二级圆柱齿轮减速器机械课程设计.pdf

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1、目录第一章 绪论 1.1 引言,2 1.2 目的,2 第二章设计项目 2.1 已知数据 ,2 2.2 传动方案的选择 ,2 2.3 电动机的选择 ,3 2.4 传动比的计算与分配 ,4 2.5 传动参数的计算 ,4 第三章 传动零件的设计与校核3.1 高速齿轮的设计与校核 ,5 3.2低速级齿轮的设计与校核 ,8 第四章 减速器轴及轴承装置键的设计与校核4.1 输入轴及轴承装置键联轴器的设计与校核,11 4.2 中间轴及轴承装置键的设计与校核,15 4.3 输出轴及轴承装置键联轴器的设计与校核,19 第五 箱体及减速器附件的说明装配图设计,24 第六章零件图设计 ,27 第七章个人小结 ,29

2、 第八章参考文献 , 29 机械课程设计1 第一章绪论1.1引言机械设计综合课程设计是对我们一个学年内学习状况的考察，也是锻炼同学自主创新、设计及思考的一项课题。本次机械设计课程设计的主题为“二级展开式圆柱齿轮减速器”，在设计过程中涉及到了很多在过去的一年中我们所学到的知识，例如齿轮、轴和与它们相关的知识。这次是我们第一次接触实际进行设计，相信无论对于我们知识的强化还是创新能力、思考能力都是一次锻炼和挑战。1.2目的综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际

3、解决工程问题的能力。第一章设计项目2.1 已知数据题目四 ：设计型砂搅拌机的传动装置两级圆柱齿轮减速器。 单班制工作，单向运行，有轻微的振动，启动载荷为名义载荷的1.5 倍，减速器成批生产，使用年限8 年。设计基本参数：组号 4-4 碾盘主轴转速n主(r/min) 10 锥齿轮传动比 i 4.5 碾盘主轴扭矩（ N.m ）18000 2.2 传动方案设计机械课程设计2 传动方案：电动机通过联轴器输入到双级圆柱齿轮减速器，其中高速级采用圆柱斜齿轮，低速级采用圆柱斜齿轮。然后低速级通过联轴器, 锥齿轮传动输入到磨盘上。设计图例：2.3 电动机的选择由公式 p*w=t*n/9550=1800X10/

4、9550=1.885kw 根据课程设计指导书表2-3 得锥齿1=0.95；圆柱齿2=0.98；联轴器3=0.99 ；滚动轴承4=0.99。总效率=842.0599.0298.095.0电动机所需的功率kwnp232. 20p电动机同步转速750r/min 与 1000r/min 两种比较方案如下：方案电动机型号额定功率 kw 满载转速r/min 传动比一Y160m-6 3 970 97 二Y160l-8 3 720 72 根据比较选电动机Y160L-8, 其参数如下：（1） 额定功率： 3KW （2） 启动转矩： 2.0 N.m （3） 同步转速： 750r/min 机械课程设计3 （4） 满

5、载转速： 720r/min （5） 伸出端直径： 42mm(6) （6） 伸出端安装长度： 110mm （7） 中心高度： 160mm （8） 外形尺寸： 600*2330*385 2.4 传动装置的总传动比的确定与传动比的分配(1) 总传动比的确定原始数据给出准齿轮的传动比为4.5 ，总传动比为 720/10=72 则减速箱的总传动比为i=16。(2) 传动比的分配对于二级圆柱齿轮减速器，i1=(1.31.5)i2由此计算得：又 i总=i1* i2*i锥i1=4.7 i2=3.4 2.5 计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴的转速碾盘转轴： n3=n4*i3=10X4.5 =45r/mi

6、n 3 轴： n2=n=45r/min 2 轴： n1=n2*i1 =153.2r/min 1 轴：n1=nm=720r/min (2) 各轴的输入功率1pkwp97.299.03*30kwp852.2*p2412kw7389.2*p2423p碾盘kwp6844.2*p3434kwp5246.2*p144电动机输出转矩以及各轴的输出转矩MNnpT79.39*9550机械课程设计4 1-3 轴MNnpT39.39*9550211MNnpT79.177*9550222MNnpT26.581*9550333整理得运动和动力参数整理如下表：3 传动零件的设计计算3.1 高速级齿轮的设计1选精度等级、材

7、料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2 ） 材 料 选 择 小 齿 轮 材 料 为 （ 调 质 ）， 硬 度 为 MPMPFEH600,700lim， 大 齿 轮 材 料 为 钢 （ 调 质 ）， 硬 度 为 HBSMPMPFEH470,558lim，二者材料硬度差为HBS 。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度4）选小齿轮齿数1 0，大齿轮齿数2114.7 20=94, 取 Z2=94。5）选取螺旋角。初选螺旋角16轴名转矩/N.m 转速(r/min) 功率 /Kw 输出电机轴1.5 15.24 940 高速轴1.419 15.09 940 中间轴1.362

8、75.32 18375 低速轴1.280 247.79 52.5 磨盘轴1.178 797.90 15 机械课程设计5 2按齿面接触强度设计按式（ 11- ，即32)(121HEHdttZZZuuTkd）确定公式内的各计算数值（）试选6.1tK（）由图，选取区域系数433.2HZ（）由图查得78.0120.87121.65（）计算小齿轮传递的转矩 =37829.9N.mm（）由表16 选取齿宽系数0.8（）由表11-4 查得材料的弹性影响系数MPZE8.189（） 由图 11-1 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPa（ 8

9、）由图查得接触疲劳强度寿命系数90. 01HNK95. 02HNK（ 9）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得MPaMPaSKHHNH5406009 .01lim11MPaMPaSKHHNH.53055895.02lim22选MPHH5302（10）计算抗疲劳强度用应力MPaMPaSKFEHNF5406009.011MPaMPaSKFEHNF5.44647095.022机械课程设计6 ）计算（）试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得3211)(12HEHdtZZZuuTkd=62.4mm （）计算圆周速度 =1.44m/s （）计算齿宽及模数ntm=49.92 取

10、B1=50 B2=45 2.99mm 根据标 4-1 取Mn=3 （）计算纵向重合度903.114tan241318.0tan318.01Zd(5) 计算中心距89.177cos2)(a21zzmn将中心距圆整为178mm ）按圆整后的中心距修正螺旋角16.012因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。3）计算分度圆直径mmmZdn4.6216cos320cos11 32.63mm mm3.29316cos394cos22nmZd名称符号计算公式计算结果机械课程设计7 小齿轮大齿轮端面模数mt cosmntm3.12 3.12 螺旋角16 16 分 度 圆 直径d1,d2 d1=mtz 62

11、.4 293.3 齿顶高ha ha=mn 3 3 齿根高hf hf=1.25mn 3.75 3.75 全齿高h h=hz+hf 6.75 6.75 顶隙c c=hf-ha 0.75 0.75 齿 顶 圆 直径da1,da2 da=d+2ha 68.4 299.3 齿 根 圆 直径df1,df2 df=d-2hf 51.15 288.05 中心距a a=(d1+d20/2 178 齿宽b db50 45 法向模数Mn zdncosm3 3 5验算计算抗弯曲疲劳强度当量齿数76.93cos52.22cos322311ZZZZVV查表 11-8 和 11-9 得25.2;82.280.1;58.1a

12、2a1a21FFSSaYYYYMPmbdYFaYKTnSaF5400285.302111MPmbdYFaYKTnSaF4704.652212合适3.2 低速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮机械课程设计8 2 ） 材 料 选 择 小 齿 轮 材 料 为 （ 调 质 ）， 硬 度 为 MPMPFEH600,700lim， 大 齿 轮 材 料 为 钢 （ 调 质 ）， 硬 度 为 HBSMPMPFEH470,558lim，二者材料硬度差为HBS 。（）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度（4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2113.4 24=81.

13、6 。 取 Z2=82 实际传动比 i=3.41 (5) 初选螺旋角172按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式3211)(12HEHdtZZZuuTkd进行计算）确定公式各计算数值（）试选载荷系数K=1（）计算小齿轮传递的转矩177.79 N.mm （）由表 16 选取齿宽系数0.8（）由表 14 查得材料的弹性影响系数MPZE8.198（6）由图查得接触疲劳强度寿命系数96. 01HNK05. 12HNK（ 7）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得MPaMPaSKHHNH57660096.01lim11MPaMPaSKHHNH5 .57755005.12lim22（

14、8）计算抗疲劳强度用应力MPaMPaSKFEHNF5406009.011机械课程设计9 MPaMPaSKFEHNF5.44647095.022）计算（）试算小齿轮分度圆直径td13211)(12HEHdtZZZuuTkd=54.34（）计算圆周速度v =2.35m/s 计算齿宽=80 计算模数11cosmzd=3.36 根据表 4-1 去 m=4 大齿轮的分度圆直径343cos22zmdn校核螺旋角17.02因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。（3）算中心距a =(d1+d2)/2=(58+202)/2=222（4）计算齿宽80 B1=80mm B1=75mm名称符号计算公式计算结果小

15、齿轮大齿轮端面模数mt cosMn4.18 4.18 螺旋角17 17 机械课程设计10 分 度 圆 直径d1,d2 d1=mtz 100.4 343 齿顶高Ha ha=mn 4 4 齿根高hf hf=1.25mn 5 5 全齿高h h=hz+hf 9 9 顶隙c c=hf-ha 1 1 齿 顶 圆 直径da1,da2 da=d+2ha 108.4 351 齿 根 圆 直径df1,df2 df=d-2hf 90.4 333 中心距a a=(d1+d20/2 222 齿宽b 80 75 5验算当量齿数76.93cos44.27cos322311ZZZZVV6查表 11-8 和 11-9 得22.

16、2;62.281.1;61.1a2a1a21FFSSaYYYY7MPmbdYFaYKTnSaF5400285.212111MPmbdYFaYKTnSaF4704 .542212合适四、减速器轴及轴承装置、键的设计4 一号轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率 P1=2.97Kw n1=720r/min 转矩 T1=39.39n.m 求作用在齿轮上的力1999.14N 755.66N 机械课程设计11 547.65N 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表14-2 ，取112A（ 以 下 轴 均 取 此 值 ）， 于 是 由 式 初 步 估 算 轴 的 最 小 直 径17.9

17、6mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1为了使所选的轴直径d1 与联轴器的孔径相适应, 故需同时选取联轴器型号. 联轴器的计算转矩Tca=KAT1, 查表 14-1, 考虑到转矩的变化很小, 故取 KA=1.3, 则， Tca=KAT1 =51.727N.m 查机械设计手册 ，选用 TL4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为6300000N。半联轴器的孔径mm20d1故取mm20d1半联轴器长度L62，半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL44。轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩

18、高度dh1.007.0, 故取段的直径mmlmmd24;2222。半联轴器与轴配合的毂孔长度1L=44mm.，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1l的长度应该比1L略短一点，现取mm42l1（2）初步选择滚动轴承参照工作要求并根据mm22d2，初选型号7005c 角接触轴承，其尺寸为d*D*b=25*47*12 ，基本额定动载荷Cr=11.5kn 基本额定静载荷Cr0=7.45kn ，故轴段3 与 7 的直径与轴承直径相同, 故取mmdd25737 段的长度mm32l7（3）轴段6 上安装齿轮 , 为便于齿轮的安装, 6d应略大与7d, 可取mm27d6. 齿轮左端用套筒固

19、定, 为使套筒端面顶在齿轮左端面上, 即靠紧 , 轴段 6的长度6l应比齿轮毂长略短 , 若毂长与齿宽相同, 已知齿宽b=50mm,故, 取 l4=48mm。齿轮右端用肩固 定 , 由 此 可 确 定 轴 段5的 直 径 , 轴 肩 高 度dh1.007.0, 取mmlhlmm5,4.1,31d555故取为减小应力集中, 并考虑右轴承的拆卸, 轴段 4 的直径应根据7005c 角接触轴承的定位轴肩直径ad确定 , 即mm5.85,3044lmmdda（4）取齿轮齿宽中间为力作用点, 则可得mmLmmL5.130;5021机械课程设计12 (6) 参考表 152，取轴端为01 45，各轴肩处的圆

20、角半径见CAD图。输入轴的结构布置5受力分析、弯距的计算（）计算支承反力在水平面上1445.31N 553.83NAYF547.65N （）在垂直面上NLLdFlFFAaZ4472012a2r308.66N 机械课程设计13 总支承反力22xBBZBFFF837.81N 222yAXZAFFFF1512.85N 6选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（B型）66bhmmmm L=39mm 齿轮：选普通平键（A型）87bhmmmmL=45mm联轴器的校核: 由式，32.825MP 查表，得MPap120100pp，校核安全齿轮 : =16.578MP查表 6 2，得100 120MPappp，

21、键校核安全7联轴器的校核联轴器的计算转矩Tca=KAT1, 查表 14-1, 考虑到转矩的变化很小, 故取 KA=1.7,则， Tca=KAT1 =1.7=66963N.MM23360h ）校核轴承B和计算寿命径向载荷634.N 当量动载荷N115004 .697CrNXFfPRp校核安全该轴承寿命该轴承寿命68248.75h23360h 故安全。4轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1. 输入轴上的功率 P1=2.852.1Kw n1=153r/min 转矩 T1=177.79N.M 求作用在齿轮上的力高速大齿轮 : 1927.26N728.4N 529.4N 低速小齿轮 : =9023.27

22、N costan2t2nraFF=3436.63N tan1t2FFa3410.3N 初定轴的最小直径选轴的材料为45 钢 调质根据表 14-2 ，取112A，于是由式初步估算轴的最小直径29.69mm;. 机械课程设计15 这是安装轴承处轴的最小直径1d4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（ 1 ）初选型号7206c 角接触球轴承参数如下d*D*B=30*62*16 mmDmmda49;36a轴承的寿命计算基本额定动载荷Cr=23.0kN 基本额定静载荷Cor=15kn 故51dd30mm轴段1 的长度L1=38.5mm ( 2 )轴段 2 上安装低速级小齿轮, 为便于齿轮的安装,d2

23、 应略大与d1, 可取 d2=34。齿轮左端用套筒固定, 为使套筒端面顶在齿轮左端面上, 即靠紧 , 轴段2 的长度2l应比齿轮毂长略短 , 若毂长与齿宽相同, 已知齿宽21;45blmm 取=43mm ，小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3 的直径 , 轴肩高度dh1.007.0, 取3d=37mm,hl4 .13, 故取mml53( 3) 轴段 4 上安装高速级大齿轮, 为便于齿轮的安装, 4d应略大与5d, 可取mmd344。齿轮右端用套筒固定, 为使套筒端面顶在齿轮右端面上, 即靠紧 , 轴段 4 的长度5l应比齿轮毂长略短 , 若毂长与齿宽相同, 已知齿宽b=80 取4l=78mm

24、 。mml365. 取齿轮齿宽中间为力作用点, 则可得mm67;mm5.65;52321LLmmL（4）参考表152，取轴端为451，各轴肩处的圆角半径见CAD图中间轴的结构布置机械课程设计16 5.轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力：在水平面上07.730)(321321t32LLLLLFLFFtAXN方向向外12.666t12tFFFFAXBX3410.3NF529.4Na2Bya1FFAy在垂直面上：2211a12a22321223)LLLdFdFLFLLFFrrAZ（515.93N 故968.12N总支承反力：22XZAFFF893.91N 1175.15N 2)计算弯矩在水平面

25、上：3796011LFMAXAx67.44644)(21122LLFLFMAtAX446446732LFMBXBx在垂直面上：36.2682811LFMAZAZ6N.mm 4.1408992)(212dFLLFMaAZAZN.mm 04.6486431LFMBZBZ3) 计算转矩并作转矩图T=WT23049476作受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A型）710bhL=73mm机械课程设计17 mmhk45.044lLbmm由式，26.8Mpa查表，得MPap120100pp，键校核安全2）高速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型）710hb L=38MM mmhk

26、45.024lLbmm由式，33.5Mpa查表，得MPap120100pp，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，2 处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取6.031.2Mpa由表查得MPa601，21a，校核安全。9校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷893.9N轴向载荷547.65N 由于3651.0orCFa根据机械设计基础表16-11 得 e 值在 0.39-0.44之间， Y值在1.02-0.00之间 ,X=0.44 ，用插值法的e=0.555Y=1.005 ，根据表16-9fp在 1.0-1.2之间取fp=1.1 计算当量动

27、载荷NCNYFXFPaR23000or566.633fp()校核安全。该轴承寿命该轴承寿命369234.397h 23360h 机械课程设计18 ）校核轴承B和计算寿命径向载荷10187.72N 轴向力 Fa=yAF=529.4N 由于364.0orCFa根据机械设计基础表16-11 得 e 值在 0.39-0.44之间， Y值在 1.02-0.00之间 ,X=0.44 ，用插值法的e=0.555Y=1.005 ，根据表16-9fp在 1.0-1.2之间取fp=1.1 当量动载荷NYFXFPaR289.905(f)pNC23000or校核安全该轴承寿命该轴承寿命282481.75h 23360

28、h 校核安全4. 轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率 P3=2.7385Kw n3=45r/min 转矩 T3= 581.26N.M 2第三轴上齿轮受力3875.1N 42.1410costantFFrN 7.1184tantaFFN 3初定轴的直径与圆锥的联轴器：选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取112A（以下轴均取此值） ，于是由式初步估算轴的最小直径44.1mm 联轴器的计算转矩Tca=KAT1, 查表 14-1, 考虑到转矩的变化很小, 故取 KA=1.7, 则， Tca=KAT3=1.7=988 。142N.mm 查机械设计手册 ，选用 HL型弹性柱销联轴器，其公称转

29、矩为1250000N。半联轴器的孔径d1=48mm，故取d1=48mm半联轴器长度L142，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm。轴的结构设计机械课程设计19 ）拟定轴上零件的装配方案（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度dh1.007.0, 半联轴器与轴配合的毂孔长度1L=107mm.， 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1l的长度应该比1L略短一点，现取l1=105mm3）拟定轴的结构和尺寸（见下图）4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段 3 和轴段 7 用来安装轴承，根据2

30、d=52mm ，初选型号7011c 角接触球轴承，参数基本： d*D*b=55*90*1883;62aDmmda基本额定动载荷Cr=37.2kn基本额定静载荷Cor=30.5KN。由此可以确定：mmlmmdd28;55373（ 2）为减小应力集中, 并考虑左右轴承的拆卸, 轴段 4的直径应根据7011c 角接触沟球轴承的定位轴肩直径ad确定 , 即mmd624为了保证拆装的方便以及齿轮与箱壁有足够的空间mml5847l=40.5mm ( 3) 轴段 6 上安装低速级大齿轮, 为便于齿轮的安装,6d应略大于7d, 可取6d=62mm 齿轮左端用套筒固定, 为使套筒端面顶在齿轮右端面上, 即靠紧

31、, 轴段6 的长度6l=应比齿轮毂长略短 , 若毂长与齿宽相同, 已知齿宽b=75mm，取6l=73m 。大齿轮右端用轴肩固定, 由此可确定轴段5 的直径 , 轴肩高度dh1.007.0, 取mml5;68d55(4) 取齿轮齿宽中间为力作用点, 则可得.mm68;5 .12221LmmL（5）参考表152，取轴端为01.2 45，各轴肩处的圆角半径见CAD图输出轴的结构布置机械课程设计20 5.轴的受力分析、弯距的计算（）计算支承反力在垂直面上5 .54122d21r22azLLLFFFaN 37.933rzAzBFFFN 在水平面上24.1383212LLLFFtAXN 故86.2491A

32、XtBXFFF（2）计算弯矩）水平面弯矩在 A处，.1694461LFMAXAX在 B处，49.1694462LFMBXBX）垂直面弯矩在 A处75.663331LFMAZAZB处16.634693LFMBZBZ（）合成弯矩图在 C处=181968.1794N.MM在 B处，180943.2155n.mm 机械课程设计21 （4）计算转矩，并作转矩图T=WT26781 N.M (5) 危险当量弯矩轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数=0.6 MMNTMMe.22.1706822a(6) 弯矩图6 选用校核键）低速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型）1118bh L=43MM 0.55khm

33、m l=95.5mm 中间齿轮由6-1 选用圆头平键（A型）1118bh L=68MM 由式，58.2Mpa机械课程设计22 查表，得MPap120100pp，键校核安全2) 联轴器连接的轴上的键：根据的d1 的轴的直径，可选键B形为1014bh1 键长度可取 90.5mm 根据式由式，62.8Mpa 查表，得MPap120100pp，键校核安全校核，键安全。8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取6.054.5Mpa由表查得MPa601，21a，校核安全。9 联轴器的校核Tca=KAT1, 查表 14-1, 考虑到转矩

34、的变化很小, 故取 KA=1.7, 则， Tca=KAT1 =1.7=988.142N.mm 1254000n.mm校核安全10校核轴承7011C和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷3984.4N NFa7.1184由于039.0orCFa根据机械设计基础表16-11 得该值在 0.029-0.056之间 e 值在 0.40-0.43之间Y值在 1.40-1.30之间 ,X=0.41 ，用插值法的e=0.402 Y=1.39，根据表16-9fp在 1.0-1.2之间取fp=1.1 当量动载荷NCNYFXFfpPaR37200r6822.1494()校核安全。该轴承寿命该轴承寿命142691

35、.707h 23360h机械课程设计23 ）校核轴承B和计算寿命）22BXBXrFFF2660.93N 当量载荷NCNXFPrR3720002.2927fp校核安全该轴承寿命该轴承寿命132795.777h 23360h校核安全5 箱体及减速器附件说明箱体说明：箱壳是安装轴系组件和所有附件的基座，它需具有足够的强度、刚度和良好的工艺性。箱壳多数用HT150或 HT200灰铸铁铸造而成，易得道美观的外表，还易于切削。为了保证箱壳有足够的刚度， 常在轴承凸台上下做出刚性加固筋。当轴承采用润滑时， 箱壳内壁应铸出较大的倒角， 箱壳接触面上应开出油槽，一边把运转时飞溅在箱盖内表面的油顺列而充分的引进轴

36、承。当轴承采用润滑脂润滑时，有时也在接合面上开出油槽，以防润滑油从结合面流出箱外。箱体底部应铸出凹入部分，以减少加工面并使支撑凸缘与地量好接触。减速器附件说明：1) 视孔和视孔盖箱盖上一般开有视孔，用来检查啮合，润滑和齿轮损坏情况，并用来加注润滑油。为了防止污物落入和油滴飞出，视孔须用视孔盖、 垫片和螺钉封死。 视孔和视孔盖的位置和尺寸由查表得到。2) 油标采用油池润滑传动件的减速器，不论是在加油还是在工作时，均续观察箱内油面高度，以保证箱内油亮适当， 为此，需在箱体上便于观察和油面较稳定的地方，装上油标油标已标准化。3) 油塞在箱体最底部开有放油孔，以排除油污和清洗减速器。放油孔平时用油塞和

37、封油圈封死。 油塞用细牙螺纹， 材料为 235 钢。封油圈可用工业用革、石棉橡胶纸或耐油橡胶制成。机械课程设计24 4) 吊钩、吊耳和吊环螺钉为了便于搬运减速器，常在箱体上铸出吊钩、吊耳或在箱盖上安装吊环螺钉。起调整个减速器时， 一般应使用箱体上的吊钩。 对重量不大的中小型减速器， 如箱盖上的吊钩、 吊耳和吊环螺钉的尺寸根据减速器总重决定，才允许用来起调整个减速器，否则只用来起吊箱盖。5) 定位销为了加工时精确地镗制减速器的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体的相互位置，再分箱面凸缘两端装置两个圆锥销，以便定位。圆锥销的位置不应该对称并尽量远离。直径可大致取凸缘连接螺栓直径的一半，长度应大于凸缘的总

38、厚度， 使销钉两端略伸凸缘以利装拆。第二章装配图设计（一）装配图的作用作用：装配图表明减速器各零件的结构及其装配关系，表明减速器整体结构，所有零件的形状和尺寸，相关零件间的联接性质及减速器的工作原理，是减速器装配、调试、维护等的技术依据， 表明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速器的调整和使用方法。（二） 、减速器装配图的绘制1、装备图的总体规划：（1）视图布局： 选择 3 个基本视图，结合必要的剖视、剖面和局部视图加以补充。 选择俯视图作为基本视图，主视和左视图表达减速器外形，将减速器的工作原理和主要装配关系集中反映在一个基本视图上。布置视图时应注意：A整个图面应匀称美观，并在右下方

39、预留减速器技术特性表、技术要求、标题栏和零件明细表的位置。B各视图之间应留适当的尺寸标注和零件序号标注的位置。（2） 尺寸的标注： 特性尺寸：用于表明减速器的性能、规格和特征。如传动零件的中心距及其极限偏差等。机械课程设计25 配合尺寸：减速器中有配合要求的零件应标注配合尺寸。如：轴承与轴、轴承外圈与机座、 轴与齿轮的配合、 联轴器与轴等应标注公称尺寸、配合性质及精度等级。 外形尺寸：减速器的最大长、宽、高外形尺寸表明装配图中整体所占空间。 安装尺寸：减速器箱体底面的长与宽、地脚螺栓的位置、间距及其通孔直径、外伸轴端的直径、配合长度及中心高等。（3） 标题栏、序号和明细表： 说明机器或部件的名

40、称、数量、比例、材料、标准规格、标准代号、图号以及设计者姓名等内容。 装备图中每个零件都应编写序号，并在标题栏的上方用明细表来说明。（4）技术特性表和技术要求： 技术特性表说明减速器的主要性能参数、精度等级、表，布置在装配图右下方空白处。 技术要求包括减速器装配前、滚动轴承游隙、传动接触斑点、啮合侧隙、箱体与箱盖接合、减速器的润滑、试验、包装运输要求。2、绘制过程：（1） 画三视图： 绘制装配图时注意问题：A. 先画中心线，然后由中心向外依次画出轴、传动零件、轴承、箱体及其附件。B先画轮廓，后画细节。C3 个视图中以俯视图作基本视图为主。D剖视图的剖面线间距应与零件的大小相协调，相邻零件剖面线

41、尽可能取不同。E对零件剖面宽度mm2的剖视图，剖面允许涂黑表示。F同一零件在各视图上的剖面线方向和间距要一致。 轴系的固定：A轴向固定：滚动轴承采用轴肩和闷盖或透盖，轴套作轴向固定；齿轮同样。机械课程设计26 B周向固定：滚动轴承采用内圈与轴的过渡配合，齿轮与轴除采用过盈配合还采用圆头普通平键。（2） 润滑与密封1润滑方式的选择因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度12vm s，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。2密封方式的选择由于 I ，II

42、，III轴与轴承接触处的线速度smv10，所以采用毡圈密封。3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92 ） 。3、完成装配图：（1） 标注尺寸：标注尺寸反映其的特性、配合、外形、安装尺寸。（2） 零件编号（序号）：由重要零件，按顺时针方向依次编号，并对齐。（3） 技术要求：（4） 审图（5） 加深第三章零件图设计( 一)零件图的作用：1. 反映设计者的意图，是设计、生产部门组织设计、生产的重要技术文件。2. 表达机器或部件运载零件的要求，是制造和检验零件的依据。( 二)零件图的内容及绘制：1.选择和布置视图：（1） 轴：采用主视图和剖视

43、图。 主视图按轴线水平布置， 再在键槽处的剖面视图。（2） 齿轮：采用主视图和侧视图。主视图按轴线水平布置（全剖），反映基本形状；侧视图反映轮廓、辐板、键槽等。机械课程设计27 2.合理标注尺寸及偏差：（1）轴：径向尺寸以轴线为基准标注，有配合处径向尺寸应标尺寸偏差；轴向尺寸以轴孔配合端面及轴端面为基准，反映加工要求，不允许出现封闭尺寸链。（2）齿轮：径向尺寸以轴线为基准，轴孔、齿顶圆应标相应的尺寸偏差；轴向尺寸以端面为基准，键槽尺寸应相应标出尺寸偏差。3.轴的加工工序：工序 (a) ：车两端面工序（ b） ：精车工序（ c） ：掉头工序（ d）: 精车工序（ e）: 铣与齿轮配合的键槽工序（

44、 f ）: 铣与联轴器配合的键槽4.合理标注形状和位置公差：（1）轴：取公差等级为6 级，形位公差推荐标注项目有圆柱度、圆跳动度、对称度。（2）齿轮：取公差等级为8 级，推荐标注项目有圆柱度、圆跳动度、对称度。5.合理标注表面粗糙度：（1） 轴：轴加工表面粗糙度Ra荐用值。 与传动件及联轴器等轮毂相配合的表面取1.6 。 与滚动轴承相配合的表面，轴承内径d80mm 取 0。8. 与传动件及联轴器相配合的轴肩端面取3.2 。 平键键槽工作面取3.2 ，非工作面取 6.3 。 与滚动轴承相配合的轴肩端面，d80mm 的取 1.6 。（2） 齿轮：齿轮表面粗糙度Ra荐用值。 齿轮工作面、齿顶圆、与轴

45、肩配合的端面取3.2 。 轴孔取 1.6 。 平键键槽取 3.2 （工作面）；6.3 （非工作面）6.技术要求：机械课程设计28 （1）轴：调质处理217255HBS （2）齿轮：调质处理170210HBS 第五章个人小结在这十几天的课程设计中通过设计两级圆柱齿轮减速器，觉得自己受益非浅。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识， 通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、工程力学、 机械设计基础等） 中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，

46、它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力；我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如 GB 、JB等） ；熟练掌握 AUTO CAD 绘图，获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。当一份比较象样的课程设计完成的时候，我的内心无法用文字来表达。 几天以来日日夜夜的计算与绘图和在电脑前编辑排版说明书，让我感觉做一个大学生原来也可以这么辛苦。但是，所有的这一切，都是值得的，她让我感觉大学是如此的充实。在次，我还要感谢老师对我这次课程设计指导付出的苦心与汗水，也向对我们组本次课程设计， 作出过帮忙与关心的同学表示感谢，谢谢你们， 没有你们，我们无法完成本次设计。第四章参考文献1杨明忠，朱家诚主编。机械设计基础。高等教育出版社，2005 2吴宗泽，罗圣国主编 . 机械设计课程设计手册 . 北京：高等教育出版社，2006 3龚桂义主编 . 机械设计课程设计指导书. 北京: 高等教育出版社 ,1990 4龚桂义主编 . 机械设计课程设计图册 . 北京: 高等教育出版社 ,1989 5濮良贵纪名刚 主编机械设计课程第八 版 高等教育出版社 2007年