毕业设计二级齿轮减速器(共62页)

1、精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业目 录目 录 .11. 概述 .11.1 机械优化设计与减速器设计现状.11.2 课题的主要任务.21.3 课题的任务分析.22. 二级圆柱齿轮减速器的一般设计过程 .32.1 传动装置运动和参数的确定.32.1.1 设计参数.32.1.2 基本运动参数的确定.32.2 齿轮设计部分.42.2.1 高速级齿轮.42.2.2 低速级齿轮.83. 优化设计部分 .124. 轴设计部分 .154.1 轴 1 设计.154.11 轴的结构设计.154.12 计算该轴的支反力、弯矩、扭矩.16精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业4.2 轴 2 设计.184

2、.21 轴的结构设计.194.22 计算该轴的支反力、弯矩、扭矩.204.3 轴 3 设计 .224.31 轴的结构设计.234.32 计算该轴的支反力、弯矩、扭矩.235. 轴承的校核 .275.1 轴承的失效形式 .275.11 疲劳破坏。.275.1.2 永久变形。.275.2 滚动轴承的寿命校核 .275.2.1 一轴的轴承计算.275.2.2 轴轴承校核.295.2.3 轴轴承的校核.296. 键的设计和计算 .316.1 选择键联接的类型和尺寸.316.2 校和键联接的强度.316.3 键与轮毂键槽的接触高度.317. 箱体结构的设计 .328. 润滑密封设计 .35精选优质文档-

3、倾情为你奉上专心-专注-专业9. 三维建模 .361、箱体的绘制.362、减速器的装配.53总结 .57参考文献 .58精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业1. 概述1.1 机械优化设计与减速器设计现状机械优化设计是在电子计算机广泛应用的基础上发展起来的一门先进技术。它是根据最优化原理和方法，利用电子计算机为计算工具，寻求最优化设计参数的一种现代设计方法。实践证明，优化设计是保证产品具有优良的性能、减轻重量或体积、降低成本的一种有效设计方法。机械优化设计的过程是首先将工程实际问题转化为优化设计的数学模型，然后根据数学模型的特征，选择适当的优化设计计算方法及其程序，通过计算机求得最优解。概

4、括起来，最优化设计工作包括两部分内容：将设计问题的物理模型转变为数学模型。建立数学模型时要选取设计变量，列出目标函数，给出约束条件。目标函数是设计问题所要求的最优指标与设计变量之间的函数关系式。采用适当的最优化方法，求解数学模型。可归结为在给定的条件（例如约束条件）下求目标函数的极值或最优值问题。减速器作为一种传动装置广泛用于各种机械产品和装备中，因此，提高其承载能力，延长使用寿命，减小其体积和质量等，都是很有意义的，而目前在二级传动齿轮减速器的设计方面，许多企业和研究所都是应用手工设计计算的方法，设计过程琐碎而且在好多方面都是通过先估计出参数然后再校核计算的过程。这对于设计者来说是枯燥无味的

5、，进行的是重复性工作，基本没有创造性；对于企业来说增加了产品的成本且不易控制产品质量。这些对提高生产力，提高经济效益都是不利的。现代最优化技术的发展为解决这些问题提供了有效途径。目前，最优化方法在齿轮传动中的应用已深入到设计和研究等许多方面。例如，关于对齿面接触强度最佳齿廓的设计；关于形成最佳油膜或其它条件下齿轮几何参数的最优化设计；关于齿轮体最优结构尺寸的选择；关于齿轮传动装置传动参数的最优化设计；在满足强度要求等约束条件下单位精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业功率质量或体积最小的变速器的最优化设计；以总中心距最小和以转动惯量最小作为目标的多级齿轮传动系统的最优化设计；齿轮副及其传动

6、系统的动态性能的最优化设计（动载荷和噪音最小化的研究，惯性质量的最优化分配及弹性参数的最优选择）等。即包括了对齿轮及其传动系统的结构尺寸和质量，齿轮几何参数和齿廓形状，传动参数等运动学问题，振动、噪音等动力学问题的最优化。本次毕业设计就是针对二级圆柱齿轮减速器的体积进行优化设计，其意义在于利用已学的基础理论和专业知识，熟悉工程设计的一般过程，同时把先进的设计方法、理念应用于设计中，为新技术时代的到来打下基础。1.2 课题的主要任务独立完成减速器的设计计算，优化程序；确定可行的优化设计方法，编写计算机程序，并调试通过；完成 1.5 万字以上的设计说明书；零件的详细设计准则；确定出目标函数，各种约

7、束条件。1.3 课题的任务分析从设计任务可知本设计的任务分为两个部分：一是进行二级圆柱齿轮减速器的一般设计；二是进行二级圆柱齿轮减速器的优化设计。一般设计包括减速器的设计、校核、计算，绘制装配图、零件图和部分设计说明书的工作。优化设计主要是完成减速器数学模型的建立，确定目标函数，各种约束条件；确定优化设计的方法；编写计算机程序，并调试通过；编写设计说明书。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业2. 二级圆柱齿轮减速器的一般设计过程2.1 传动装置运动和参数的确定2.1.1 设计参数公称速比：31.5工作寿命：10 年 两班制 每班 8 小时装配形式：（如图 2.1 所示）图 2.1转速：1

8、450r/min输入功率：6.2KW2.1.2 基本运动参数的确定按展开式布置，为使两级大齿轮直径相近，查得 i1=6.3，i2=i/i1=31.5/6.3=5T1=95490*P1/n1=95490*6.2/1450=40.4Nm各轴转速：min/16.2303 . 61450112rinnmin/03.465 .31145013rinn各轴输入功率：精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业KWP2 . 61KWPP89. 598. 097. 02 . 61212KWPPP6 . 598. 097. 089. 5122312323各轴输入转矩：mNT4 .401mNiTT01.23796.

9、 098. 097. 03 . 64 .400112112mNiTT5 .112698. 097. 0501.23723223以上各参数列表如下：表 2.12.2 齿轮设计部分2.2.1 高速级齿轮1选初值：1）直齿圆柱齿轮传动2）一般工作情况，故选用 7 级精度（GB10095-88）3）材料选择：已知小齿轮材料为 45 刚（调质） ，硬度为 230HBS，大齿轮材料为45 钢（调质） ，硬度为 190HBS4）初选小齿轮齿数为 Z1=19，大齿轮齿数为 Z2=19*6.3=119.7，取 Z2=1202修正参数及强度校核.按齿面接触强度设计轴名功率 P(KW)转矩转速 n传动比 I效率I

10、轴6.240.414506.30.96II 轴5.89237.01230.16III 轴5.61126.540.0350.95精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业由公式 3211)(123. 2HEdttZuuTKd进行试算确定公式内的各计算数值试选载荷系数： Kt=1.4转矩 T1=40.4Nm已知齿宽系数：d=0.4查得材料的弹性影响系数：2/18 .189PaMZE，计算得接触疲劳强度极限：小齿轮：MPaH6441lim大齿轮：MPaH5322lim37. 0costantannaat 108221 .2237. 0arctanat 344140761.142432. 0cossi

11、nsinnba91. 1cos2sin)()cos()cos2()cos()cos2(2122222121atatZZdZZdZZatat 72. 0tan1Zd按齿面接触疲劳强度设计。 计算区域系数3575. 2cossincos2ataZbH试算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小的值，则有 mmZuuTKdHEdtt6 .43)6448 .1893575. 2(3 . 691. 14 . 0) 13 . 6(104 . 14 .402)(1333211计算齿宽mmdbtd44.176 .434 . 01计算法面模数精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业法面模模数：mmZdmn2 .

12、2cos11 按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为：3211)(2FSaFadnYYZKTm确定公式内的各计算数值：根据齿轮的材料得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE6441；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5322小齿轮的弯曲疲劳许用应力MPaFE2301大齿轮的弯曲疲劳许用应力MPaFE1902查得齿形系数：76. 21FaY，18. 22FaY查得应力校核系数：56. 11SaY，79. 12SaY计算大小齿轮的FSaFaYY，并加以比较：018. 023056. 176. 2111FSaFaYY 017. 023079. 118. 222FSaFaYY大齿轮的数值比较大，所以： mm

13、m28. 2018. 0244 . 01015cos04. 44 . 123242取 2.75 标准模数计算传动尺寸及中心距 a mmZZman2 .182cos2)(21修正螺旋角。90.152)(21aZZmacrosn精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业计算端面模数。86. 2cosntmm设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.7523 并就近圆整为标准值 m=2.75mm

14、，按接触强度算得的分度圆直径mmd6 .431，几何尺寸计算计算其他尺寸mmmZdt34.5411mmmZdt74.31122mmdba73.2134.544 . 012mmbb73.23)32(11计算载荷：NdTFt42.37062 .51104 .4022311 齿面接触疲劳强度校核 biiTKaZZZZHEH) 1(5001EZ-节点区域系数 EZ=2.3575Z-重合度系数 0.7Z-螺旋角系数 98. 0cosZ2 .175) 1(5001HHEHMPabiiTKaZZZZ齿根弯曲疲劳强度校核： YYYYbmdKTSaFanF112000精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业

15、EaY-齿形系数 2.76SaY-齿轮应力修正系数 1.56 Y-齿轮重合度系数 643. 075. 025. 0aYY-螺旋角系数 91. 01201Y7 .8791. 0643. 056. 176. 275. 273.2134.544 .404 . 12000200011FSaFanFMPaYYYYbmdKT2.2.2 低速级齿轮1选初值：1）直齿圆柱齿轮传动 2）材料选择：已知小齿轮材料为 45 刚（调质） ，硬度为 230HBS，大齿轮材料为45 钢（调质） ，硬度为 190HBS3）初选小齿轮齿数为 Z3=26，大齿轮齿数为 Z4=26*5=126.5，取 Z4=1272修正参数及强

16、度校核.按齿面接触强度设计由公式 3211)(1HEdttZuuTKd进行试算确定公式内的各计算数值试选载荷系数： Kt=1.4转矩 T1=40.4Nm已知齿宽系数：d=0.4查得材料的弹性影响系数：2/18 .189PaMZE，计算得接触疲劳强度极限：小齿轮：MPaH6441lim大齿轮：MPaH5322lim精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业37. 0costantannaat 108221 .2237. 0arctanat 344140761.142432. 0cossinsinnba59. 1cos2sin)()cos()cos2()cos()cos2(2122222121at

17、atZZdZZdZZatat88. 0tan1Zd按齿面接触疲劳强度设计。 计算区域系数3575. 2cossincos2ataZbH试算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小的值，则有 mmZuuTKdHEdtt36.97)6448 .1893575. 2(3 . 691. 14 . 0) 13 . 6(104 . 14 .402)(1333213计算齿宽mmdbtd94.3836.974 . 03计算法面模数法面模模数：mmZdmn6 . 3cos33 按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为：3211)(2FSaFadnYYZKTm确定公式内的各计算数值：根据齿轮的材料得小齿轮的弯曲疲劳强度极

18、限MPaFE6441；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5322精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业小齿轮的弯曲疲劳许用应力MPaFE2301大齿轮的弯曲疲劳许用应力MPaFE1902查得齿形系数：53. 21FaY，14. 22FaY查得应力校核系数：62. 11SaY，83. 12SaY计算大小齿轮的FSaFaYY，并加以比较：038. 019053. 289. 2111FSaFaYY 020. 019083. 114. 222FSaFaYY大齿轮的数值比较大，所以： mmm97. 3038. 0244 . 010722. 089. 093.46. 24 . 12324取 2.75

19、标准模数计算传动尺寸及中心距 a mmZZman7 .316cos2)(43修正螺旋角。13.152)(43aZZmacrosn计算端面模数。1 . 4cosntmm设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.7523 并就近圆整为标准值 m=2.75mm，按接触强度算得的分度圆直径mmd6 .431，几何尺寸计算计算其他尺寸mmmZdt6 .10633精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-

20、专业mmmZdt7 .52044mmdba64.426 .1064 . 012mmbb64.45)32(21计算载荷：NdTFt42.37062 .51104 .4022311 齿面接触疲劳强度校核 biiTKaZZZZHEH) 1(5001EZ-节点区域系数 EZ=2.3575Z-重合度系数 0.7Z-螺旋角系数 98. 0cosZ42.457) 1(5001HHEHMPabiiTKaZZZZ齿根弯曲疲劳强度校核： YYYYbmdKTSaFanF112000 EaY-齿形系数 2.53SaY-齿轮应力修正系数 1.62 Y-齿轮重合度系数 722. 0 . 075. 025. 0aYY-螺旋

21、角系数 891. 01201Y72.10089. 07222. 062. 153. 244 .426 .10693.2464 . 12000200011FSaFanFMPaYYYYbmdKT精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业得出总的中心距为：mmaaa49818231621精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业3. 优化设计部分设计目标为使中心距最小，所以这个目标函数就表示为：min)1 ()1 (cos21232111izmizmann保证中心距 a 为最小时应该满足的条件是本优化设计问题的约束条件，它们是：齿面的接触强度和齿根的弯曲强度以及中间轴上的大齿轮不与低速轴发生干涉。1

22、.齿面接触强度计算给出：0cos10845. 63116131212TKizmnH和0cos10845. 63226233222TKizmnH式中：H-许用接触应力；T1-高速轴 1 的转速；T2-中间轴 2 的转矩；K1，K2-载荷系数；齿宽系数。2.齿根弯曲强度计算给出高速级大、小齿轮的齿根弯曲强度条件为；0cos)1 (32213111111zmiTKYnw和0cos)1 (32213111122zmiTKYnw低速级大小齿轮的齿根弯曲强度条件为精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业0cos)1 (32233221133zmiTKYnw和0cos)1 (32233221144zmiT

23、KYnw式中w分别属 4 个齿轮的许用弯曲应力Y 分别是齿轮 4 个齿轮的齿形系数3.根据不干涉条件，有0)cos2(cos2)1 (1111231sizmmizmnnn取s=5设) 1 (1xmn )2(2xmn )3(1xz )4(3xz )5(1xi )6(x则目标函数为min)1 ()1 (cos21232111izmizmann约束条件为0102 . 4cos1313143izmn0102 . 2cos3332331zmin0)1 (1049. 1cos2131132zmin0)1 (108 . 9cos2131142zmin0)5 .31(102 . 2cos2332142zmin

24、0)5 .31(105 . 1cos2332142zmin0)5 .31()5(cos2132111121izmizmiminnn编写 M 文件如下function f=bentanj_f(x);hd=pi/180;f=(x(1)*x(3)*(1+x(5)+x(2)*x(4)*(1+31.5/x(5)/(2*cos(x(6)*hd);约束条件：function g,ceq=bentanj_g(x);hd=pi/180;g(1)=cos(x(6)*hd)3-4.2e-4*x(1)3*x(3)3*x(5);精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业g(2)=x(5)*cos(x(6)*hd)3-2

25、.2e-3*x(2)3*x(4)3;g(3)=cos(x(6)*hd)-1.49e-3*(1+x(5)*x(1)3*x(3)2;g(4)=cos(x(6)*hd)-9.8e-4*(1+x(5)*x(1)3*x(3)2;g(5)=x(5)*cos(x(6)*hd)2-2.2e-4*(x(5)+31.5)*x(2)3*x(4)2;g(6)=x(5)*cos(x(6)*hd)2-1.5e-4*(x(5)+31.5)*x(2)3*x(4)2;g(7)=2*x(5)*cos(x(6)*hd)*(5+x(2)-x(5)*x(1)*x(3)*x(5)-x(2)*x(4)*(x(5)+31.5);ceq=;

26、x0=1;1;1;1;1;1; lb=3,4,19,20,5,14; ub=5,6,22,30,8,20; x,fn=fmincon(bentanj_f,x0,lb,ub,bentanj_g);得出结论：fprintf(mn1=%3.4fn,x(1);fprintf(mn2=%3.4fn,x(2);fprintf(z1=%3.4fn,x(3);fprintf(z2=%3.4fn,x(4);fprintf(i1=%3.4fn,x(5); fprintf(beta=%3.4fn,x(6);mn2=4.0000i1=6.6491z2=20.0000beta=14.0000mn1=3.0000z1=1

27、9.0000得到优化的数据是 ) 1 (1xmn=3 )2(2xmn=4 )3(1xz =19 )4(3xz =20 )5(1xi =6.6 )6(x=14得出总的中心距为： mmizmizmann444228216)1 ()1 (cos21232111相比原来的中心距缩小了 10.9%mmaaa49818231621总精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业4. 轴设计部分4.1 轴 1 设计轴 1 结构简图见图 4.11.图 4.11功率P1=6.2KW，min/14501rn ，mNT4 .401求作用在齿轮上的力已知高速小齿轮的分度圆直径：mmd571 压力角： 20n。14可得：

28、NdTFt54.141757104 .4022311 NFFntr73.531cos/20tan54.1417cos/tan NFFta4 .353tan初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 40Cr，调质处理，查得 A0=112，得： mmnPAd1 .1814502 . 611233110min其最小直径显为安装联轴器处轴的直径 d1-2。4.11 轴的结构设计1）图 4.12 给该轴分阶。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业3）确定轴上圆角和倒角尺寸。4）求出轴上载荷分布，根据轴的结构图作出轴的计算简图（图 4.12） 。图 4.124.

29、12 计算该轴的支反力、弯矩、扭矩1）水平面支反力：0AM 0104702yrFFNFFrY89.3571047020Y021yryFFFNFFFryy83.173212）垂直面支反力： 0)257(104702tZrFFF56.302ZF0CM0)257(351041trZFFFNFFFrtZ29.56210434)257(13）水平面弯矩：精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业01 MxFyxxFMy89.35710)70(1MxFxFry1 .372219 .35770)(1xFxFFMryr4）画出弯矩图x图 4.135）垂直面弯矩：01 MxFZxxFMZ29.56210)257

30、()70(1MFxFxFtZr59.103956.30 xM6）画出弯矩图：精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 4.147）计算总弯矩： mmNMMMVHa75.466563 .393603 .250522222左mmNMa86.2507359.103935.2097222右mmNMMbb34.3905819.3295035.2097222右左图 4.158）当量弯矩：48.47537)(75.46656)(2222TTMMbeb9）校核最小直径：mmbMded29 1 . 01而最小段是 40mm 故而符合使用要求4.2 轴 2 设计轴 2 的结构简图见图 4.21。精选优质文档-

31、倾情为你奉上专心-专注-专业图 4.21功率P2=5.89KW，min/16.2302rn ，mmNT01.2372求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径：mmd3752 压力角： 20n。14可得：NdTFt135037516.23022222NFFntr4 .506cos/tan22NFFta59.336tan22低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=80mm可得：NdTFt63358016.23022323NFFntr33.2376cos/tan33NFFta49.1579tan23初步确定轴的最小直径 dmin选取轴的材料为 40 刚，调质处理，查得 A0=112，得：mmnPAd

32、5 .3316.23089. 511233220min 有一个键适当增大 4%8% 取 40mm4.21 轴的结构设计1）图 4.32 给该轴分阶。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。3）轴上载荷分布，首先根据轴的结构图作出轴的计算简图（图 4.22） 。图 4.224.22 计算该轴的支反力、弯矩、扭矩1）水平面支反力：0AM 07510435223ryrFFFNFY53.4341043533.2376754 .50620BM0)2375(40296910423231ttrrZFFFFFNFFFFFttRrZ9 .6305104)2375(

33、406929233212）垂直面支反力：0AM 0237540104753523223trZrrFFFFFNFZ89.443520BM精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业0)2375(40296910423231ttrrZFFFFFNFFFFFttRrZ9 .6305104)2375(406929233213）水平面弯矩：011 MxFyxxFMy4 .1435110)35(21MxFxFry5 .8317094035)(12xFxFFMryr0)75()35(3231MxFxFxFrry56.4519146.13753xM4）画出弯矩图图 4.235）垂直面弯矩：011 MxFZxxF

34、MZ9 .630511040)70(2311MFxFxFtZZ45.1702285 .39292xM02375()75(40)35(322331MFxFFxFxFtrrrZ45.4613339 .44353xM精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业6）画出弯矩图：图 4.247）计算总弯矩： mmNMMMVHa25.44943195.4256455 .1442702222左mmNMa17.48967895.4649405 .15367022右mmNMMbb05.2004552 .1287155 .15367022右左图 4.258）当量弯矩：mm95.893182)(17.489678)(

35、2222NTTMMbeb校核最小直径：mmbMded52 1 . 01而最小直径为 70mm 所以符合要求4.3 轴 3 设计轴 3 的结构简图见图 4.31。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 4.31功率P3=5.6KW，min/03.403rn ，mmNT5 .11263作用在齿轮上的力已知低速大齿轮的分度圆直径：mmd3764 压力角： 20n。14可得：NdTFt5771376105 .112622343 NFFntr78.216414cos/20tan70.5813cos/tan NFFta87.1438tan初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 40 刚，调质处理，查得

36、A0=112，得：mmnPAd5403.406 . 510033330min4.31 轴的结构设计1）图 4.32 给该轴分阶。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。3）轴上载荷分布，首先根据轴的结构图作出轴的计算简图（图 4.32） 。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 4.324.32 计算该轴的支反力、弯矩、扭矩1）水平面支反力：0AM 0104442yrFFNFFrY87.9151044420Y021yryFFFNFy9 .124812）垂直面支反力：0AM 0)2376(104442tZrFFFNFZ5 .10568220CM0)2376(601041trZFFFN

37、FFFrtZ28.918310460)2376(13）水平面弯矩：精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业01 MxFyxxFMy9 .124810)70(1MxFxFry1 .372219 .35770)(1xFxFFMryr4）画出弯矩图图 4.335）垂直面弯矩：01 MxFZxxFMZ29.56210)257()70(1MFxFxFtZr59.103956.30 xM6）画出弯矩图：精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 4.347）计算总弯矩： mmNMMMVHa75.466563 .393603 .250522222左mmNMa86.2507359.103935.20972

38、22右mmNMMbb34.3905819.3295035.2097222右左图 4.358）当量弯矩：48.47537)(75.46656)(2222TTMMbeb校核最小直径：mmbMded29 1 . 01而最小直径为 60mm 所以符合要求精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业5. 轴承的校核5.1 轴承的失效形式 滚动轴承的失效形式主要是疲劳破坏和永久变形5.11 疲劳破坏。滚动轴承在工作过程中，滚动体相对内圈不断地转动，因此滚动体与滚道接触表面受变应力。此变应力可近似看做载荷按脉动循环变化。由于脉动接触应力的反复作用，首先在滚动体或滚动表面下一定深度处产生疲劳破坏，继而扩展到接触

39、表面，形成疲劳点蚀致使轴承不能正常工作。通常，疲劳点蚀是轴承的主要失效形式。5.1.2 永久变形。当轴承转速很低或间歇摆动时一般不会产生疲劳破坏，但在很大的静载荷或冲击载荷作用下会使轴承滚道和滚动体接触处产生永久变形（滚道表面形成变形凹坑） ，从而使轴承在运转中产生剧烈震动和噪声以至轴承不能正常工作。 此外，由于使用和保养不当或密封润滑不良等原因也会引起轴承早期磨损，胶合，内外圈和保持架破坏等不正常失效。5.2 滚动轴承的寿命校核5.2.1一轴的轴承计算 一轴采用两个轴承代号为 30203 的轴承一轴左端轴承：NFFFAVAHr79.204704.65453.19402221211NFa33.

40、5511查机械设计课程设计手册 吴宗泽 罗圣国 主编(高等教育出版社)P75 表 6-7代号 30203 的轴承。 .35. 0e7 . 1YKNCr8 .20精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业因 35. 055. 079.204733.551eFFra则 NFPrr79.2047由公式 pfcfnLprh6010610式中： 轴承预期寿命由机械设计基础刘峰 中国石油大学出hL10版社，表 15-11 选为 10000h。 n轴的转速； 温度系数，由机械设计基础刘峰 中国石油大学出版tf社，p291 表 15-9 选取，此处选 1； C基本额定动载荷，由机械设计基础刘峰 中国石油大学出

41、版社，表 6-7p75 可得； 载荷系数，由机械设计基础刘峰 中国石油大学出pf版社， 表 15-10 选取，此处选取 1.5； P径向当量动载荷，当，；当，时eFFrarrFp 时eFFra；arrYFFP4 . 0 寿命指数，对于球轴承=3，对于滚子轴承；310因此 (合格)hLh1000068.1013379.20475 . 1108 .201960601033. 33610轴的右端： NFFFBVBHr38.85121.3542 .7742221211 NFa33.5511 35. 065. 038.85133.551eFFra NYFFParr813.127733.5517 . 13

42、8.8514 . 04 . 0查机械设计课程设计手册 吴宗泽 罗圣国 主编(高等教育出版社)P75 表 6-7代号 30203 的轴承。 35. 0e7 . 1YKNCr8 .20精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业 (合格)hLh1000064.48732813.12775 . 1108 .201960601033. 336105.2.2 轴轴承校核 轴左端选用 30207NFFFAVAHr5 .537122.127995.52162222222NFFFaaa83.126683.53466.180123查机械设计手册表 6-7，Y=1.6，e=0.37，C=54.2KN37. 024.

43、 05 .537183.1266eFFra则 NFPrr5 .5371 (合格)hLh1000004.594765 .53715 . 1102 .541160601033. 33610 轴右端选用 30207NFFFBVBHr98.637253.103796.62872222222 NFa83.1266237. 02 . 098.637283.1266eFFra则 NFPrr98.6372 (合格)hLh10000375.3365998.63725 . 1102 .541160601033. 336105.2.3 轴轴承的校核 轴左端选用 30208NFFFAVAHr47.383889.237

44、964.30112223233NFa3 .17383查机械设计手册表6-7，Y=1.6，e=0.37，C=63KN精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业37. 045. 047.38383 .1738eFFra则 NYFFParr668.43163 .17386 . 147.38384 . 04 . 0 (合格)hLh1000032.683298668.43165 . 1106316 .47601033. 33610 轴右端选用30209NFFFBVBHr01.560508.79976.55472223233 NFa3 .17383查机械设计手册表6-7，Y=1.6，e=0.37，C=63

45、KN 37. 031. 001.56053 .1738eFFra则 NFPrr01.5605 hLh10000042.28635501.56055 . 1106316 .47601033. 33610精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业6. 键的设计和计算6.1 选择键联接的类型和尺寸一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键。根据 d2=55 d3=65取： 键宽 b2=16 h2=10 L2=36 b3=20 h3=12 L3=506.2 校和键联接的强度 查表得 MPaF110工作长度 201636222bLl302050333bLl6.3 键与轮毂键槽的接触高度 K

46、2=0.5 h2=55 . 03K63h由书得： 222322102dlKTp20.5255205100053.1432 p 333333102dlKTp22.5365306100035.3112 p两者都合适精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业7. 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用67sH配合。1.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm。为

47、保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3 . 6。3.机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便。4.对附件设计1）视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6 紧固。2）油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以

48、密封。3）油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。4）通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业5）盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。6）位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。7）吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。减速器机体结构尺寸如下：表 6.1名称符号计算公式箱

49、座壁厚83025. 0a箱盖壁厚18302. 01a箱盖凸缘厚度1b115 . 1b箱座凸缘厚度b5 . 1b箱座底凸缘厚度2b5 . 22b地脚螺钉直径fd12036. 0adf地脚螺钉数目n查手册轴承旁联接螺栓直径1dfdd72. 01机盖与机座联接螺栓直径2d2d=（0.50.6）fd轴承端盖螺钉直径3d3d=（0.40.5）fd视孔盖螺钉直径4d4d=（0.30.4）fd定位销直径dd=（0.70.8）2dfd，1d，2d至外机壁距离1C查机械毕业设计指导书表 4精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业fd，2d至凸缘边缘距离2C查机械毕业设计指导书表 4外机壁至轴承座端面距离1l1

50、l=1C+2C+（812）大齿轮顶圆与内机壁距离111.2齿轮端面与内机壁距离22机盖，机座肋厚mm ,185. 0,85. 011mm轴承端盖外径2DDD 2+（55.5）3d轴承旁联结螺栓距离S2DS 精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业8. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于5(1.5 2) 10. /minmmr，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92 中的 50 号润滑，装至规定高度。油的深度为H，1h H=30 1h=34所以H+1h=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖

51、与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 6.3。 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国 150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业9. 三维建模9.1 箱体的绘制步骤 1 建立工作目录单击菜单【文件】-【新建】命令，打开【新建】对话框。选择“零件“类型，在【名称】栏中输入新建文件名。单击确认。步骤 2 使用拉伸工具建立模型的集体1.单击拉伸按钮，打开拉伸特征操控板，选择实体拉伸方式，关于草绘平面，绘制如下图。图 9.12.单击确认，设置拉伸深度为“170“使用拉伸工具建立模型的集体。3.单

52、击确认完成。步骤 3 建立抽壳特征单击抽壳按钮，打开抽壳特征操控板。设置厚度为“15” 。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业单击确认按钮，完成抽壳特征的建立，如下图。图 9.2步骤 4 绘制中间板单击拉伸按钮，打开拉伸特征操控板，选择实体拉伸方式，关于草绘平面，绘制如下图。单击确认，设置双向拉伸深度为“30” 。单击确认完成。图 9.3精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业步骤 5 绘制底板单击拉伸按钮，打开拉伸特征操控板，选择实体拉伸方式，关于草绘平面，绘制如下图。单击确认，设置拉伸深度为“35” 。单击确认完成。图 9.4步骤 6 建立圆角单击圆角按钮，打开圆角特征操控板，设定

53、圆角半径为“25” 。如下图。图 9.5精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业步骤 7 绘制轴承外部单击拉伸按钮，打开拉伸特征操控板，选择实体拉伸方式，关于草绘平面，绘制如下图。单击确认，设置拉伸深度为“35” 。单击确认完成。步骤 8 绘制轴承孔单击拉伸按钮，打开拉伸特征操控板，选择实体拉伸方式，关于草绘平面，绘制如下图。单击确认，设置拉伸深度为“35” 。单击确认完。图 9.6步骤 9 绘制凸台单击拉伸按钮，打开拉伸特征操控板，选择实体拉伸方式，关于草绘平面，绘制如下图。单击确认，设置拉伸深度为“60” 。单击确认完。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.7步骤 10 建立

54、第一个筋特征建立一个平面 DTM1 且过小轴孔基准线，和 RIGHT 平面，如下图。图 9.8单击筋按钮，打开筋特征操控板。单击【参照】面板中的【定义】按钮，系统进入草绘工作环境。设定筋的厚度为 12。并调整成生成方向，如下图。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.9步骤 11 建立第二个和第三个筋特征单击筋按钮，打开筋特征操控板。单击【参照】面板中的【定义】按钮，系统进入草绘工作环境。设定筋的厚度为 12。并调整成生成方向。 ，方法同步骤 10。步骤 12 建立孔特征单击孔按钮，打开孔特征操作板。选择“线性”定位方式，选择参照，设定孔径为 M6，孔深为 28，设定孔中心相对于 R

55、IGHT 平面的尺寸为 35，相对于 TOP 平面的尺寸为“35” 。单击确认，完成安装孔的建立。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.10步骤 13 建立小轴承盖孔特征单击孔按钮，打开孔特征操作板。选择“线性”定位方式，选择参照，设定孔径为 M6，孔深为 28，设定孔中心相对于 RIGHT 平面的尺寸为 35，相对于 TOP 平面的尺寸为“35” 。单击确认，完成安装孔的建立。如下图所示。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.11步骤 14 建立孔特征单击孔按钮，打开孔特征操作板。选择“线性”定位方式，选择参照，设定孔径为 16，孔深为 74，单击确认，完成安装孔的建

56、立。如下图。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.12步骤 14 重复步骤 13 做到下图。图 9.13步骤 15 建立孔特征单击孔按钮，打开孔特征操作板。选择“线性”定位方式，选择参照，设定孔径为 20，孔深为 78，单击确认，完成安装孔的建立。如下图。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.14步骤 16 建立平面图 9.15步骤 17 镜像选中的部分以上步骤 16 的平面为对称平面镜像如下图红色部分。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.15步骤 18 镜像选中的部分以上步骤 16 的平面为对称平面镜像如下图红色部分。图 9.16步骤 19 镜像选中的部

57、分以上步骤 16 的平面为对称平面镜像如下图红色部分。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.17步骤 20 建立拉伸基体1.单击拉伸按钮，打开拉伸特征操控板，选择实体拉伸方式，关于草绘平面，绘制如下。.2.单击确认，使用拉伸切除建立模型的集体。3.单击确认完成。图 9.18步骤 21 建立孔特征单击孔按钮，打开孔特征操作板。选择“线性”定位方式，选择参照，设定孔径为 19，孔深为 20，单击确认，完成安装孔的建立。如下图。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.19步骤 22 建立 DTM3步骤 23 拉伸透气孔1.单击拉伸按钮，打开拉伸特征操控板，以 DTM3 为参考平

58、面。选择实体拉伸方式，关于草绘平面，绘制如下。2.单击确认，使用拉伸切除建立模型的集体。3.单击确认完成。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.20步骤 23 完成倒角单击倒角按钮，打开倒圆角特征操控板。确认半径为 10，如下图。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.21步骤 24 完成底座倒角图 9.22精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业步骤 25 拉伸完成油塞孔1.单击拉伸按钮，打开拉伸特征操控板，选择实体拉伸方式，关于草绘平面，绘制如下。2.单击确认，使用拉伸切除建立模型的集体。3.单击确认完成。图 9.23步骤 26 完成倒角图 9.24步骤 27 完成

59、倒角精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.25步骤 28,分割上下箱体1.选择 DTM1 平面，选择目录菜单的编辑实体化。图 9.262.然后得到下图，单机确认即可。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.279.2 减速器的装配添加下箱体。启动软件，新建一个装配文件夹。单击按钮，弹出“打开”对话框。在对话框中选择下壳体实体文件，单击“打开”按钮将其调入装配文件 中。单击“元件放置”对话框，在单击“确定” ，确定下壳体的位置。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业图 9.28添加 7205 轴承两个。7211 轴承 2 个，7214 轴承 2 个单击按钮，打开对话框，在对话框中选择轴承实体文件，单击“打开”按钮并将其调入装配文件中，并打开“元件放置”对话框。选择端盖内表面和轴表面，添加“插入”约束。选择轴肩侧面和端盖侧面，添加“匹配”约束。图 9.29添加轴及其齿轮。选择轴的中心线和下壳体轴承安装表面的中心线，添加“轴对齐”在约束。选择轴承的内表面和轴肩位置，添加“匹配”约束。单击“元件放置“对话框”连接“栏中的”约束列表中的“类型”列，在弹出的下拉列表中选择“相切”项，使平面接触，单击“元件放置“对话框