 2 V 左左 mmN31 105773mmN25 9939436177MMM 222 H 2 V 右右 截面 mmN47 57294mmN18 5383988 19595MMM 222 H 2 V 5 求转矩图 图 3 2 mmNmmN n P T 78 332217 52 132 61 4 1055 9 1055 9 6 1 16 6 求当量弯矩 因减速器单向运转 故可认为转矩为脉动循环变化 修正系数为 0 6 截面 mmN23 225656mmN 78 3322176 044 105773T 2222 右 MMe 截面 mmN47 207401mmN 78 3322176 047 57294T 2222 MMe 7 确定危险截面及校核强度 截面 MPaMPa W Me e 56 13 551 0 23 225656 3 截面 MPaMPa W Me e 59 16 501 0 47 207401 3 查参考文献 1 表 14 2 得 满足的条件 故设计的轴有 MPa b 60 1 be1 24 足够的强度和裕量 FHAFHB B Ft4 Fr4 Ft4 MH MV FVA FVB M Fr4 T 99394 25 36177 375 332217 78 105773 43 图 3 2 3 43 4 键的选择键的选择 25 1 高速轴 1 轴 键的选择 选 A 型平键 d11 30mm L11 82mm L11 82 5 10 72 77mm 按参考文献 2 表 初选键 8 70GB1096 79 b 8mm h 7mm L 70mm l 62mm 按参考文献 4 表 键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为 MPa110 MPa90 按参考文献 5 中式 7 1 和式 7 3 分别验算键的挤压强度和剪切强度 MPa dhl T p 37 10 62730 76 3340004000 MPA dbl T 54 4 62830 76 3320002000 键的挤压强度和剪切强度满足要求 2 中间轴 2 轴 键的选择 选 A 型平键 d21 35mm L21 28mm L21 28 51 0 18 23mm 按参考文献 2 表 初选键 10 20GB1096 79 b 10mm h 8mm L 20mm l 10mm 按参考文献 4 表 键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为 MPa110 MPa90 按参考文献 5 中式 7 1 和式 7 3 分别验算键的挤压强度和剪切强度 MPa dhl T p 2 86 10835 68 12040004000 MPA dbl T 9 68 101035 68 12020002000 键的挤压强度和剪切强度满足要求 d22 35mm L22 58mm L22 58 5 10 48 53mm 按参考文献 2 表 初选键 10 50GB1096 79 b 10mm h 8mm L 50mm l 40mm 按参考文献 4 表 键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为 MPa110 MPa90 按参考文献 5 中式 7 1 和式 7 3 分别验算键的挤压强度和剪切强度 MPa dhl T p 1 43 40835 68 12040004000 26 MPA dbl T 24 17 401035 68 12020002000 键的挤压强度和剪切强度满足要求 3 低速轴 3 轴 键的选择 选 A 型平键 d31 40mm L31 112mm L31 112 5 10 102 107mm 按参考文献 2 表 初选键 12 100GB1096 79 b 12mm h 8mm L 100mm l 88mm 按参考文献 4 表 键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为 MPa110 MPa90 按参考文献 5 中式 7 1 和式 7 3 分别验算键的挤压强度和剪切强度 MPa dhl T p 54 50 82840 57 33140004000 MPA dbl T 85 16 821240 57 33120002000 键的挤压强度和剪切强度满足要求 d32 40mm L3231 112mm L32 112 5 10 102 107mm 按参考文献 2 表 初选键 16 45GB1096 79 b 16mm h 10mm L 45mm l 29mm 按参考文献 4 表 键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为 MPa110 MPa90 按参考文献 5 中式 7 1 和式 7 3 分别验算键的挤压强度和剪切强度 MPa dhl T p 15 83 291055 57 33140004000 MPA dbl T 99 25 291655 57 33120002000 键的挤压强度和剪切强度满足要求 3 53 5 滚动轴承的选择滚动轴承的选择 1 高速轴 1 轴 上滚动轴承的选择 由于减速器为中小功率且支撑跨度不大 故采用两端固定轴承组合方式 考 虑到轴向力较径向力比较小故选用深沟球轴承 轴承预期寿命取为 Lh 25000h 27 有前计算得 轴承所受径向力 轴向力 轴承NFr35 1057 NFa18 315 工作转速 n 1440r min 求当量动载荷 P 根据参考文献 1 中式 15 1 得 arP YFXFfP 查参考文献 1 表 12 12 的 根据参考文献 1 表 15 13 暂取5 1 P f 则 由 查参考文献 1 表 15 13014 0 0 r a C F 19 0 ee F F r a 298 0 35 1057 18 315 得 X 1 Y 0 则 NNP025 1586 18 315035 10571 5 1 计算所需的径向额定动载荷值 有参考文献 1 式 15 6 可得 3 1 6 1 6 25000 10 025 158660 1 1440 10 60 h T Ln f P C 37 19223 选择轴承型号 查有关轴承的手册 更具 d 40mm 选得 6208 GB T 276 1994 轴承 其中 6208 轴承的与NNCr37 1922329500 NC r 18000 0 0175 0 18000 18 315 0 r a C F 初定值相近 所以选用深沟球轴承 6208 GB T 276 1994 合适 2 中间轴 2 轴 上滚动轴承的选择 由于减速器为中小功率且支撑跨度不大 故采用两端固定轴承组合方式 考 虑到轴向力较径向力比较小故选用深沟球轴承 轴承预期寿命取为 Lh 25000h 有前计算得 轴承所受径向力 轴向力 轴承工NFr 5 2144 NFa12 297 作转速 n 382 98r min 求当量动载荷 P 根据参考文献 1 中式 15 1 得 arP YFXFfP 查参考文献 1 表 12 12 的5 1 P f 根据参考文献 1 表 15 13 暂取 则 由 查参考文献 1 表 15 13 得028 0 0 r a C F 22 0 ee F F r a 19 0 5 2144 12 297 28 X 0 56 Y 1 99 则 NNP28 2688 18 31599 1 35 105756 0 5 1 计算所需的径向额定动载荷值 有参考文献 1 式 15 6 可得 3 1 6 1 6 25000 10 28 268860 1 98 382 10 60 h T Ln f P C 81 6095 选择轴承型号 查有关轴承的手册 更具 d 30mm 选得 6206 GB T 276 1994 轴承 其中 6206 轴承的与NNCr81 609519500 NC r 13000 0 0229 0 13000 12 297 0 r a C F 初定值相近 所以选用深沟球轴承 6206 GB T 276 1994 合适 3 低速轴 3 轴 上滚动轴承的选择 由于减速器为中小功率且支撑跨度不大 故采用两端固定轴承组合方式 选 用深沟球轴承 轴承预期寿命取为 Lh 25000h 有前计算得 轴承所受径向力 轴承工作转速 n 132 52r min NFr 5 2144 求当量动载荷 P 根据参考文献 1 式 15 1 得 rPF fP 查参考文献 1 表 12 12 得 5 1 P f NNP35 2644 9 17625 1 计算所需的径向额定动载荷值 有参考文献 1 式 15 6 可得 3 1 6 1 6 25000 10 35 264460 1 52 132 10 60 h T Ln f P C 74 2097 选择轴承型号 查有关轴承的手册 更具 d 50mm 选得 6210 GB T 276 1994GB T 276 1994 轴承 其中 所以选用深沟球轴承 6208 合适 NNCr74 209723200 29 30 4 润滑方式 润滑剂牌号及密封件的选择 4 14 1 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 24 2 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 4 34 3 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 CKB46 润滑油 4 44 4 密封方法的选取密封方法的选取 31 选用凸缘式端盖调整轴承间隙方便 密封性好 采用毡圈油封实现轴的密封 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 32 结 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