毕业设计（论文）二级圆柱齿轮减速器设计

1、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 0711 班 姓名 学号 07011121 指导教师 日期 2009 年 12 月 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 = 2400 n 运输带速度 v = 1.8m/s 卷筒直径 d = 260 mm 滚筒及运输带效率 =0.96 。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

2、为成批生产，允许总速比 误差为 4%，要求齿轮使用寿命为 8 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 25000 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 solidworks 装配体和 cad 零部件的 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

3、导教师（签名）：指导教师（签名）： 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

4、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

5、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。运用 solidworks 软件进行齿轮减速器的三维 立体图形的设计，完成齿轮减速器的三维立体零件图和装配体的绘制。 关键词：关键词：齿轮啮合 轴传动 传动比 传动效率 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

6、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 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

7、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 = 840 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

8、 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 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. 098 . 0 97. 099 . 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：

9、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 y132s4 型和 y132m26 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 y132m265.510009607.26 y132s45.51500144010.88 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 y132s4，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

10、 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 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

11、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 mmnmmnnitt76.3399. 0114 . 3 010101 2 轴 min/98.382min/ 76. 3 1440 12 1 2 r

12、r i n n kwkwnnpnpp85 . 4 97. 099 . 0 14. 5 2 3 2 211212 mmnmmnnitt68.12095 . 0 76 . 3 76.33 121212 3 轴 min/52.132min/ 89 . 2 98.392 23 2 3 rr i n n kwkwnnnpp61 . 4 99 . 0 97 . 0 99 . 0 85 . 4 43223 mmnmmnnitt57.33199 . 0 97 . 0 99. 089 . 2 68.120 232323 滚筒轴 min/51.132 3 rnnw kwkwnnpnppw34 . 4 96 . 0

13、 98 . 0 61 . 4 543343 mmnmmnnittw94.31196. 098 . 0 157.331 34343 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 220250hbs；大齿轮选用 45 钢正火，硬度为 170210hbs。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 ra3.26.3um。 (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

14、 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

15、，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 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=6014401(852401)=1.44109 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

16、 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. 119. 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

17、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 495612 1182 )9124(2 cos 2 )( 21 a zzmn src 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 495612cos 242 cos 1 1 mmmm zm d n 75.186 495612cos 912 cos 21 2 2) 齿宽 b mmmmd

18、b 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m

19、pampa h 41.505 76 . 3 25.4935 ) 176 . 3 (1038 . 3 4 . 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 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 220250hbs；大齿轮选用 45 钢正火，硬度 为 170210hbs，精度等级选 8 级。

20、（2）按齿面接触疲劳强度设计 1）转矩 t2 mmnmmn n p t74.120939 98.382 85 . 4 1055. 91055 . 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 10

21、82 . 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 故 mmmm u ukt d hd 77.72 58889 . 2 6 . 0 ) 189 . 2 (74.1209391 . 1 43.76 ) 1( 43.76 3

22、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

23、=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 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.

24、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。 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

25、 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=107118.又由参考文献1式（14.2）得 mmmm n p cd99.1731.16 1440 1 . 5 )118107( 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 16.818.89mm。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

26、 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，

27、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 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）

28、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 495612cos 20tan 96.1370 cos t

29、an 11 nnff ta 18.315495612tan96.1370tan 11 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 .

30、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 t92.33822 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

31、。 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 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 m

32、h mv fva fvb m fa1 fr1 t 图 1-2 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=107118.又由参考文献1式（14.2）得 mmmm n p cd 5 . 2794.24 98.382 85 . 4 )118107( 33 中间轴最小直径取mmd30 min

33、(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

34、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 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 03.2

35、120 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 495612cos 20tan 4 . 1292 cos tan 22 nnff ta 12.297495612tan 4 . 1292tan 22 nnff tr 98.100320tan 4 . 2758ta

36、n 33 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 44.9043mmn2898.3

37、2228fvb 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 t74.120939 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

38、环变化，修正系数为 0.6。 截面 mmn99.114300mmn 74.1209396 . 011.88313t 2222 ）（）（）（ 左 mme 截面 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

39、 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。 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。 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

40、力。mpa b 60 1 (2) 按弯曲强度估算轴径 根据表 14.1 得 c=107118.又由式（14.2）得 mmmm n p cd52.3893.34 52.132 61 . 4 )118107( 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 35.9840.45mm，。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

41、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

42、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 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

43、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

44、 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 截面右侧的弯矩为 mmnlmv 36177mmn6095.602f 2va右 截面处的弯矩为 mmnmv 88.19595mmn 5 . 3295.6025 .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

45、 ）（）（ 右右 截面 mmn47.57294mmn18.5383988.19595mmm 222 h 2 v ）（）（ 5）求转矩图（图 3-2） mmnmmn n p t78.332217 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

46、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 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 （1）高速轴（1 轴）键的选择 选 a 型平键 d11=30mm l11=82mm l1

47、1=82-(510)=7277mm 按参考文献2表，初选键 8 70gb109679： 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-(510)=1823

48、mm 按参考文献2表，初选键 10 20gb109679：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-(510)=4853mm 按参考文献2表，初选键 10 50gb109679：b=10m

49、m 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 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- (510)=102107mm 按参考文献2表，初选键 12 100gb109679：b=12mm h=8

50、mm 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- (510)=102107mm 按参考文献2表，初选键 16 45gb109679：b=16mm h=10mm l=45mm l=29mm 按参考文献4表，键的

51、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 。 有前计算得：轴承所受径向力，轴向力

52、，轴承nfr35.1057nfa18.315 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. 0ee 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 10 025.1

53、58660 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nncr37.1922329500nc 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

54、。 有前计算得：轴承所受径向力，轴向力，轴承工nfr 5 . 2144nfa12.297 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. 0ee f f r a 19 . 0 5 . 2144 12.297 x=0.56，y=1.99，则 nnp28.2688)18.31599. 135.105756 . 0 (5 . 1 计算所需的径向额定动载荷值 有参考

55、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nncr81.609519500nc 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

56、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 nnp35.26449 .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 276-1994g

57、b/t 276-1994 轴承，其中，所以选用深沟球轴承 6208 合适。nncr74.209723200 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 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

58、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。 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

59、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 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。 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