单级圆柱齿轮减速器毕业论文(编辑修改稿)

单级圆柱齿轮减速器毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

D+ d3 Δ2 8~10 D2 D0+(~3) d3 b 8~10 D4 (~)D h (~1)b 16 不带 O 型密封圈 带 O 型密封圈 D(f9) 40~80 35~110 115~170 D封 40 45 50 55 60 63 65 68 70 75 80 85 E2(h11) 5 6 8 d封 35 40 45 50 55 58 60 63 65 70 75 80 S 10 12 15 D封 90 95 100 105 110 115 120 125 130 135 140 145 8~10 d封 85 90 95 100 105 110 115 120 125 130 135 140 D3 D+e2 当 D 封 =30~50， W 实际 D4 D— 20 D(f9) 40~80 85~110 115~170 m 由轴承部件结构确定 e2(h11) 8 10 12 注：透盖毡圈密封槽的尺寸参见表 1213 S 15 18 20 D3 D3=D+(10~15) d4(h9) d4=d 封 (与 D 封相应 ) b0 4(与 W 实际 相应 ) 轴承盖设计应注意下列几点： （ 1）当轴承盖的宽度较长时，应在端部车出一段较小直径（比孔径小 2~4mm ），但必须保留够的配合长度 e1。 （ 2）轴承采用飞溅润滑时，轴承盖端部必须开缺口并车出一段小直径，以便润滑油流入轴承。 （ 3）嵌入式轴承盖结我紧凑，重量轻，但承载能力较 差，且不便于调整轴承间隙，不宜用于要求准确调 17 整间隙的场合。 调整垫片组 调整垫片的作用是调整轴承的轴向游隙和轴承内部间隙以及轴的轴向位置。 调整垫片组由多片厚度不同的垫片组成。 调整时，根据需要组合成不同的厚度。 调整垫片组的组别，片数及厚度可由表 127查得。 滚动轴承的内外密封装置的设计可参见本章第五节“减速器的润滑与密封”。 轴的计算 轴的结构设计 A组 B 组 C 组 厚度δ 0． 5 0． 2 0． 1 0． 5 0． 15 0． 1 0． 5 0． 15 0． 125 片数Z 3 4 2 1 4 4 1 3 3 注： 08钢抛光 2=D(2~4) 用于凸缘 D0,D2,n d 见表 (125) 式轴承盖 D— 轴承外径 D2=D1 用于嵌 d2 按轴承外圆 入式 安装尺寸确定 轴承盖 的垫片若干片以备调整微小间隙用。 18 1） 轴上零件的定位，固定和装配 单级齿轮传动中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合 固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 2） 确定轴各段直径和长度 工段： d1=28mm 长度取 L1=60mm ∵ h=2c c= 其中花键长度为 35mm。 II 段 :d2=d1+2h=28+2 1=30mm ∴ d2=30mm 初选用深沟球轴承，其内径为 30mm, 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。 取套筒长为 16mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2~3mm,故 II 段长： L2==33mm III 段直径 d3=38mm L3 =125mm Ⅳ段直径 d4=30mm 由手册得： c=4 h=2c=2 4=8mm d4=d3+2C=482 =30mm L4=15mm Ⅴ段直径 d5=28mm 19 L5=60mm。 其中花键长度为 35mm 此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸 . 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=158mm 轴的校核 基本数据： 转矩 T=150 Nm ，转速 n=960 /minr 求作用在齿轮上的力： 因已知齿轮分度圆直径 d=156 2 2 1 5 0 0 0 0 1923156t TFNd    t a n t a n 2019 23 70 7c os c os 8 06 39。 34 39。 39。 nrtF F N    t a n 19 23 t a n 8 06 39。 34 39。 39。 27 4atF F N    力的方向如图所示： 初步确定轴的最小直径： 估算出轴的最小直径。 选取轴的材料为 45钢，调质处理。 查表0A =112，所以根据公式：310 2 6 .5Pd A mmn， 320 2 4 .1Pd A mmn 根据设计，我们来校核主动轴的疲劳强度。 20 其弯扭特性大致如下示意图： 21 22HVM M M，对截面Ⅱ右侧分析，由公式：22( ) 4 ( ) 7 . 7 5 1 . 52ca M a T SWW      所以轴的强度是足够的。 因无大的瞬间过载及严重应力循环不对称性，故可略去静强度校核。 轴承的选用与校核 轴承的选用 确定轴承尺寸参数 在许多场合，轴承的内孔尺寸已经由机器或装置的结构具体所限定。 不 论工作寿命，静负荷安全系数和经济性是否都达到要求，在最终选定轴承其余尺寸和结构形式之前，都必须经过尺寸演算。 该演算包括将轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。 滚动轴承的静负荷是指轴承加载后是静止的（内外圈间无相对运动）或旋转速度非常低。 在 22 这种情况下，演算滚道和滚动体过量塑性变形的安全系数。 大部分轴承受动负荷，内外圈做相对运动，尺寸演算校核滚道和滚动体早期疲劳损坏安全系数。 只有在特殊情况时，才根据 DIN ISO 281对实际可达到的工作寿命做名义寿命演算。 对注重经济性能的设计来说，要尽可能充分的利用轴承的承载能力。 要想越充分的利用轴承，那么对轴承尺寸选用的演算精确性就越重要。 静负荷轴承 计算静负荷安全系数 Fs有助于确定所选轴承是否具有足够的额定静负荷。 FS =CO/PO 其中 FS静负荷安全系数， CO额定静负荷 [KN]，PO当量静负荷 [KN] 静负荷安全系数 FS是防止滚动零件接触区出现永久性变形的安全系数。 对于必须平稳运转、噪音特低的轴承，就要求 FS的数值高；只要求中等运转噪声的场合，可选用小一些的 FS；一般推荐采用下列数值： FS=~ FS=~适用于常规 噪音等级 FS=~CO[KN]已在表中为每一品种规格的轴承列出。 该负荷（对向心轴承来说是径向力，对推力轴承而言则是轴向力），在滚动体和滚道接触区域的中心产生的理论压强为： 4600 N/MM2 自调心球轴承 4200 N/MM2 其它类型球轴承 4000 N/MM2 所有滚子轴承在额定静负荷CO的作用下，在滚动体和滚道接触区的最大承载部位，所产生的总塑性变形量约为滚动体直径的万分之一。 当量静负荷 PO[KN]是一个理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来讲是轴 向和向心力。 23 PO在滚动体和滚道的最大承载接触区域中。