机电一体化技术毕业论文：二级圆柱齿轮减速器的设计.doc

1、XXXXXXXXX毕业论文论文题目二级圆柱齿轮减速器的设计作者学院机械制造与自动化工程学院专业机电一体化技术学号指导教师论文成绩日期201155XXXXXXXXXXX第1页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F3400N运输带速度V13M/S卷筒直径D320MM滚筒及运输带效率094。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

2、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，完成零部件的CAD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）XXXXXXXXXXX第2页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，092098；工作

3、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I850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

4、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XXXXXXXXXXX第3页目录摘要21传动装置总体设计111传动简图112拟定传动方案213选择电动机214确定传动装置的总传动比及其分配315计算传动装置的运动及动力参数32设计计算传动零件521高速

5、齿轮组的设计与强度校核522高速齿轮组的结构设计823低速齿轮组的设计与强度校核924低速齿轮组的结构设计1225校验传动比133设计计算轴1431低速轴的设计与计算1432中间轴的设计与计算1533高速轴的设计与计算154键联接，润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择2341选择和校验键联接2342齿轮的润滑2343滚动轴承的润滑2444润滑油的选择2445密封方法的选取24结论25致谢26参考文献27附录28指导教师评语29XXXXXXXXXXX第1页1传动装置总体设计11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。11传动简图X

6、XXXXXXXXXX第2页12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I84013选择电动机稳定运转下工件主轴所需功率KWFVPW420410003134001000工作机主轴转速为MIN/6277732014331100060100060RXDVN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12齿轮啮

7、合图XXXXXXXXXXX第3页MNNPT76754362777955042049550如图12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GB1009588，则机械传动和摩擦副的效率分别如下弹性柱销联轴器09925滚子轴承098闭式圆柱齿轮（7级）098凸缘联轴器（刚性）097滚筒及运输带效率094所以，电动机至工件主轴之间的总效率为0992509809809809809809709809408264所以电动机所需功率为KWPPD34855826404204选取电动机的转速为N1500MIN/R，查9表161,取电

8、动机型号为Y132S4，则所选取电动机额定功率为KWPED55满载转速为MIN/1440RNM14确定传动装置的总传动比及其分配总传动比5518627771440NNIM选用浸油深度原则，查表得1I53；2I35；15计算传动装置的运动及动力参数各轴转速NMIN/1440RNMNMIN/702713514401RINXXXXXXXXXXX第4页NMIN/6287753702712RIN各轴输入功率KWPPD30845992503485501KWPP098259809803084512KWPP896349809800982523电动机的输出转矩MNNPTMDD471359550各轴输入转矩MNN

9、PT2050359550同理MNT1969179MNT355602XXXXXXXXXXX第5页2设计计算传动零件标准减速器中齿轮的齿宽系数AB/A（其中A为中心距）对于一般减速器取齿宽系数A0421高速齿轮组的设计与强度校核211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40RC（调质），硬度为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1Z24，大

10、齿轮齿数为2Z531Z1272，取2Z128。212按齿面接触强度设计321112HEHADTTZZUUTKD213确定公式内的数值1试选载荷系数TK16，由文献2图1030选取节点区域系数HZ24332由文献2图1026查得1A0771、2A0820所以A15913外啮合齿轮传动的齿宽系数D051UA05153041264查表材料的弹性影响系数EZ1898MPA5由表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为1LIMH600MPA；大齿轮的接触疲劳强度极限为2LIMHMPA5506计算应力循环次数1N60NJHL6014401283001041472910XXXXXXXXXXX第6页同理2N7

11、825X810由文献2图1019查得接触疲劳寿命系数1HNK09、2HNK0977计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S105，则1H1HNK1LIMH/S5142MPA2H2HNK2LIMH/S508MPA所以H（5142508）/25111MPA214基本数据计算1由小齿轮分度圆直径321112HEHADTTZZUUTKD3670MM圆整为37MM2计算圆周速度V10006011XNDT2813M/S3计算齿宽B及模数NTMBDTD14655MMNTMMM4941COS11ZDT圆整为NTM15H225NTM3375MM螺旋角B/H137154计算纵向重合度0318D1ZTAN2

12、3975计算载荷系数K已知使用系数AK1，根据V2813M/S，7级精度，由由文献3图108查得动载系数VK1054；由文献3表104查得41611023018012132BKDH查文献3图1013得371FK；查文献3表103得41FAHAKKXXXXXXXXXXX第7页所以载花系数KAKVKHAKHK20896按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径7343311TTKKDDMM7计算模数7681COS11ZDMNMM圆整为2MM215按齿根弯曲强度设计32121COS2FADSAFANZYYYKTM216确定计算参数1计算载荷系数KAKVKFAKFK20212由纵向重合度2397，查文献3图

13、1028得螺旋角影响系数Y088463计算当量齿数2726COS211ZZV同理2VZ140124查取齿形系数由文献3表105查得齿形系数59921FAY；14822FAY应力校正系数59511SAY；2SAY18225由文献3图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE5001；MPAFE38026由文献3图1018查得弯曲疲劳寿命系数8501FNK；9002FNK7计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14；则MPASKFEFNF57303111；同理2F244285MPAXXXXXXXXXXX第8页8计算大、小齿轮的FSAFAYY，并加以比较111FSAFAYY001365222

14、FSAFAYY001602所以,大齿轮的数值大217模数设计计算32121COS2FADSAFANZYYYKTM11832MM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数NM大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取NM20MM，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径MM73431D来计算应有的齿数。于是有NMDZCOS112121取圆整为1Z21则2ZU1Z111218计算中心距A04136COS221NMZZMM圆整为137MM219按圆整的中心距修正螺旋角“2138311552716152ARCCOSAMZZN因值改变不多，故参数A、K、HZ等不必

15、修正。2110计算大、小齿轮的分度圆直径5943COS11NMZDMM同理2D23041MM2111计算齿轮宽度B1DD54923MM圆整后取552BMM1B60MM22高速齿轮组的结构设计齿根圆直径为NNAFMCHDD21143592102523859MMXXXXXXXXXXX第9页412252FDMM齿顶圆直径为59472125943211NANAMHDDMM412342ADMM23低速齿轮组的设计与强度校核231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）；

16、3材料选择。由文献2表101选择小齿轮材料为40RC（调质），硬度为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3Z24，大齿轮齿数为4Z353Z84。232按齿面接触强度设计322312HEHADTTZZUUTKD确定公式内的数值1试选载荷系数TK16，由文献2图1030选取节点区域系数HZ24332由文献2图1026查得3A07714A0980所以A17513外啮合齿轮传动的齿宽系数D051UA0513504094查文献2表106得材料的弹性影响系数EZ1898MPA5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3

17、LIMH600MPA；大齿轮的接触疲劳强度极限为4LIMH550MPA6计算应力循环次数4N60NJHL6077628128300102235810同理3N7825810查得接触疲劳寿命系数3HNK0974HNK10967计算接触疲劳许用应力XXXXXXXXXXX第10页取失效概率为1，安全系数为S105，则3H3HNK3LIMH/S5543MPA4H4HNK4LIMH/S574MPA所以H56415MPA233齿轮数据计算1小齿轮分度圆直径所以322312HEHADTTZZUUTKD65753MM2计算圆周速度V1000603XNDT0935M/S3计算齿宽B及模数NTMBDTD359178

18、MMNTM6582COS33ZDTMMH225NTM5980MM螺旋角B/H98954计算纵向重合度0318D1ZTAN17135计算载荷系数K已知使用系数AK1，根据V0935M/S，7级精度，由文献2图108查得动载系数VK1042；由文献2表104查得27911023018012132BKDH查文献2图1013得2161FK；查文献2表103得41FAHAKK所以载荷系数KAKVKHAKHK18666按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径2169333TTKKDDMMXXXXXXXXXXX第11页7计算模数7982COS33ZDMNMM圆整为3MM234按齿根弯曲强度设计32322COS2

19、FADSAFANZYYYKTM235确定计算参数1计算载荷系数KAKVKFAKFK17742由纵向重合度1713，查得螺旋角影响系数Y088463计算当量齿数49225COS233ZZV同理4VZ892224查取齿形系数由文献2表105查得齿形系数61023FAY；20224FAY应力校正系数59213SAY；4SAY17795由文献2图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE5003；MPAFE38046由文献2图1018查得弯曲疲劳寿命系数9003FNK；9504FNK7计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14；则MPASKFEFNF43321333；同理4F25786MPA8

20、计算大、小齿轮的FSAFAYY，并加以比较333FSAFAYY0012927444FSAFAYY0015192大齿轮的数值大XXXXXXXXXXX第12页236法面模数设计计算32322COS2FADSAFANZYYYKTM2069MM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数NM大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取NM30MM，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径MMD21693来计算应有的齿数。于是有NMDZCOS3322385取3Z22则4ZU3Z77237几何尺寸计算1计算中心距A05153COS243NMZZMM圆整为154MM2按圆

21、整的中心距修正螺旋角“4332211535888152ARCCOSAMZZN因值改变不多，故参数A、K、HZ等不必修正。3计算大、小齿轮的分度圆直径44468COS33NMZDMM同理4D239555MM4计算齿轮宽度B3DD6160MM圆整后取564BMM3B70MM24低速齿轮组的结构设计齿根圆直径为NNAFMCHDD23360944MM0552324FDMM齿顶圆直径为44474233NANAMHDDMM5552454ADMMXXXXXXXXXXX第13页25校验传动比实际传动比为518227721111XI实总传动比5518627771440NNIM所以传动比相对误差为1855185/

22、18552695XXXXXXXXXXX第14页3设计计算轴31低速轴的设计与计算311轴的基本设计（1）列出轴上的功率、转速和转矩KWPP896349809800982523NMIN/6287753702712RINMNT355602（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4D239555MM“3221153588815而圆周力NXDTFT9550285552396023552243径向力COSTANNTRAFF189818N轴向力NFFTA321381TAN（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153，取0A120，则767473330MINN

23、PADMMXXXXXXXXXXX第15页图31低速轴输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径11D处，如图31所示。为了使所选轴直径11D与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查文献5表141，考虑到转矩变化较小，所以取AK15，则联轴器的计算转矩为MNTKTACA5325903355602513所以，查标准GB/T58431986，选用YL11型凸缘联轴器，其公称转矩为1000NM。轴孔长度L112MM，1L84MM，轴孔直径D50MM。故取D50MM。312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D55M

24、M，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D60MM（GB8918921986）。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1L稍短一些，现取L80MM。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D55MM，查GB/T2971994，选择30212型号，其尺寸为DDT60MM110MM2375MM，A224MM。故MM60DD，而L2375153875MM（取齿轮距箱体内壁间距为15MM），取为40MM。右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得30212型轴承的定位轴肩高为95MM，所以D69MM。3取安装齿轮处的轴段的

25、直径D65MM，齿轮与左轴承之间采用套筒定位。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，XXXXXXXXXXX第16页故取L60MM，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度H007D，取H6MM，则轴环处的直径为D77MM，轴环宽度B14H，取L12MM。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30LMM，故取MM50L。5取中间轴上两齿轮间距为20MM，则L2375MM，取为23MM；L1555（2012）78MM。至此，已初步确定了轴的各段直径

26、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BH20MM12MMGB/T10961979，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245。313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XXXXXXXXXXX第17页图32受力简图1NBF386268N2NBF

27、1166268NHM16899225NMM1NVF580945N2NVF1317235N1VM2541634NMM2VM19086735NMM1M17089286NMM2M25492886NMM314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A06，轴的计算应力为WATMCA23216104MPA前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献5表151查得160MPA，因此是安全的。315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XXXXXXXXXXX第18页削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直

28、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W013D274633MM抗扭截面系数TW023D549253MM截面左侧的弯矩M为M25492886（1449325

29、）/144919775020NMM截面上的扭矩MNT355602截面上的弯曲应力WMB720MPA截面上的扭转切应力TTWT31097MPA轴的材料为45钢，调质处理。查得B640MPA，1275MPA，1155MPA。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数A及A取。因为R/D2/650031；D/D77/651185以A256，A198又可得轴的材料敏感系数为Q082，Q085所以有效应力集中系数为11AQK227911AQK1833由附文献5图32得尺寸系数680，得扭转尺寸系数082。XXXXXXXXXXX第19页轴按磨削加,表面质量系数为920轴未经表面强化处理，即Q1，则综合系数值为

30、11KK343811KK2322取碳钢的特性系数10，050求安全系数MBKS11676221TTKS119122SSSSSCA9708S15故可知其安全3截面右侧抗弯截面系数W公式计算，W013D4565333MM抗扭截面系数TW023D9130663MM弯矩M及弯曲应力为M25492886X（1449325）/144919775020NMMWMB433MPA截面上的扭矩MNT355602截面上的扭转切应力TTWT36597MPA用插入法求出K320；K08X320256轴按磨削加工，表面质量系数920XXXXXXXXXXX第20页故综合系数11KK328711KK2647求安全系数MBKS

31、11932221TTKS1742322SSSSSCA1294S15故可知其安全32中间轴的设计与计算（1）列出轴上的功率、转速和转矩KWPP098259809803084512NMIN702713514401RINMNT1969179（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5943COS11NMZDMM“3831155271615而圆周力NXDTFT288161559430352052211径向力COSTANNTRAFF610186N轴向力NFFTA784448TAN（3）初步确定轴的最小直径XXXXXXXXXXX第21页选取轴的材料为45钢，调质处理。取0A120，则5418

32、3110MINNPADMMD11图33中间轴输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径11D处，如图15所示。为了使所选轴直径11D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Y132S4，其轴径D0180002038MM，所以必须选取轴孔直径系列包括D38MM的联轴器。查表得，考虑到转矩变化较小，所以取AK15，则联轴器的计算转矩为MNTKTACA807552205035511所以，查标准GB/T50141985，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000NMM。半联轴器长L82MM，半联轴器与轴配合的毂孔长度1L60MM。33高速轴的设计与计算（1）列出轴上

33、的功率、转速和转矩KWPPD30845992503485501NMIN/1440RNMMNNPT2050359550（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XXXXXXXXXXX第22页5943COS11NMZDMM“3831155271615而圆周力NXDTFT288161559430352052211径向力COSTANNTRAFF610186N轴向力NFFTA784448TAN（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0A120，则54183110MINNPADMM图34高速轴输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径11D处，如图34示。为了使所选轴直径11

34、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Y132S4，其轴径D0180002038MM，所以必须选取轴孔直径系列包括D38MM的联轴器。查文献5表31得，考虑到转矩变化较小，所以取AK15，则联轴器的计算转矩为MNTKTACA807552205035511所以，查标准GB/T50141985，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000NMM。半联轴器长L82MM，半联轴器与轴配合的毂孔长度1L60MM。XXXXXXXXXXX第23页4键联接，润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择41选择和校验键联接表41键的选择和校核代号直径（MM）工作长度（MM）工作高

35、度（MM）转矩（NM）极限应力（MPA）高速轴8760（单头）25353539826012880（单头）40684398732中间轴12870（单头）40584191412低速轴201280（单头）7560692526851811110（单头）60107559252524由于键采用静联接，冲击轻微。所以上述键皆安全。42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。43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

36、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。XXXXXXXXXXX第24页44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

37、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LAN15润滑油。45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）B25427ACM，（F）B709010ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。XXXXXXXXX

38、XX第25页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

39、的实践平台。在制作的过程中，遇到了很多的困难，通过去图书馆查阅资料，上网搜索，还有和老师与同学之间的讨论、交流，最终实现了这些问题较好的解决。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、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）。然后用AUTOCAD

40、进行传统的二维平面设计，完成圆柱齿轮减速器的平面零件图和装配图的绘制。通过毕业设计，树立正确的设计思想，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力及学习机械设计的一般方法和步骤。掌握机械设计的一般规律，进行机械设计基本技能的训练例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范，进行计算机辅助设计和绘图的训练。通过这次毕业设计的学习和研究，我们开拓了视野，掌握了设计的一般步骤和方法，同时这三年来所学的各种专业知识又得到了巩固，同时，这次毕业设计又涉及到计算、绘图等，让我们又学到很多新的知识。但毕竟我们所学的知识有限。本设计的好多地方还等待更改和完善。X

41、XXXXXXXXXX第26页致谢短暂的毕业设计是紧张而有效的，在掌握了三年所业学的专知识后，自己能够综合的运用并能完成自己和同学拟订的毕业设计，这也是对自己所学专业知识的考察和温习，虽然这是第一次全面的从完成由构思到设计完成，我从中也学到了很多。综合运用了课本知识，再加上实际生产所用到的一些设计工艺，认真的对自己设计的数据进行计算和核对，严格按照设计的步骤和自己已经标出的设计过程来进行计算。这些都是自己在设计中所能获得的好处。虽然在计算的过程中也遇到了很多在课本中没有遇到过的问题，这些都是在实际生产中所要考虑到的细节问题，而自己往往都会遗漏这样的设计，但在毕业设计指导何老师指导下，他给出我们在

42、设计中必须及在实际中所要考虑到的细节的讲解，使我体会到了理论联系实践的重要性。另外在设计的过程中需要用大量的数据，而这些数据都是计算得来的，因此需要翻阅大量的相关设计的文献。所以我在学校图书馆里认真的查阅并记录了数据，再进行数次的核对最终有了正确的设计数据。毕业设计能够顺利的完成与何老师的指导是分不开的。遇到的问题和自己不能设计的步骤，都是在何老师的讲解下得到满意的答案。从而加快了自己设计的进度和设计的正确性、严谨性。对学校要求的设计格式，何老师也反复的检查每一个格式和布局的美观，这样我们才能设计出符合标准的设计。时间就这样在自己认真设计的过程中慢慢的过去了，几周的时间过的是有效和充实的。到最

43、后看到自己设计的题目完成后心情是非常喜悦的。因为这凝结了自己辛苦的劳动和指导老师的指导，所以说这次和同学完成设计收获甚多。最后在对何老师感激的同时，也要对在百忙中认真评阅我们设计的学院领导表示感谢，你们丰富的专业知识能给我们提出很多可行的方案。所以我由衷的表示谢意XXXXXXXXXXX第27页参考文献1汪朴澄,机械设计基础第1版人民教育出版社出版,19772朱文坚,机械设计课程设计第2版华南理工大学出版社,20043邹慧君,机械原理第1版高等教育出版社,19994谭文宪,材料力学第1版华南理工大学出版社,19965邱宣怀,机械设计第4版北京高等教育出版社,19976杜白石,机械设计课程设计西北

44、农林科技大学机电学院,20037龚桂义,机械设计课程设计指导书北京高等教育出版社,19968何志刚,互换性与测量技术第3版中国农业出版社,19949吴宗泽,机械设计课程设计手册第2版北京高等教育出版社,1999XXXXXXXXXXX第28页附录HA顶高系数，标准系为HA1C顶系系数，C025重合度S安全系数D齿宽系数HZ节点区域系数EZ材料弹性影响系数LIMH达接触疲劳强度极限H接触应力F弯曲疲劳许应力HNK接触疲劳寿命系数AK工作情况系数TK载荷系数VK动力载荷系数Y螺旋角影响系数FNK弯曲疲劳寿命系数FAY齿形系数SAY应力校正系数XXXXXXXXXXX第29页山东杏林科技职业学院毕业论文（设计）指导教师评语学院名称机械制造与自动化工程学院学生姓名宋磊磊专业机电一体化技术年级08毕业论文（设计）题目二级圆柱齿轮减速器的设计评语指导教师签字年月日