二级减速器毕业设计_耿俊勇.doc

新鄉新鄉学学院院 20122012 届届 毕业论文毕业论文( (设计设计) ) 题目：题目：二级直齿减速器毕业设计二级直齿减速器毕业设计 姓 名耿俊勇 学 号0905023045 所 在学院名 称机电工程学院 专 业 名 称机械制造与自动化 指 导教师姓 名梁中丽 指 导教师职 称高级实验师 完成时间：2012 年 4 月 25 日 目目 录录 内容摘要 2 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.2 1.3 选择电动机.2 1.4 确定传动装置的总传动比及其分配.3 1.5 计算传动装置的运动及动力参数 .3 2 设计计算传动零件 5 2.1 高速齿轮组的设计与强度校核.5 2.2 高速齿轮组的结构设计.8 2.3 低速齿轮组的设计与强度校核.9 2.4 低速齿轮组的结构设计12 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 41 选择和校验键联接 .23 42 齿轮的润滑 .23 43 滚动轴承的润滑 .24 44 润滑油的选择.24 45 密封方法的选取 .24 结 论 .25 致 谢 .26 参考文献 .27 附 录 .28 第 1 页 共 33 页 设计题目：设计题目： 二级圆柱直齿减速器设计 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： 第一讲：熟悉题目，收集资料，理解题目，借取一些工具书。 第二讲：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。 第三讲：完成了减速器的设计及整理计算的数据。 第四讲：按照上一阶段所计算的数据，完成零部件的 cad 的绘制。 第五讲：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。 第六讲：修改、打印论文，完成。 第 2 页 共 33 页 内容摘要内容摘要 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 810，作此限制主要为避免外廓尺寸过大。若要求 i10 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：850 及高、低速级的中心距 总和为 250400mmm 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 第 1 页 共 33 页 1 传动装置总体设计传动装置总体设计 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 第 2 页 共 33 页 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 = 840 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 第 3 页 共 33 页 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： = 0.99250.980.980.980.980.980.970.980.94 = 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 . 5min/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 第 4 页 共 33 页 = 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 mnt1969.179 mnt355.602 第 5 页 共 33 页 2 设计计算传动零件设计计算传动零件 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（gb1009588） ； (3)材料选择。由文献2表 101,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 1030 选取节点区域系数 =2.433 t k h z (2)由文献2图 1026 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=6014401(2830010)=4.1472 1 n h l 9 10 第 6 页 共 33 页 同理 =7.825x 2 n 8 10 由文献2图 1019 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 第 7 页 共 33 页 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 第 8 页 共 33 页 (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 第 9 页 共 33 页 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（gb1009588） ； (3)材料选择。由文献2表 101 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 1030 选取节点区域系数 =2.433 t k h z (2)由文献2图 1026 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 106 得材料的弹性影响系数 =189.8 e zmpa (5)由文献2图 1021d 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=6077.6281(2830010)=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 第 10 页 共 33 页 (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 第 11 页 共 33 页 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 第 12 页 共 33 页 =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 第 13 页 共 33 页 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% 第 14 页 共 33 页 3 设计计算轴设计计算轴 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 mnt355.602 （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 第 15 页 共 33 页 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（gb891-8921986） 。 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 ddt=60mm110mm23.75mm，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 第 16 页 共 33 页 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 h0.07d，取 h=6mm，则轴环 l 处的直径为=77mm，轴环宽度 b1.4h，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。30lmm50 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 10961979)，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 16mm10mm70mm，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： 第 17 页 共 33 页 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 第 18 页 共 33 页 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 mnt355.602 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 第 19 页 共 33 页 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mnt355.602 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 第 20 页 共 33 页 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 mnt1969.179 （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 第 21 页 共 33 页 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 第 22 页 共 33 页 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 第 23 页 共 33 页 4 键联接，润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择键联接，润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择 4 41 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 （nm） 极限应力 （mpa） 8760（单头） 25353.539.826.0 高速轴 12880（单头） 4068439.87.32 中间轴12870（单头）4058419141.2 201280（单头） 75606925.268.5 低速轴 1811110（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 42 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 43 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 2ms3ms 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/s3m/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。 第 24 页 共 33 页 4 44 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 45 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。 第 25 页 共 33 页 结结 论论 通过这次毕业设计让我收获到了很多，巩固了我的专业技术知识，锻炼了我综合运用 专业基础知识解决实际问题的能力，同时也提高了我查阅文献资料、设计手册、设计规 范以及电脑三维制图等其他专业能力水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以 及细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志力、抗压能 力及耐性也都得到了不同程度的提升。这是我们都希望看到的，也是我们进行毕业设计 的目的和最终归宿。 本次毕业设计针对“二级减速器设计”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。 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、