二级圆柱齿轮减速器毕业设计

1、济源职业技术学院毕业设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:二级圆柱齿轮减速器设计要求:运输带拉力F=2400N运输带速度V=1.8m/s卷筒直径D=260mm滚筒及运输带效率4=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

2、，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：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CADt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

3、效率高，4=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:850及高、低速级的中心距

4、总和为250400mmmp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。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：齿轮啮合轴传动传动比传动效率摘要II1 传动装置总体设计11.1 传动

5、简图11.2 拟定传动方案11.3 电动机的选择21.4 传动比的分配31.5 计算传动装置的运动及动力参数42 齿轮的设计62.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算62.2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算93 传动零件的设计计算123.1 输入轴的结构设计123.2 中间轴的结构设计163.3 输出轴的结构设计203.4 键的选择243.5 滚动轴承的选择264 润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择294.1 齿轮的润滑294.2 滚动轴承的润滑294.3 润滑油的选择294.4 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341传动装置总体设计1.1 传动简图绘制传动简图

6、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。IIIxrx1-1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；5一滚筒；6输送带1.2 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：=840HI1-1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

7、器；4联轴器；5一滚筒；6输送带1.3 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nfv1000FV1000 w由电动机至工作机之间的总功率（包括工作机效率）为：w 12345其中:1 联轴器的效率2齿轮传动的轴承的效率3齿轮传动的效率4卷筒轴承的效率5卷筒的效率则:23w 120.992 =0.84 工作机所需电动机功率：23450.993 0.972 0.98 0.96PdPw2400 1.81000 w1000 0.845.14KW卷筒的工作转速为:60 1000 1.8r/min2601323r/

8、min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IY132M2-615.510009607.26RY132S-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R中电动机型号问为Y132S-4,所选电动机的额定功率为Ped=5.5KW，满载转速nm=1440r/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形尺寸为：中心高H=132mntt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=

9、80mrnt1.4 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比nm i 一 nw1440132.310.88有传动系统方案知i 011 i 341有参考文献2表2.2查取圆柱齿轮传动的传动比为i12i2310.88i01i 34根据浸油原则取高速级传送比为:i12 J3i '1.3 10.883.76低速级传动比为:ii 23；一i 1210.883.762.89i 341传动系统个传动比分别为:i011i123.76i232.89121.5 计算传动装置的运动及动力参数0轴n0nm1440r/minP0pr5.14kwPc5.14T095509550Nmm34.1Nmmn014401轴

10、（减速器高速轴）n01440n1一r/min1440r/mini011P1P0n05.140.99kw5.1kwT1T0i01noi3.1410.99Nmm33.76Nmmn11440n2r/min382.98r/mini123.7622P2Pn12P1n2n35.140.990.97kw4.85kwT2工i12nl233.763.760.95Nmm120.68Nmm3轴n2392.98n3r/min132.52r/mini232.89P3P2n2n3n44.850.990.970.99kw4.61kwT3T2123n23120682.890.990.970.99Nmm331.57Nmm滚筒轴

11、nwn3132.51r/minvvPwE%4Rn4n54.610.980.96kw4.34kwTwT3134n34331.5710.980.96Nmm311.94Nmm2齿轮的设计2.1 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R03.26.3um。(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mn1.173KT1 cos22 dZ1YfYsF转矩Ti6P65.1T19.551

12、09.55106Nmmn114403.38104Nmm1)载荷系数K查参考文献1表10.11取K=12)齿数z、螺旋角和齿宽系数因为是软齿面传动，取Zi=24，则z2i12z1243.7690.24圆整后Z2取91初选螺旋角13。,一Zi24CL”当事齿数ZV为；ZV13325.9626coscos13zV2Z23cos913T7cos 1398.38 98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1=1.60,YS2=1.79b有参考文献1表10.20选取d丁0.6di3）许用弯曲应力f按参考文献1图10.25查Fiimi=

13、210MpaFiim2=190Mpa。有参考文献1表10.10查得S=1.49N1=60X1440X1X(8X52X401)=1.44X109_9_8N2N1/i1.44109/3.763.82108查参考文献1图10.26得Ynt11,Ynt21有参考文献1式（10.14）得Flin1SF21014150MPaYnT2Flin2SF1901.4135.7MPaYfYs1mn 1.173KT1 cos2 YfYs2dZ1F1.1731.4 3.38 104 0.95 0.02889 2mm0.6 241.82mm2.641.601MPa0.02816MPa150MPa10.02889MPa,有

14、参考文献1式（10.38）得有参考文献1表10.3取标准模数值mn24)确定中心距a为mn(Z1Z2)2(2491)amm118mm2cos2cos13取a=118mm确定螺旋角为srccos122(2491)125649"2118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3.17ZeKTi(u1)bd2u确定有关系数与参数:1)分度圆直径dd1mnZicos224mmcos1256'49"49.25mmd2mnZ21cos291mmcos1256'49"186.75mm2)齿宽b取表b2=30,dd10.649.25mm29.

15、55mmbi=353)齿数比uU=i=3.764)许用接触应力有参考文献1图10.24查得Hlim1560MPaHlim2530MPa有参考文献1表10.10查得有参考文献1图10.27得Znti1,ZnT21.06ZNT1Hlim1H1ShiZnT2Hlim2H2SH21.06530MPa5618MPa1有参考文献1表10.12查得弹性系数Ze189.8jMPa505.41MPa3.17189.8J 560 MPa 560MPa1.43.38102(3MPa3549.253.76HH1齿面接触疲劳强度校核合格(4)验算齿轮圆周速度vdm6010003.1449.2514406010003.7

16、1m/s有参考文献1表10.22知道8级精度是合适的2.2 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。(2)按齿面接触疲劳强度设计1)转矩T26P264.85T29.551029.5510-Nmm120939.74Nmmn2382.982)载荷系数K查参考文献1表10.11取K=1.13)齿数Z3和齿宽系数d小齿轮的齿数Z3取为35,则大齿轮的齿数Z4Z3i23352.89101.15,圆整后Z4取101,由参考文献1表10.20选取d0.64)许用接触应力由参考文献1图1

17、0.24查得Fim3 560MPaFlim4 530MPa由参考文献1表10.10 查得 SHN360 n2jLn 60382.98 1 (8 5240) 3.82 108N4 N3ii233.821082891.321082.89查参考文献1图10.27得Znt31.05,Znt41.15由参考文献1式(10.13)可得ZnT3Hlim31.055601MP588MPZNT4Hlim44Sh1.15530MP530MPd376.433KT2(u1)76.4331.1120939.74(2.8920.62.8958821)mm72.77mmm5也mm2.07mmZ335由参考文献1表10.3取

18、标准模数m=2.5mm（3）计算主要尺寸d3d4b取 b3=55mmmz32.5 35mm 87.5mmmz4 2.5 101mm 252.5mmd d3 0.6 75mm 52.5mmb4b35mm60mm1 ,2 mq3Z4)1- 2.5 (35 101)mm 170mm（4）按齿根弯曲疲劳强度校核由参考文献1式（10.24）得出F ,如FF则校核合格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=2.182）应力修正系数Ys查参考文献1表10.14得Ys3=1.65,Ys4=1.803)许用应力F由参考文献1图10.25查的F lim 3210 M

19、Pa , f lim 4190MPa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Ynt3Ynt41由参考文献1式（10.14）可得3Flin3210SF1.3162MPa4Flin4SF190146MPa1.32KT2#YfYsbm2z321120939.74552.52252.471.65MPa81.93MPa162MPa(5)F4f3YfjYs±81.93F4F3、YF3YS3验算圆周速度vd3n3v6010002.182.471.6510MPa78.89MPa146MPa87.5382.986010001.75ms由参考文献1表10.22可知，选8级精度

20、是合适的3传动零件的设计计算3.1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b650MPa，由参考文献1表14.2得许弯曲用应力1b60MPa。(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P51dc3(107118)35mm16.3117.99mm,n1440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

21、为所选取电动机型号为Y132S-4,其轴径D=380.002mm所以必须选取轴孔直径系列包括D=38mmJ联轴器。查表得，考虑到转矩变化较小，所以取Ka=1.75,则：联轴器的计算转矩为TcaKAT11.533.7659.08Nm所以，查标准GB/T5014-2003,选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000Nmm半联轴器长L=82mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L二60mm故d1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

22、段和轴段要对轴承进行轴向定位，d4=de=43mm2)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=160.5mm4）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

23、F HAF HB2T 2 33.76 N 1370.96Nd149.251370.96 114160.51370.96 46.5160.5973.77N397.19NII截面处的弯矩MHFha11973.7746.545280.31NmmHII截面处的弯矩MHFhb96.5397.1996.538328.84Nmm3）做垂直面内的弯矩图（见图1-2）,支点反力为tan nFr1Ft1 1370.96costan 20512Ncos12 56'49"Ft1tan1370.96 tan12 56'49" N 315.18NFVAFr1 I2 Fa1 d24925

24、512 114 315.18 一 2 N 412.02N160.5Fri li FaidiFVB4925512 46.5 315.18 2 N 99.98N160.5I-I截面左侧的弯矩为MV左FVAl1412.0246.25Nmm19158.93NmmI-I截面右侧的弯矩为MV右FVAl299.98114Nmm11397.65NmmHII截面处的弯矩为MVFVA96.599.9896.5Nmm9648.07Nmm4)合成弯矩图(图1-2)m,m；mJi-i截面M左JmV左一MT个(19158.93)2(45280.31)2Nmm49166.77NmmM右、：MV右MHV(11397.65)2

25、(45280.31)2Nmm46692.75NmmH-II截面MyMMT7'(9648.07)2(38328.84)2Nmm39524.49Nmm5)求转矩图(图1-2)P5.1T9.551069.55106一Nmm33822.92Nmmn114406)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。I-I截面MeM*(T)2Y'(49166.77)2(0.633822.92)2Nmm53190.3NmmH-II截面MeM(T)2)(39524.49)2(0.633822.92)2Nmm44429.96Nmm7)确定危险截面及校核强度I-I截面6.1M

26、PaMe53190.3.3MPaW0.144.253MeH-II截面44429.963-MPa5.6MPa0.143查参考文献1表14.2得1b60MPa,满足e1b的条件，故设计的轴有足够的强度和裕量Fa1Ft1FhbFhaFa1v -Fr11VFvbFvaMbl 心w -33822.92图1-23.2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b650MPa，由参考文献1表14.2得许弯曲用应力1b60MPa。(2)按弯曲强度估算轴径根据参考文献1表14.1得C=1071

27、18.又由参考文献1式(14.2)得°P,4.85dc3(107118)3mm24.9427.5mm,n'382.98中间轴最小直径取dmin30mm(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30mnffi60mm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

28、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=158.5mm4)轴的结构草图图2-1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Ft22T2d22120.68186.751292.42NFt32T22120.68IMhd387.52758.4N(l2l3)Ft3l1292.41132758.458N1930.79N158.5Ft3(l2l3)Ft2l3I截面处的弯矩1930.7945.5

29、HII截面处的弯矩Mh2120.0358出一in截面处的弯矩Mh2120.03282758.4100.51292.445.5N2120.03N87850.95Nmm122961.74Nmm59360.84Nmm158.53）做垂直面内的弯矩图（见图2-2）,支点反力为Fr2Ft2tann1292.4tan20cos482.67Ncos1256'49"Fa2Ft2tan1292.4tan1256'49"N297.12NFr3Ft3tan2758.4tan20N1003.98NFVAFr3l3Fr2(l2l3)Fa29I33I223a2186.751003.98

30、58482.67113297.12N158.5198.31NdiFr3 (l1 l 2) Fr2 l1 Fa2 ?186.751003.98100.5482.6745.5297.12一FVBN158.5322.98NI-I截面左侧的弯矩为9023.11N mmMV左FVA11198.3145.5NmmHII截面右侧的弯矩为MV右FVBI3322.9858Nmm18733.05Nmm出一in截面处的弯矩为MVFVB 28 322.98 28N mm9043.44 N mm4)合成弯矩图(见图2-2)m,M；mJ1i截面M左MV左MTJ(9023.11)2(87850.95)2Nmm88313.1

31、1NmmH-II截面M右/MV右MHv'(18733.05)2(122961.74)2Nmm12438Q53Nmm出一in截面MVMVMHV(9043.44)2(59360.84)2Nmm60045.76Nmm5)求转矩图(图2-2)6P64.85T29.551069.55106Nmm120939.74Nmmn2382.986)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。I-I截面Me?M：(T)2V(88313.11)2(0.6120939.74)2Nmm114300.99NmmH-II截面2：922MeVM右(T)%(12438。53)(0.61209

32、39.74)Nmm出一in截面MeMP(T)2J(60045.76)2(0.6120939.74)2Nmm144000.1N mm94186.01N mm7）确定危险截面及校核强度Me114300.9930.1 35MPa26.66MPaI-I截面H-II截面Me144000.130.1 35MPa33.59MPa出一in截面Me94186.0130.1303MPa34.88MPa查参考文献1表14.2得足够的强度和裕量。1b60MPa,满足1b的条件，故设计的轴有120939.74图2-23.3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

33、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b650MPa，由参考文献1表14.2得许弯曲用应力1b60MPao(2)按弯曲强度估算轴径根据表14.1得C=10入118.又由式(14.2)得P4.61dc3(107118)3mm34.9338.52mm,n.132.52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35.9840.45mmdm.40mm。需同时选取联轴器型号，选取轴孔直径系列包括D=40mmfi联轴器。查表得，考虑到转矩变化较小，所以取KA=1.75,则:联轴器的计算转矩为Tca4丁31.5331.57580.25Nm所以，查标

34、准GB/T5014-2003,选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000Nmm半联轴器长L=82mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L二60mm故d1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=55mm2)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53

35、mm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19mn#口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=158.5mm4)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Ft42T3d437 N 2626.3N252.5F HAFt4 l22626.3 60 N 969.7 N162.5F HBFt4l12626.3 102.5 N

36、 1656.59N162.5II截面处的弯矩MhFha l1969.7 102.5 99394.25N mmH II截面处的弯矩MhFhb l2 1656.59 32.5 53839.18N mm3）做垂直面内的弯矩图（见图3-2）,支点反力为Fr4Ft4 tan2626.3 tan 20955.9NFr4 l2Fr4l1955.960N352.95N162.5955.9102.5一N602.95N162.5I-I截面左侧的弯矩为MV左FVAl1352.95102.5Nmm36177.38NmmI-I截面右侧的弯矩为Mv右Fva12602.9560Nmm36177NmmnII截面处的弯矩为MV

37、FVA32.5602.9532.5Nmm19595.88Nmm4）合成弯矩图（见图3-2）m.MhmJi-i截面M左，MV左MTJ(36177.38)2(99394.25)2Nmm105773.44NmmM右，MV右MT个(36177)2(99394.25)2Nmm105773.31NmmH-II截面MX;MVMT(19595.88)2(53839.18)2Nmm57294.47Nmm5）求转矩图（图3-2）6P64.61T9.55109.5510一Nmm332217.78Nmmn1132.526)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。I-I截面mmmmMe

38、JM(T)2,(105773.44)2(0.6332217.78)2Nmm225656.23NH-II截面Mev；M2(T)2J(57294.47)2(0.6332217.78)2Nmm207401.47N7)确定危险截面及校核强度I-I截面13.56MPa225656.23.3-MPa0.155H-II截面Me207401.470.1 503MPa16.59MPa查参考文献1表14.2得足够的强度和裕量。1b60MPa ,满足1b的条件，故设计的轴有99394.25105773.43332217.78图3-23.4键的选择(1)高速轴(1轴)键的选择选A型平键dii=30mmL11'

39、=82mmLii=82-(510)=7277mm110MPa ,按参考文献2表，初选键870GB1096-79:b=8mmh=7mmL=70mml=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90MPa。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4000T400033.76p10.37pdhl30762MPa2000T200033.764.54dbl30862MPA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必'=28mmL21=28-(510)=1823mm按参考文献2表，初选键1020GB1096-79

40、:b=10mmh=8mmL=20mml=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110MPa,90MPa。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4000T4000120.6886.2pdhl35810MPa2000T2000120.68c68.9dbl351010MPA键的挤压强度和剪切强度满足要求。d22=35mmL22'=58mmL22=58-(510)=4853mm按参考文献2表，初选键1050GB1096-79:b=10mmh=8mmL=50mml=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110Mpa,90MPa

41、。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4000T4000120.6843.1MPadhl358402000T2000120.6817.24MPAdbl351040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=40mmL31'=112mmL31=112-(510)=102107mm按参考文献2表，初选键12100GB1096-79:b=12mmh=8mmL=100mml=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110MPa,90MPa。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4000T

42、4000331.57p50.54MPapdhl408822000T2000331.5716.85MPAdbl401282键的挤压强度和剪切强度满足要求。d32=40mmL3231'=112mmL32=112-(510)=102107mm按参考文献2表，初选键1645GB1096-79:b=16mmh=10mmL=45mml=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110MPa,90MPa。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4000T4000331.57p83.15MPapdhl5510292000T2000331.5725.99MPAd

43、bl551629键的挤压强度和剪切强度满足要求。3.5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=25000h0有前计算得：轴承所受径向力Fr1057.35N,轴向力Fa315.18N,轴承工作转速n=1440r/min。求当量动载荷P根据参考文献1中式15.1得Pfp(XFrYFa)查参考文献1表12.12的fp1.5,根据参考文献1表15.13暂取区0.014,贝Ue0.19。由口315.180.298e,查参考文献1表15.13C0rFr1057.35得

44、X=1,Y=0,则P1.5(11057.350315.18)N1586.025N计算所需的径向额定动载荷值有参考文献1式(15.6)可得1P 60n Lh .1440f7106"V60 1586.025106132500019223.37选择轴承型号查有关轴承的手册，更具d=40mm选得6208GB/T276-1994轴承，其中Fa315.18Cr29500N19223.37N,C0r18000N。6208轴承的0.0175与C0r18000初定值相近，所以选用深沟球轴承6208GB/T276-1994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

45、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=25000h0有前计算得：轴承所受径向力Fr2144.5N,轴向力Fa297.12N,轴承工作转速n=382.98r/min。求当量动载荷P根据参考文献1中式15.1得PfP(XFrYFa)查参考文献1表12.12的fP1.5,根据参考文献1表15.13暂取1 0.028,则 e 0.22。由 1C0rFr297.122144.50.19 e ,查参考文献1表15.13得X=0.56,Y=1.99,WJ1325000P1.5（0.561057.351.99315.18）N2688.28N计算所需的径向额定

46、动载荷值有参考文献1式（15.6）可得160 2688.28P60nLh382.98106C6fT10616095.81选择轴承型号查有关轴承的手册，更具d=30mm选得6206GB/T276-1994轴承，其中F297.12Cr19500N6095.81N,C0r13000N。6206轴承的-0.0229与初C°r13000定值相近，所以选用深沟球轴承6206GB/T276-1994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Fr2144.5N

47、,轴承工作转速n=132.52r/min。求当量动载荷P根据参考文献1式15.1得PfPFr查参考文献1表12.12得fP1.5,1325000P1.51762.9N2644.35N计算所需的径向额定动载荷值有参考文献1式（15.6）可得1cP60nLh-132.52602644.35C6-6一fT10611062097.74选择轴承型号查有关轴承的手册，更具d=50mm选得6210GB/T276-1994GB/T276-1994轴承，其中Cr23200N2097.74N,所以选用深沟球轴承6208合适。4润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择4.1 齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度低，

48、所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm4.2 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/s3m/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/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。4.3 润滑油的选择采用脂润滑时

49、，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。4.4 密

50、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-ACML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