减速器设计说明书

机械设计课程设计

设计题目：二级圆柱齿轮减速器的设计

机械与自动控制学院 院（系）机械设计制造及其自动化 专业

班级：09机制（4）班 学号：B09300421 学生姓名：寿飞锋 指导教师：钱 萍 完成日期： 2012 年 1 月 8 日

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浙江理工大学

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目录

1.设计任务书······························································1

1.1设计数据及要求·······················································1 1.2传动装置简图·························································1 1.3设计所需完成的工作量················································1

2.传动方案的拟定························································1 3.电动机的选择···························································2

3.1 选择电动机的类型····················································2 3.2选择电动机功率·······················································2 3.3 确定电动机的转速····················································2 3.4 电动机的主要尺寸····················································3

4.传动比的计算及分配····················································4

4.1 总传动比······························································4 4.2 分配传动比···························································4

5.传动装置的动力、运动参数计算······································4

5.1 各轴转速······························································4 5.2 各轴功率······························································4

I

5.3 各轴转矩······························································5 5.4 主要传动数据·························································5

6.减速器内传动的设计计算··············································5

6.1 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算······································5 6.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算······································11

7.斜齿圆柱齿轮上作用力的计算·········································15

7.1 高速级齿轮传动的作用力··············································15 7.2 低速级齿轮传动的作用力··············································16

8.减速器装配图的设计····················································16

8.1 合理布置图画·························································16 8.2 绘制齿轮的轮廓尺寸··················································17 8.3 箱体内壁·····························································17

9.轴的设计计算···························································18

9.1 中间轴的设计计算····················································18 9.2 高速轴的设计计算····················································20 9.3 低速轴的设计计算····················································23 9.4 轴设计的主要参数····················································30

10.减速器箱体的结构尺寸···············································31

10.1 箱座高度····························································31

II

10.2 箱体壁厚····························································32 10.3 轴承座螺栓凸台的设计··············································32 10.4 设置加强肋板·······················································32 10.5 箱盖外轮廓的设计··················································32 10.6 箱体凸缘尺寸·······················································32 10.7 箱体具体尺寸·······················································33

11.润滑油的选择与计算·················································34 12.装配图与零件图······················································35

12.1 附件的设计与选择··················································35 12.2 绘制装配图和零件图················································35

13.设计小结······························································36 14.参考文献······························································36 附件一：减速器装配图 附件二：减速器输出轴

附件三：减速器输出轴上的齿轮 附件四：减速器箱盖

III

两级展开式圆柱斜齿轮减速器的设计

1 设计任务书 1.1 设计数据及要求

F（N） D（mm） 6300 460 V(m/s) 1.3 年产量 中批 工作环境 矿山 载荷特性 平稳传动 最短工作年限 8年两班 其中： F—带的工作拉力，N；D—滚筒直径，mm；V—运输带工作速度，m/s。

1.2 传动装置简图

1—电动机；2、4—联轴器；3—二级展开式圆柱齿轮减速器；5—卷筒；6—输送皮带

图1 二级减速器传动简图

1.3 设计所需完成的工作量

1）减速器装配图1张(A1)

2）零件工作图1张（减速器箱盖、减速器箱座-A2）；2张（输出轴-A3；输出轴齿轮-A3） 3）设计说明书1份（A4纸）

2 传动方案的拟定

一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能需求外，还应当工作可靠，结构简单、尺

1

寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方面，要完全满足这些功能要求是困难的。在拟定传动方案和对多种方案进行比较时，应根据机器的具体使用情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。

现以参考文献[2]第3页中的带式输送机的四种传动方案为例进行分析。方案a制造成本低，但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境下工作，方b结构紧凑，环境适应性好，但传动效率低，不适于长期连续工作，且制造成本高。方案c工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应好，但宽度较大。方案d具有方案c的优点，而且尺寸较小，但制造成本较高。综合考虑本次设计的要求，选择c方案。传动简图见图1。

3 电动机的选择 3.1 选择电动机的类型

根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。

3.2 选择电动机功率

输送带所需功率为

Pw?Fv6300?1.3??8.19kW 10001000由表9-1[4]得，一对轴承效率?轴承?0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率?齿轮?0.97，联轴器效率

?联?0.99，滚筒效率?滚筒?0.96为则电动机到工作机间的总效率为

422422?总??轴????0.99?0.97?0.99?0.96?0.850 承齿轮联滚筒电动机所需工作功率为

Pd?Pw?总?8.19?9.635kW 0.850查表20-1[2]选取电动机的额定功率Ped?11kW

3.3 确定电动机的转速

输送带带轮的工作转速为

2

nw?1000?60v1000?60?1.3??53.974r/mi n?D??260查表2-2[1]，两级减速器传动比i齿?8~60 推算电动机转速范围为

?nd?nwi总?53.974??8~60??431.792~3238.44r/min

查表20-1[2]得，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。而3000r/min的电动机转速高，会使传动装置的总传动比、结构尺寸和重量增加，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为nm?1460r/min ，其型号为Y160M-4 。 方案 电动机型号 额定功率（KW） 11 11 电动机转速r/min 电动机质同步 满载 量（㎏） 123 117 Ⅰ Y160M-4 Ⅱ Y160M1-2 1500 3000 1460 2930 而3000r/min的电动机转速高，会使传动装置的总传动比、结构尺寸和重量增加，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为nm?1460r/min ，其型号为Y160M-4。

3.4 电动机的主要尺寸

查表20-1[2]得电动机的主要尺寸如下（单位：mm）

HD 385

F×GE 12×8 L 600 E 110 D 42 G 37 图2 电动机示意图

3

4 传动比的计算及分配 4.1 总传动比

i总?nm1460??27.05 nw53.9744.1 分配传动比

因为输入轴与输出轴直接与联轴器相连，所以传动比不变，减速器的传动比i?15.99，因为

i1?(1.1~1.5)i2，所以取i1?1.4i2，

所以，i1?1.4i?1.4?27.05?6.154，i2?i27.05??4.396 i16.1545 传动装置的运动、动力参数计算 5.1各轴转速

n1?nm?1460r/min n2?n11460??237.244r/min i16.154n2237.244??53.968r/min i24.396 n3? n卷?n3?53.968r/min

5.2各轴功率

PkW 1?Pd?联?9.635?0.99?9.539 P2?P1?轴承?齿?9.539?0.99?0.97?9.16kW P3?P2?轴承?齿?9.16?0.99?0.97?8.796kW

4

P卷?P3?轴承?联?8.796?0.99?0.99?8.621kW

5.3各轴转矩

P9.635 Td?95500?9550?N?m?63.023N?m

n01460P9.539 T1?95501?9550??62.396N?m

n11460P9.16 T2?95502?9550??368.726N?m

n2237.244P8.796 T3?95503?9550??1556.511N?m

n353.968P8.621 T卷?9550w?9550??1525.544N?m

nw53.9685.4主要传动数据

轴名 电机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 卷筒轴 功率P/KW 转矩T/N?m 转速n/r/min 11 9.539 9.16 8.796 8.621 63.023 62.396 368.726 1556.511 1525.544 1460 1460 237.244 53.968 53.938 传动比i 1 4.396 1 6.154 0.97 0.96 效率? 0.99 0.97 6 减速器内传动的设计计算 6.1 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算

6.1.1选择材料、热处理方式和公差等级

考虑到该减速器用于矿山机械，因为矿山机械中的齿轮传动，一般功率都很大、工作速度很低、周围环境中粉尘含量极高，所以选用铸钢作为大小齿轮的材料，查机械设计手册[3]得选用ZG310-570（GB/T 11352-1989）材料。由表14-1-123[3]得小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，

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小齿轮齿面硬度HBW1?240~270HB，HBW2?160~190HB,平均硬度

HBW1?255HB,HBW2?175HB。HBW1?HBW2?80HB,选用7级精度。

6.1.2 初步计算传动的主要尺寸

因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为

32KT1u?1?ZEZHZεZβ????? d1? ???du????H?21）小齿轮传递转矩为T1?62396N?mm

2）因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt?1.1~1.8，初选Kt?1.5 3）由表8-18[1]，取齿宽系数?d?1

4）由表8-19[1]，得弹性系数ZE?188.0MPa

5）初选螺旋角??12?，由图9-2[1]得节点区域系数ZH?2.46 6）齿数比u?i1?6.154

7）初选z1?20，则z2?uz1?6.154?20?123.08，取z2?123，则端面重合度为

??1?1??1???1???cos??1.88?3.2?cos12?1.66 ????1.88?3.2???????z??20123????1z2???轴向重合度为

???0.318?dz1tan??0.318?1?20?tan12??1.35 由图8-3[1]得重合度系数为Z??0.7875 8）由图11-2[1]得螺旋角系数Z??0.99

9)许用接触应力可用下式计算 ???H?ZN?Hlim SH由图8-4e、a[1]得接触疲劳极限应力为?Hlim1?520MPa，?Hlim2?310MPa 小齿轮和大齿轮应力循环次数分别为

6

N1?60n1jLh?60?1460?1??8?2?300?8??3.3638?109 N13.3638?109N2???5.466?108

i16.154由图8-5[1]差得寿命系数KHN1?0.9，KHN2?0.95查表8-20[1]取安全系数SH?1.0,则小齿轮的许用接触应力为

???H1?KHN1?Hlim10.9?520MPa??468MPa

SH1大齿轮的许用接触应力为 ???H2?KHN2?Hlim20.95?310MPa??294.5MPa

SH1∵( ???H2+ ???H1 ) / 2 =436.7 MPa > 1.23???H1=362.2 MPa ∴???H?362.2MPa， 初算小齿轮的分度圆直径d1t，得

3d1t?32KtT1u?1?ZEZHZεZβ????du?????H????2

2?2?1.5?623966.154?1?188.0?2.46?0.7875?0.99?????mm?59.97mm16.154?362.2?6.1.3 确定传动尺寸

1）计算载荷系数

由表8-21[1]得使用系数KA?1 因v?[1]

?d1tn160?1000???59.97?146060?1000m/s?4.584m/s，由图8-6[1]查得动载荷系数KV?1.13, 由图

[1]

8-7查得齿向载荷分配系数K??1.42，由表8-22查得齿间载荷分配系数K??1.1,则载荷系数为

K?KAKvKβKα?1?1.13?1.42?1.1?1.765 2）对d1t进行修正

因K与Kt有较大差异，故需对由Kt计算出的d1t进行修正，即

7

3 d1?d1t3）确定模数mn

K1.765?59.97??63.31mm Kt1.53d1cos?63.31?cos12? mn???3.096mm

z120由表8-23[1]，取mn?3mm 4）计算传动尺寸 中心距为 a1?mn?z1?z2?3??20?123???219.29mm ?2cos?2?cos12圆整，取a1?220mm，则螺旋角为

m?z?z2?3??20?123? ??arccosn1?arccos?12.84? 2?a12?220因?值与初选值相差较大。故对与?有关的参数进行修正 由图9-2[1]查得节点 区域系数ZH?2.46，则端面重合度为

??1?1??1???1???cos??1.88?3.2?cos12.84?1.652 ????1.88?3.2???????z??20123????1z2???轴向重合度为

???0.318?dz1tan??0.318?1?20?tan12.84??1.45

由图8-3[1]查得重合度系数Zε?0.7875，由图11-2[1]查得螺旋角系数Zβ?0.98

3d1t?

?2KT1u?1?ZEZHZεZβ????du?????H????232

2?1.765?623966.154?1?188.0?2.46?0.7875?0.98??????62.88mm16.154?362.2?精确计算圆周速度为 v??d1tn160?1000???62.88?146060?1000m/s?4.74m/s

由图8-6[1]动载荷系数KV?1.13，K值不变

8

d1tcos?62.88?cos12.84? mn???3.065mm

z120取mn?3mm，则高速级中心距为 a1?mn?z1?z2?3??20?123???220mm ?2cos?2?cos12.84则螺旋角修正为

m?z?z2?3??20?123? ??arccosn1?arccos?12.84?

2?a12?220修正完毕，故 d1?mnz1mnz23?203?123,??61.54mmd???252.31mm 2cos?cos12.84?cos?cos12.84? b??dd1?1?61.54mm?61.54mm，取b2?62mm b1?b2??5~10?mm，取b1?67mm

6.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度

齿根弯曲疲劳强度条件为

2KT1YFYSYεYβ????F bmnd1 ?F?1)K?1.765 T1?62396N?mm mn?3 d1?61.54mm 2）齿宽b?b2?62mm

3）齿形系数YF和应力校正系数YS。当量齿数为 zv1?z1z220123??21.58z???132.71 ， v2cos3?cos312.84?cos3?cos312.84?由图8-8查得YF1?2.74,YF2?2.16,由图8-9[1]查得YS1?1.57,YS2?1.81 4）由图8-10[1]查得重合度系数Yε?0.71 5）由图11-3[1]查得螺旋角系数Yβ?0.88 6）许用弯曲应力

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???F?YN?Flim SF由图8-4f、b[1]查得弯曲疲劳极限应力为?Flim1?175MPa，?Flim2?125MPa，由图8-11[1]查得寿命系数YN1?YN2?1,由表8-20[1]查得安全系数SF?1.25,故

???F1?YN1?Flim1?1?175MPa?140MPa， ???F2?YN2?Flim2?1?125MPa?100MPa

SF1.25SF1.25?F1?2KT12?1.765?62396YF1YS1YεYβ??2.74?1.57?0.71?0.88MPa?51.72MPa????F1 bmnd162?3?61.54YF2YS22.16?1.81?51.72?MPa?47????F2 YF1YS12.74?1.57?F2??F1满足齿根弯曲疲劳强度

6.1.5 计算齿轮传动其他几何尺寸

端面模数 mt?mn3??3.077mm ?cos?cos12.84*齿顶圆 ha?hamn?1?3?3mm

*齿根高 hf?ha ?c*mn??1?0.25??3?3.75mm??全齿高 h?ha?hf?3?3.75?6.75mm 顶隙 c?c*mn?0.25?3?0.75mm 齿顶圆直径为

da1?d1?2ha?61.54?6?67.54mm da2?d2?2ha?252.31?6?258.31mm 齿根圆直径为

df1?d1?2hf?61.54?7.5?54.04mm df2?d2?2hf?252.31?7.5?244.81mm

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6.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算

6.2.1选择材料、热处理方式和公差等级

考虑到该减速器用于矿山机械，因为矿山机械中的齿轮传动，一般功率都很大、工作速度很低、周围环境中粉尘含量极高，所以选用铸钢作为大小齿轮的材料，查机械设计手册[3]得选用ZG310-570（GB/T 11352-1989）材料。由表14-1-123[3]得小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，小齿轮齿面硬度HBW1?240~270HB，HBW2?160~190HB,平均硬度

HBW1?255HB,HBW2?175HB。HBW1?HBW2?80HB,选用7级精度。

6.2.2 初步计算传动的主要尺寸

因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为

3 d1?2KT3u?1?ZEZHZεZβ????? ???du????H?21）小齿轮传递转矩为T2?368726N?mm

2）因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt?1.1~1.8，初选Kt?1.5 3）由表8-18[1]，取齿宽系数?d?1

4）由表8-19[1]，得弹性系数ZE?188.0MPa

5）初选螺旋角??11?，由图9-2[1]得节点区域系数ZH?2.465 6）齿数比u?i2?4.396

7）初选z3?25，则z4?uz3?4.396?25?109.9，取z2?110，则端面重合度为

??1?1??1???1??cos??1.88?3.2? ????1.88?3.2??????cos11?1.39 ????25110????z1z2???轴向重合度为

???0.318?dz1tan??0.318?1?25?tan11??1.545 由图8-3[1]得重合度系数为Z??0.775 8）由图11-2[1]得螺旋角系数Z??0.99

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9)许用接触应力可用下式计算 ???H?ZN?Hlim SH由图8-4e、a[1]得接触疲劳极限应力为?Hlim3?520MPa，?Hlim4?310MPa 小齿轮和大齿轮应力循环次数分别为

N3?60n2jLh?60?237.244?1.0??2?8?300?8??5.466?108 N35.466?108N4???1.243?108

i14.396由图8-5[1]差得寿命系数HHN3?0.95，HHN4?0.98查表8-20[1]取安全系数SH?1.0,则小齿轮的许用接触应力为

???H3?ZN3?Hlim31.14?520MPa??592.8MPa SH1大齿轮的许用接触应力为 ???H4?ZN4?Hlim41.2?310MPa??303.8MPa SH1∵( ???H3+ ???H4 ) / 2 =398.9MPa > 1.23???H4=372.69 MPa ∴???H?372.69MPa 取???H?372.69MPa，初算小齿轮的分度圆直径d3t，得

3d3t?32KtT1u?1?ZEZHZεZβ????du?????H????2

2?2?1.5?3687264.396?1?188.0?2.465?0.775?0.99?????mm?107.31mm14.396?372.69?6.2.3 确定传动尺寸

1）计算载荷系数

由表8-21[1]得使用系数KA?1 因v??d3tn260?1000???107.31?237.24460?1000m/s?1.333m/s，由图8-6[1]查得动载荷系数KV?1.06, 由

图8-7[1]查得齿向载荷分配系数K??1.43，由表8-22[1]查得齿间载荷分配系数K??1.1,则载荷

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系数为

K?KAKvKβKα?1?1.06?1.43?1.1?2.04 2）对d3t进行修正

因K与Kt有较大差异，故需对由Kt计算出的d3t进行修正，即

3 d3?d3t3）确定模数mn

K1.67?107.31??111.22mm Kt1.53d3cos?111.22?cos11? mn???4.367mm

z325由表8-23[1]，取mn?4mm 4）计算传动尺寸 中心距为 a2?mn?z3?z4?2??25?110???275.05mm

2cos?2?cos11?圆整，取a2?275mm，则螺旋角为

m?z?z4?4??25?110? ??arccosn3?arccos?10.94? 2?a22?275因?值与初选值很相近。故不修正 d3?mnz3mnz44?254?110,??101.85mmd???448.144mm 4??cos?cos10.94cos?cos10.94 b??dd3?1?101.85mm?101.85mm，取b4?102mm b3?b4??5~10?mm，取b3?107mm

6.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度

齿根弯曲疲劳强度条件为

?F?2KT1YFYSYεYβ????F bmnd113

1)K?1.67 T3?368726N?mm mn?4 d3?101.85mm 2）齿宽b?b4?102mm

3）齿形系数YF和应力校正系数YS。当量齿数为 zv3?z3z225110??26.414z???116.222 ， v233?33?cos?cos10.94cos?cos10.94由图8-8查得YF3?2.58,YF4?2.17,由图8-9[1]查得YS3?1.597,YS4?1.80 4）由图8-10[1]查得重合度系数Yε?0.701 5）由图11-3[1]查得螺旋角系数Yβ?0.92 6）许用弯曲应力 ???F?YN?Flim SF由图8-4f、b[1]查得弯曲疲劳极限应力为?Flim3?175MPa，?Flim4?125MPa，由图8-11[1]查得寿命系数YN3?YN4?1,由表8-20[1]查得安全系数SF?1.25,故

???F3?YN3?Flim3?1?175MPa?140MPa， ???F4?YN4?Flim4?1?125MPa?100MPa

SF1.25SF1.25?F3?2KT22?1.67?368726YF3YS3YεYβ??2.58?1.597?0.701?0.92MPa?78.75MPa????F3 bmnd3102?4?101.85YF4YS42.17?1.8?78.75?MPa?74.65????F4 YF3YS32.58?1.597?F4??F3满足齿根弯曲疲劳强度

6.2.5 计算齿轮传动其他几何尺寸

端面模数 mt?mn4??4.074mm cos?cos10.94?*齿顶圆 ha?hamn?1?4?4mm

*齿根高 hf?ha?c*mn??1?0.25??4?5mm

??全齿高 h?ha?hf?4?5?9mm 顶隙 c?c*mn?0.25?4?1mm

14

齿顶圆直径为

da3?d3?2ha?101.85?8?109.85mm da4?d4?2ha?448.144?8?456.144mm 齿根圆直径为

df3?d3?2hf?101.85?10?91.85mm df4?d4?2hf?448.144?10?438.144mm

7 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算

齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据。

7.1 高速级齿轮传动的作用力

1）已知条件

高速轴传递的转矩T1?62396N?mm，转速n1?1460r/min，高速级齿轮的螺旋角??12.84?，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d1?61.54mm 2）齿轮1的作用力 圆周力

Ft1?2T12?62396??2027.82N，其方向与力作用点圆周速度方向相反 d161.54径向力

tan?ntan20?Fr1?Ft1?2027.82??757N，其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心 ?cos?cos12.84轴向力为

Fa1?Ft1tan??2027.82?tan12.84??462.2N，其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向 法向力为

Fn1?Ft12027.82??2213.3N

cos?ncos?cos20??cos12.84?15

3）齿轮2的作用力

从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反。

7.2 低速级齿轮传动的作用力

1)已知条件

中间轴传递的转矩T2?368726转速n2?237.244r/min，低速级齿轮的螺旋角??10.94?,N?mm，为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径d3?101.85mm 2）齿轮3的作用力 圆周力

Ft3?2T22?368726??7240.57N，其方向与力作用点圆周速度方向相反 d3101.85径向力

tan?ntan20?Fr3?Ft3?7240.57??2684.13N，其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心 ?cos?cos10.94轴向力为

Fa3?Ft3tan??7240.57?tan10.94??1399.557N，其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮3的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向 法向力为

Fn3?Ft37240.57??7847.88N ??cos?ncos?cos20?cos10.943）齿轮4的作用力

从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反。

8 减速器装配图的设计 8.1 合理布置图画

该减速器的装配图绘在一张A1图纸上。根据图纸大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定为1:2，采用三视图表达装配的机构。

16

8.2 绘出齿轮的轮廓尺寸

在俯视图上绘出两级齿轮传动的轮廓尺寸，如图3所示

图3 齿轮的轮廓

8.3 箱体内壁

在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面，如图4所示

图4 箱体内壁

17

9 轴的设计计算 9.1中间轴的设计计算

9.1.1已知条件

中间轴的传递的功率P2?9.16kw，转速n2?237.244r/min，传递转矩T2?368.726N?m，齿轮分度圆直径为d2?252.31mm，d3?101.85mm齿轮宽度b2?62mm，b3?107mm。

9.1.2选择轴的材料

因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料45钢，调质处理。

9.1.3初步确定轴的最小直径

3查表9-8[1]得，取C?120 故 d?CP29.16?120?40.558mm。 n2237.24439.1.4结构设计 1）轴承部件的结构设计

轴的初步构想设计及构想图如图5所示，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计

图5 中间轴结构构想图

18

2）轴承的选择与轴段①及轴段⑤的设计

该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段①、⑤上安装轴承，其直径应既便于安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7209C，由表11-9[1]，查得轴承内径d?45mm，外径D?85mm，宽度B?19mm，内圈定位轴肩直径

da?52mm，外圈定位直径Da?78mm，轴上定位端面圆角半径最大为ra?1mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3?16.4mm，故取d1?45mm。 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5?45mm。

3）轴段②和轴段④的设计

d2和d4应分别略大于d1和d5，在轴段②上安装齿轮3，轴段④上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，

可初定d2?d4?50mm

齿轮2轮毂宽度范围为（1.2～1.5）d2=60～90，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2?62mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度b3?107mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为了使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段②和轴段④的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取L2?105mm， L4?60mm。

4）轴段③

该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩宽度范围为h?(0.07~0.1)d2?3.5~5mm，取其高度为h?4mm，故d3?58mm

齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为?1?10mm，齿轮2与齿轮3的距离初定为?3?9mm，则箱体内壁之间的距离为

BX?2?1??3?b3?b1?b2?2?10?9?107?64.5?200.5mm。齿轮2的右端面与箱体内壁的距离2?2??1?b1?b2?10?2.5?12.5mm，则轴段③的长度为L3??3?9mm 25）轴段①及轴段⑤的长度

该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入

19

轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为??10mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段①的长度为L1?B????1?3?19?10?10?2?41mm，轴段⑤的长度为

L1?B????2?2?19?10?12.5?2?43.5mm

6）轴上力作用点的距离

轴承反力的作用点与外圈大端面的距离a3?16.4mm，

l1?L1?b3b?b3?a3?2?41?53.5?16.4?2?108.9mm l2?L3?2?9?84.5?93.5mm 22b2?a3?2?43.5?31?16.4?2?56.1mm 2l3?L5?9.1.5键连接

齿轮2与轴段④和齿轮3与轴段②间均采用A型普通平键连接，查表8-31得其型号分别为 键14?9?62 GB 1096-79，键14?9?107 GB 1096-79

9.2 高速轴的设计计算

9.2.1已知条件

高速轴的传递的功率P1?9.539kw，转速n1?1460r/min，传递转矩T1?62.396N?m，齿轮1分度圆直径为d1?63.31mm，齿轮宽度b1?67mm。

9.2.2选择轴的材料

因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料45钢，调质处理。

9.2.3初算直径

查表9-8[1]得，取C?120，低速轴外伸段的直径可按下式求得：

3d?CP39.539?120?22.434mm，轴与联轴器相连，有一个键槽，应增大轴径3%～5%，即n314603d?22.434?22.434?(0.03~0.05)?23.107~23.5557mm，圆整取dmin?24mm。

9.2.4结构设计

20

1）轴承部件的结构设计

轴的初步构想设计及构想图如图6所示，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计

2）轴段①的设计

轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由表8-37[1]，取KA=1.5，则计算转矩

Tc?KAT2?1.5?62.396?93.594N?m

由表8-38[1]查得GB/T 5014-2003中LX2型联轴器符合要求：公称转矩为560N?m，许用转速6300r/min，轴孔范围20～35mm。结合伸出段直径d1?24mm，其长度略小于毂孔宽度，取

L1?30mm。

3）密封圈与轴段②

在确定轴段②的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸两个方面的问题。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h?(0.07~0.1)d1?(0.07~0.1)?24?1.68~2.4mm。轴段②的轴径

图6 高速轴结构构想图

d2?d1?2h?27.36~28.8mm，最终由密封圈确定。该处的圆周速度小于5m/s，可选用毡圈油封，查表8-27[1]，选用45FZ/T92010—91，则d2=30mm

21

4）轴段③和轴段⑦的轴径设计

轴段③和轴段⑦上安装轴承，考虑斜齿轮有轴向力的存在，所以选用角接触球轴承。轴段③和轴段⑦直径应既便于安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为7207C，由表11-9[1]，查得轴承内径d?35mm，外径D?72mm，宽度B?17mm，内圈定位轴肩直径da?42mm，外圈定位直径Da?65mm，轴上定位端面圆角半径最大为ra?1mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3?14.2mm，故取d3?35mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环，挡油环宽度初定为B1=12，故L3?B?B1?(17?12)?29mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故d7?35mm，

L7?B?B1?(17?12)?29mm

5）齿轮与轴段⑤的设计

该段上安装齿轮，为了便于安装，d5应略大于d3，可初定d5?40，则由表8-31知该处键的截面尺寸为b?h?12?8，轮毂键槽深度为t1?3.3，则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为

e?df1d354.0435??t1???3.3?6.22?2.5mn?2.5?3?7.5，故该轴设计成齿轮轴，则有2222d5?df1?54.04mm，L5?b1?67mm

6）轴段④和轴段⑥的设计

该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则，定位轴肩的高度为

h?(0.07~0.1)d5?3.7828~5.404mm，取h?4，则d4?d6?48?2?4?40，齿轮右端面距箱体内壁距离为?1，则轴段⑥的长度为L6????1?B1?10?12.5?12?10.5。轴段④的长度

L4?BX????1?b1?B1?186.5?10?12.5?67?12?105mm。其中BX为箱体内壁的距离，?为轴承端面至箱体的距离。

7）轴段②的设计

该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度

L???c1?c2?(5~10)mm，由表

3-1[2]

得，下箱座壁厚公式

??0.025a2?3?0.025?275?3?9.875mm?8mm，取??10mm。地脚螺钉直径为

df?0.036a?12?0.036?275?12?21.9mm，取df?22mm，所以地脚螺栓直径M22。则轴承

22

旁联接螺栓直径d1?0.75df?0.75?22?16.5mm取d1?16mm，所以轴承旁连接螺栓直径M16，相应的c1?22mm，c2?20mm。则箱盖、箱座联接螺栓直径d2?(0.5~0.6)df?(11~13.2)mm，取d2?12mm，所以箱体凸缘连接螺栓直径M12。查表9-9[2]得d3?6，所以轴承端盖连接螺栓直径M6，由表8-29[1]取螺栓GB/T 5781—2000 M6×18。由表8-30[1]可计算轴承端盖厚

e?1.2d3?1.2?6?7.2mm，取e?8mm。轴承座宽度为

L???c1?c2?(5~8)?8?22?20?(5~10)?55~60mm，取L?58mm，取轴端盖与轴承座间的

调整垫片厚度为?t?2mm；避免联轴器轮毂外径与端盖螺栓的拆装发生干涉，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离取K?10mm，则有

L2?L??t?Bd?K2?B???58?2?8?10?17?10?51mm

8）轴上力作用点的距离

轴承反力的作用点与外圈大端面的距离a3?14.2mm，

l1?a3?L2?L3067?14.2?51?15?80.2mml2?L3?L4?5?a3?(29?105??14.2)?153.3mm 222l3?L5?L6?L7?a3?33.5?10.5?29?14.2?58.8mm 29.2.5键连接

联轴器与轴段①采用A型普通平键连接，查表8-31得其型号分别为键8?7 GB 1096-79

9.3低速轴的设计计算

9.3.1已知条件

低速轴的传递的功率P3?8.796kw，转速n3?53.968r/min，传递转矩T3?1556.511N?m，齿轮4分度圆直径为d4?448.144mm，齿轮宽度b4?102mm。

9.3.2选择轴的材料

因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料45钢，调质处理。

9.3.3初算直径

23

查表9-8[1]得，取C?120，低速轴外伸段的直径可按下式求得：

P8.796d?C3?120?65.55mm，轴与联轴器相连，有一个键槽，应增大轴径3%～5%，

n353.96833即d?65.55?65.55(0.03~0.05)?67.517~68.83mm，圆整取dmin?70mm。

9.3.4结构设计 1) 轴承部件的结构设计

轴的初步构想设计及构想图如图7所示，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计

2）轴段①的设计

轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由表8-37[1]，取KA=1.5，则计算转矩

Tc?KAT2?1.5?1556.511?2334.767N?m

由表查得ML8中的梅花形弹性联轴器符合要求：公称转矩为3550N?m，许用转速2900r/min，轴孔范围50～75mm。结合伸出段直径d6?55mm，其长度略小于毂孔宽度，取L1?90mm。

图7 低速轴结构构想图

3）轴段②的轴径设计

24

在确定轴段②的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸两个方面的问题。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h?(0.07~0.1)d6?(0.07~0.1)?70?4.9~7mm。轴段②的轴径

d5?d1?2h?56~60.2mm，最终由密封圈确定。该处的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查表8-27[1]，选用60FZ/T92010—91，则d5=60mm

4）轴段③和轴段⑥的轴径设计

轴段③和轴段⑥上安装轴承，考虑斜齿轮有轴向力的存在，所以选用角接触球轴承。轴段③和轴段⑥直径应既便于安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为7314C，由表11-9[1]，查得轴承内径d?70mm，外径D?150mm，宽度B?35mm，内圈定位轴肩直径da?82mm，外圈定位直径Da?138mm，轴上定位端面圆角半径最大为ra?2mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3?29.2mm，故取d5?60mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环，挡油环宽度初定为B1=12，故L3?B?B1?(35?12)?47mm

通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故d4?70mm。

5）轴段⑤的设计

该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d2必须略大于d1，可初选d2?80mm，齿轮2轮毂的宽度范围为（1.2～1.5）d2=96～120，介于齿轮宽度b4?102mm之间，取其轮毂等于齿轮宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段⑤长度应比轮毂略短，由于b2?102mm，故取L5?100mm。

6）轴段④的设计

该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h?(0.07~0.1)d2?5.6~8mm，取h?6，则d3?84?2?6?96，齿轮左端面距箱体内壁距离为?4??2?轴段④的长度

b3?b4107?102?10??12.5mm22L4?BX??4?b4???B1?156.5?12.5?102?10?12?40mm，其中BX为箱体内壁的距离，?为轴承端面至箱体的距离。

7）轴段②与轴段⑥的长度设计

25

轴段②的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓为螺栓GB/T 5781 M6×25，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K2=10mm，则有

L2?L??t?Bd?K2?B???58?2?10?10?35?10?35mm 轴段⑥的长度L6?B????4?35?10?12.5?57.5mm

8）轴上力作用点的距离

轴承反力的作用点与外圈大端面的距离a3?29.2mm，

l1?L6?L5?b4102?a3?(57.5?100??29.2)?77.3mm 22l2?L3?L4?l3?a3?L2?b4102?a3?(47?40??29.2)?108.8mm 2290?29.2?35?45?109.2mm 29.3.5键连接

联轴器与轴段①及齿轮4与轴段⑤间均采用A型普通平键连接，查表8-31得其型号分别为 键20?12 GB 1096-79，键22?14 GB 1096-79

9.3.6轴的受力分析 1）画出轴的受力分析图

轴的受力简图如图8（a）所示，

2）支承反力

在水平面上为

Fr4l2?Fa4l1?l2d4488.1442684.14?108.8?1399.557?2?2??120.76N

77.3?108.8R1H?R2H?Fr4?R1H?2684.14?120.76?2804.9N 在垂直平面上为

R1V?Ft4l27240.57?77.3??3007.5N l1?l277.3?108.826

R2V?Ft4?R1V?7240.57?3007.5?4233.07N 轴承1总支承反力为

22R1?R1H?R1V?(?120.76)2?(3007.5)2?3009.92N

轴承2总支承反力为

22R2?R2H?R2V?(2804.9)2?(4233.07)2?5078.03N

图8 低速轴的受力分析

3）弯矩、画弯矩图

弯矩图如图3（b）、（c）、（d）所示 在水平面上，a?a剖面右侧为

MaH?R1Hl1??120.76?77.3??9334.75N?mm

a?a剖面左侧为

?MaH?R2Hl2?2804.9?108.8?305173.12N?mm

在垂直平面上，a?a剖面为

MaV??R1Vl1??3077.5?77.3??237890.75N?mm

合成弯矩，a?a剖面左侧为

222Ma?MaH?MaV?（?9334.75）?(?237890.75)2?238073.83N?mm

a?a剖面右侧为

?2?2?MaVMa?MaH?305173.122?(?237890.75)2?386940.1N?mm N?mm 转矩图如图3（e）所示，T2?250610

9.3.7校核轴强度

因a?a剖面右侧弯矩大，同时截面还作用有转矩，故a?a剖面右侧为危险截面。其抗弯截面系数为

27

Bt(d2?t)2??60335?9?(60?9)2W?????15158.425mm3

322d2322?60抗扭截面系数为

3?d2Bt(d2?t)2??60335?9?(60?9)2WT?????35583.875mm3

162d2162?603?d2?Ma386940.1弯曲应力为 ?b???25.53MPa

W15158.425扭剪应力 ??T31556511 ??43.74MPaWT35583.875按弯扭合成强度进行强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数??0.6，则当量应力为

2?e??b?4(??)2?25.532?4?(0.6?43.74)2?58.37MPa

由表8-26[1]查得45钢调质处理抗拉强度极限?b?650MPa，由表8-32[1]用插值法查得轴的许用弯曲应力[??1b]?60MPa，?e?[??1b]，强度满足要求

9.3.8校核键强度

联轴器处的键的挤压应力为 ?p1?4T34?1556511 ??72.67MPad1hl70?12?1024T34?1556511 ??62.28MPad5hl70?14?102齿轮4处键连接的挤压应力为 ?p2?取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表8-33[1]查得[?]p?125~150MPa，?p1?[?]p，?p2?[?]p强度足够

9.3.9校核轴承寿命 1）计算轴承的轴向力

由表11-9[1]查7314C轴承得，C?102000N，C0?91500N。由表9-10[1]查7314C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为

S1?0.4R1?0.4?3009.92?1203.968N，S2?0.4R2?0.4?5078.03?2031.212N 外部轴向力A=428.38N，各轴向力方向如图9所示

S1?A?1203.968?1399.557?2603.525N?S2

28

所以，1被放松，2被压紧

则两轴承的轴向力分别为 Fa1?S1?1203.968N，Fa2?S1?A?2603.525N

图9 低速轴轴承的布置及受力

2）计算当量动载荷

由

Fa11203.968??0.013，由表11-9[1]得，e?0.38，因C091500Fa11203.968??0.4?e，故R13009.92X?0.44,Y?1.47，则轴承1的当量动载荷为

P.92?1.47?1203.968?3094.198N 1?XR1?YFa1?0.44?3009由

Fa22603.525??0.0285，由表11-9[1]得，e?0.40，因C091500Fa22603.525??0.513?e，故RB5078.03X?0.44,Y?1.40，则轴承2的当量动载荷为

P2?XR2?YFa2?0.44?5078.03?1.40?2603.525?5879.27N

3）校核轴承寿命

[1]

因P1?P2，故只需校核轴承2，P?P2,轴承在100℃一下工作，查表8-34得fT?1。对于

减速器查表8-35[1]得载荷系数fP?1。则轴承2的寿命为

10?fTC?106?1?102000???Lh??.67h ??h?1612659??60n3?fPP?60?53.968?1?5879.27??因为Lh?2?8?300?8?38400h

633?Lh?Lh，故轴承寿命足够，满足要求。

29

9.4 轴设计的主要参数

9.4.1 轴的数据

低速轴的尺寸

d1/mm L1/mm d2/mm L2/mm d3/mm L3/mm 70 d4/mm 70 L4/mm 80 d5/mm 35 L5/mm 96 d6/mm 47 L6/mm 70 l1/mm 40 60 l2/mm 100 55 l3/mm 57.5 77.3 108.8 109.2 高速轴的尺寸

d1/mm L1/mm d2/mm L2/mm d3/mm L3/mm 24 d4/mm 30 L4/mm 30 d5/mm 51 L5/mm 35 d6/mm 29 L6/mm 40 d7/mm 105 L7/mm 54 l1/mm 67 l2/mm 40 l3/mm 10.5 35 29 80.2 153.3 58.8 中间轴的尺寸

d1/mm L1/mm d2/mm L2/mm d3/mm L3/mm 45 d4/mm 41 L4/mm 50 d5/mm 105 58 L5/mm 9 50 l1/mm 60 45 l2/mm 43.5 l3/mm 108.9

93.5 56.1 9.4.2 联轴器的选择

30

高速级弹性柱销联轴器

型号 LX2 公称转矩(N?m) 560 许用转速(r/min) 6300 轴的直径(mm) 16 电动机轴孔直径(mm) 30 低速级弹性柱销联轴器

型号 ML8 公称转矩(N?m) 3550 许用转速(r/min) 2900 轴的直径(mm) 70

9.4.3 轴承的选择

高速轴角接触球轴承

轴承代号 7209C d 45 D 85 中间轴角接触球轴承

轴承代号 7207C d 35 D 72 低速轴角接触球轴承

轴承代号 1314C

d 70 D 150 B 35 a 29.2 B 17 a 14.2 B 19 a 16.4 10 减速器箱体的结构尺寸 10.1 箱座高度

对于传动件采用浸油润滑的减速器，箱座高度除了应满足齿顶圆到油池底面的距离不小于30~50mm外，还应使箱体能容纳一定量的润滑油，以保证润滑和散热。

设计时，在离开大齿轮顶圆为30~50mm处，画出箱体油池底面线，并初步确定箱座高度为

H?da4?(30~50)??7，其中da4为大齿轮顶圆半径，?7为箱座底面至箱座油池底面的距离。 231

10.2 箱体壁厚

箱体要有合理的壁厚。轴承座、箱体底座等处承受的载荷较大，其壁厚应更厚一些。具体参数可参照表3-1[2]。

10.3 轴承座螺栓凸台的设计

为提高剖分式箱体轴承座的刚度，轴承座两侧的螺栓应尽量靠近。轴承座旁螺栓凸台的螺栓孔间距S?D2，D2为轴承盖外径。若S值过小，螺栓容易与轴承盖螺钉孔或箱体轴承座旁的输油沟相干涉。

螺栓凸台高度h与扳手空间的尺寸有关。参照表3-1确定螺栓直径和C1、C2，根据C1用作图法可确定凸台高度h。

10.4 设置加强肋板

为了提高轴承座附近箱体刚度，在平壁式箱体上可适当设置加强肋板。结构见图9-4[2]。

10.5 箱盖外轮廓的设计

箱盖顶部外轮廓常以圆弧和直线组成。大齿轮所在一侧的箱盖外表面圆弧半径

R?(da4)??1??1，da4为大齿轮顶圆直径，?1为箱盖壁厚。通常情况下，轴承座旁螺栓凸台处2于箱盖圆弧外侧。

10.6 箱体凸缘尺寸

箱盖与箱座联接凸缘、箱底座凸缘要有一定宽度，可参照表3-1[2]确定。轴承座外端面应向外凸出5～10mm，以便于切削加工。箱体内壁至轴承座孔外端面的距离为L1???C1?C2?(5~10)mm 箱体凸缘联接螺栓应合理布置，螺栓间距不宜过大，一般减速器不大于150～200，大型减速器可再大些。

32

10.7 箱体具体尺寸

名称 高速级中心距 低速级中心距 下箱座壁厚 下箱座壁厚 下箱座剖分面处凸缘厚度 下箱座剖分面处凸缘厚度 地脚螺栓厚度 箱座上的肋厚 箱盖上的肋厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓通孔直径 地脚螺栓沉头座直径 代号 a1 a2 尺寸mm 157 274 10 10 16 16 20 10 12 M20 22 36 26 24 4 M16 20 30 22 20 M10 ? ?1 b b1 p m m1 df ?df D0 c1 底脚凸缘尺寸（扳手空间） c2 地脚螺栓数目 轴承旁连接螺栓（螺钉）直径 轴承旁连接螺栓通孔直径 轴承旁连接螺栓沉头座直径 n d1 ?d1 D0 c1 剖分面凸缘尺寸（扳手空间） c2 上下箱连接螺栓（螺钉）直径 d2 33

上下箱连接螺栓通孔直径 上下箱连接螺栓沉头座直径 ?d2 D0 c1 11.5 24 16 14 M8 M6 10 260 80 60 146，70，68 128，100，72 20 25 25 箱缘尺寸（扳手空间） c2 轴承盖螺钉直径 检查孔盖连接连接螺栓直径 圆锥定位销直径 减速器中心高 轴承旁凸台高度 轴承旁凸台半径 轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离 箱体外壁至轴承座端面的距离 大齿轮顶圆与箱体内壁间距离 齿轮端面与箱体内壁间距离 d3 d4 d5 H h R? D2 S K ?1 ?2 11润滑油选择计算

轴承选用ZN-3钠基润滑脂润滑，齿轮选择N220工业齿轮油，润滑油深度为0.64dm，箱体底面尺寸8.9dm?4.3dm，箱体内所装润滑油量为

V?8.9?4.3?0.64?24.5dm3

该减速器所传递功率为11kw。对于二级减速器，每传递1kw的功率，所需油量为

V0?1.8~2.2dm3，则该减速器所需油量为

V1?P0V0?11?(1.8~2.2)dm3?19.8~24.2dm3

V1?V，润滑油量满足要求。

34

12 装配图与零件图 12.1 附件的设计与选择

12.1.1检查孔及检查孔盖

窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能深入箱体进行检查操作为宜。 窥视孔处应设计凸台以便加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并应考虑加以密封。查表9-18[2]得检查孔的尺寸为180mm?90mm，位置在中间轴的上方；检查孔盖尺寸为288mm?138mm。

12.1.2 油面指示装置

油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位，如低速轴附近。 选用油标尺M16，由表9-14[2]可查相关尺寸

12.1.3 通气器

通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。 选用带过滤网的通气器，由表9-8[2]可查相关尺寸。

12.1.4 放油孔及螺塞

放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺栓堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设置凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以避免油排不净。 螺塞选用六角螺塞M16?1.5，由表9-16[2]可查相关尺寸。

12.1.5 起吊装置

上箱盖采用吊耳，由表9-20[2]可查相关尺寸。

12.1.5 起盖螺钉

起盖螺钉设置在箱盖联接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可以凸缘联接螺钉相同，螺钉端部制成圆柱形并光滑倒角或制成半球形。 起盖螺钉选用M10，由表13-11[2]查得相关尺寸。

12.1.6 定位销

常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并应作非对称布置。定位销的直径d?0.8d2，圆锥销的尺寸见表14-3[2]。

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12.2 绘制装配图和零件图

选择与计算其他附件后，完成的装配图如附件一所示，减速器输出轴见附件二，输出轴上的齿轮零件图见附件三，减速器箱盖图见附件四

13 设计小结

其实刚开始做课程设计时,心里很纠结:我是不是要像上学期的机械原理课程设计那样“日夜奋斗”？后来由于我们小组气氛比较好，刚开始做了规定；计算得数小数点保留三位（除非看参考资料上的数据小数点比我们多），后来计算方面还是比较顺利，最后小组结果一校对，所得的数据比较接近，于是我们就觉得基本上能对了。

不过后来的画图还真的很累，A1纸上图画的腰酸背痛，而且还得保证图纸的清洁度，这可是个大工程量！费了好大劲才把它做完。

本次课程设计让我巩固了这学期学的机械设计的相关知识，也进一步理解了机械设计对本专业的重要性。这次设计虽然完成的相对较快，但我还是觉得有些不足，考虑的方面不够全面，也认识了自己的不足，接下来会在日常生活中努力改正，巩固基础。为以后大四的毕业设计提前做了准备，打了基础！时间虽短，但我过得很充实??

14 参考文献

[1] 张春宜,郝广平，刘敏.减速器设计实例精解.北京：机械工业出版社，2010. [2] 王昆,何小柏,汪信远.机械设计、机械设计基础课程设计.北京:高等教育出版社,1995 [3] 成大先.机械设计手册.北京:化学工业出版社,2004.

[4] 王连明.机械设计课程设计.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,1996. [5] 濮良贵,纪名刚.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社，2006.

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/sixg.html