盘磨机传动装置设计毕业论文

盘磨机传动装置设计毕业论文第50页盘磨机传动装置设计【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：1、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；2、适用的功率和速度范围广，传动效率高，工作可靠、使用寿命长；3、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,在现代机械中应用极为广泛国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势。【关键词】减速器

轴承

齿轮

机械传动TheDesignofThePlateMill’sGearJiaGenqinClassof0601MachineryManufacturingAbstract：Wheelgear’sspreadingtomoveisathemostwidekindoftheapplicationspreadstomoveaforminthemodernmachine.ItsmainadvantageBE:1、spreadstomovetosettle,workthaninamomentsteady,spreadtomoveaccuratecredibility,candeliverspacearbitrarilysportandthemotiveoftheoftwostalks；Powerandspeedscope；2、appliesarewide；spreadstomoveanefficiencyhigh；workisdependable,servicelifelong；3、Outlinesizeoutsidetheissmall,structuretightlypacked.Thewheelgearconstitutedto；fromwheelgear,stalk,bearingsandboxbodydeceleratesamachine,usedingforprimemoverandworkmachineorperformanceorganizationof,havealreadymatchedtoturnsoonanddeliverafunctionofturning,theapplicationisextremelyextensiveinthemodernmachine.Localdecelerationmachinemuchwiththewheelgearspreadtomove,thepolespreadtomoveforlord,butwidespreadexistpowerandweightratiosmall,orspreadtomoveratiobigbutthemachineefficiencyleadalowproblem.Therearealsomanyweaknessesonmaterialqualityandcraftlevelmoreover,theespeciallylargedecelerationmachine’sproblemismoreoutstanding,theservicelifeisn’tlong.Thedecelerationmachineofabroad,withGermany,DenmarkandJapanbeplacedintoleadaposition,occupyingadvantageinthematerialandthemanufacturingcraftspecially,deceleratingthemachineworkcredibilitylike,servicelifelong.Butitspreadstomoveaformtostilltakesettlingstalkwheelgeartospreadtomoveaslord,physicalvolumeandweightproblem,don’talsoresolvelikeThedirectionwhichdeceleratesamachinetoisthefacingbigpowerandspreadtomoveratio,smallphysicalvolume,highmachineefficiencyandservicelifetogrowgreatlynowadaysdevelops.Deceleratingtheconnectingofmachineandelectricmotorbodystructureisalsotheformwhichexpandsstrongly,andhavealreadyproducedvariousstructureformsandvariousproductsofpowermodelnumbers.Beclosetotenseveralinthelastyearses,controlatechnicaldevelopmentbecauseofthemoderncalculatortechniqueandthenumber,makethemachineprocessaccuracy,processanefficiencytoraiseconsumedly,pushedamachinetospreadthediversificationofmovablepropertyarticlethus,themoldpieceofthewholemachinekitturns,standardizing,andshapedesigntheartturn,makingproductmorefine,thebeautyturns.Becomeasetamachinematerialin21centuriesmedium,thewheelgearisstillamachinetospreadadynamicbasicparts.CNCtoolmachineandthecrafttechnicaldevelopment,pushedamachinetospreadtomovestructuretoflytodevelopsoon.Bespreadingtomovetheelectronicscontrol,liquidinthesystemdesigntopresstospreadtomove,wheelgear,takethemixtureofchaintospreadtomove,willbecomebecomesoonaboxtodesigninexcellentturntospreadtomoveacombinationofdirection.Theacademicsthatisinspreadmovethedesigncrosses,willbecomenewspreadamovablepropertyarticletheimportanttrendofthedevelopment.Keywords：ReductiongearBearinggearmechanicaldrive一、传动装置的总体设计（一）传动方案分析1、传动装置的布局要求：在分析盘磨机传动装置方案时，首先应该满足机械设计的基本要求，此外还要保证工作可靠，传动效率高，结构简单，工艺性能好等，同时应注意常用机械传动方式的特点及在布局上的要求：（1）带传动平稳性好，能缓冲吸振，但承载能力小，宜布置在高速级；（2）链传动平稳性差，且有冲击、振动，宜布置在低速级；（3）蜗杆传动放在高速级时蜗轮材料应选用锡青铜，否则可选用铝铁青铜；（4）开式齿轮传动的润滑条件差，磨损严重，应布置在低速级；（5）锥齿轮、斜齿轮宜放在高速级；根据工作需要，所以，盘磨机与减速器之间应该选用锥齿轮进行传动。2、传动系统方案的拟定盘磨机传动系统方案如下图所示：电动机1→联轴器2→直齿圆柱齿轮减速3→联轴器5→锥齿轮传动6→主轴7→盘磨机4电动机1通过联轴器2将动力传入直齿圆柱齿轮减速器3，再经过直齿圆柱齿轮减速器3通过联轴器5将动力传至锥齿轮6，由锥齿轮6通过主轴7传送到盘磨机4上工作。采用两级圆柱齿轮减速器，由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度，应此选用展开式。3、确定减速器类型由于两级圆柱齿轮减速器由三种：直齿、斜齿和人字齿轮，根据以下工作条件和技术资料分析，因此选定直齿圆柱齿轮减速器。表1.1工作条件和技术资料：工作条件工作期限工作班制载荷性质生产方式8年单班制轻微成批生产技术数据主轴转速电动机功率电动机转速圆锥齿轮传动比n=45r/minP=5.5KWn=1500r/mini=3.5动力来源电动机，三相交流，电压380/220V其它要求单向运转，总减速比允差±5%；体积最小，强度足够（二）电动机的选择电动机已经标准化、系列化。应按照工作机的要求，根据选择的传动方案选择电动机的类型、容量和转速，并在产品目录中查出其型号和尺寸。1、电动机类型和结构型式的选择电动机有交流电动机和直流电动机之分，一般工厂都采用三相交流电，因而多采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多。目前应用最广泛的是Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，其结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合。按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2、确定电动机的功率由已知条件可知：Pd＝5.5kW3、确定电动机的转速由已知条件可知：同步转速n=1500r/min，由附表8.1Y系列（IP44）电动机的技术资料查出有两种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表1.2：表1.2Y电动机的技术数据方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）Ped/kW同步转速满载转速1Y132S—45.515001440传动装置的传动比总传动比圆锥齿轮两级齿轮323.59.14根据电动机型号，确定电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表1.3所示：表1.3电动机的安装及外形尺寸中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底脚安装尺寸A×B132475×345×315216×178地脚螺栓孔直径轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD1238×8010×43（三）总传动比的确定及分配由选定电动机的满载转速nm和盘磨机主轴的转速nW，可得传动比为所以总传动比i是圆锥齿轮传动比i3与两级圆柱齿轮传动比i0的和。因圆锥齿轮传动比i3＝3.5，所以两级圆柱齿轮传动比对于展开式两级圆柱齿轮减速器，推荐高速级传动比i2＝（1.3～1.5）i1，又i1·i2＝9.14，得：i1＝3.5，i2＝2.6。在分配两级传动比时主要应考虑以下几点：（1）两级传动的传动比应在推荐的范围内选取。（2）应使传动装置的结构尺寸较小、重量较轻。但两级减速器的总中心距和总传动比相同时，传动比分配方案不同，减速器的外廓尺寸也不同。（3）应使传动件的尺寸协调，结构匀称、合理，避免互相干涉碰撞。（4）在两级减速器中，高速级和低速级的大齿轮直径应尽量相近，以利于浸油润滑。（四）各种运动和动力参数计算为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩。一般按由电动机至绞车机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。由机械设计手册查得机械传动和摩擦副的效率概略值，如下表1.4：表1.4机械传动和摩擦副的效率概略值序号种类效率η18级精度的一般圆柱齿轮传动（油润滑）0.9728级精度的一般锥齿轮传动（油润滑）0.94～0.973弹性联轴器0.99～0.9954滚子轴承（稀油润滑）0.98(一对)由表可得：η1、η2、η3、η4分别为弹性联轴器、齿轮传动的轴承、直齿圆柱齿轮传动、锥齿轮传动。取η1＝0.99、η2＝0.98、η3＝0.97、η4＝0.95。1、各轴转速nⅠ＝n0＝1440r/min2、各轴的输入功率Ⅰ轴PⅠ＝Pd·η1·η2＝5.5×0.99×0.98kW＝5.34kWⅡ轴PⅡ＝PⅠ·η3·η2＝5.34×0.97×0.98kW＝5.07kWⅢ轴PⅢ＝PⅡ·η3·η2＝5.07×0.97×0.98kW＝4.82kW主轴PⅣ＝PⅢ·η1·η22·η4＝4.82×0.99×0.982×0.95＝4.35kW3、各轴输入转矩Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴主轴运动和动力参数的计算结果列于下表1.5：表1.5运动和动力参数轴名参数Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴主轴转速n/（r/min）输入功率P/kW输入转矩T/（N·m）14405.33635.4411.45.071181584.82291454.35923传动比i效率η3.50.972.60.973.50.95二、传动件和轴的设计计算（一）锥齿轮传动设计计算1、选择齿轮材料及精度等级小圆锥齿轮选用45钢调质，硬度为217-255HBS；大圆锥齿轮选用45钢正火，硬度为169-217HBS。因为是减速器外的锥齿轮，并经查表《常见机器中齿轮的精度等级》得，锥齿轮应选择8级精度。2、按齿面接触疲劳强度设计因两轴交角Σ=90°时，齿面按接触疲劳强度的校核公式为设计公式为可求出d1值，先确定有关参数与系数：（1）转矩T1T1=291N·m（2）载荷系数，查表《载荷系数》表取K=1.4（3）齿宽系数ψR一般ψR=0.25～0.3，取ψR=0.3（4）齿数比uu=i=3.5（5）由表《弹性系数ZE》得弹性系数（6）齿数z1小齿轮齿数z1取10，则大齿轮齿数z2＝35（7）许用接触应力由《接触疲劳强度极限》图查得σHlim1＝650MPa，σHlim2＝580MPa由表《安全系数SH和SF》查得安全系数SH＝1N1＝60njLh＝60×158×1×（8×52×40）＝1.58×108N2＝N1/i＝1.58×108/3.5＝4.5×107查图《接触疲劳寿命系数》得ZNT1＝1.1，ZNT2＝1.25由式可得由表《锥齿轮的模数》取标准模数m＝103、主要尺寸计算（1）分度圆锥角δδ2＝90°－δ1＝90°－16°=74°（2）分度圆直径dd1＝mz1＝10×10mm＝d2＝mz2＝10×35mm＝（3）齿顶圆直径da（我国规定的标准值为ha＊＝1，c＊＝0.25）齿顶高ha＝ha＊m＝m＝10da1＝d1＋2hacosδ1＝100＋2×10×0.96=119.2da2＝d2＋2hacosδ2＝350＋2×10×0.27=355.4（4）齿根圆直径df齿根高hf＝（ha＊＋c＊）m＝1.25m＝12.5df1＝d1－2×hfcosδ1＝100－2×12.5×0.96=76df2＝d2－2×hfcosδ2＝350－2×12.5×0.27=343.25（5）锥距R（6）齿宽b齿宽b的取值范围是（0.25～0.3）R，b=（0.25～0.3）×182=45.5～54.6，取b=50mm（7）齿顶角θa与齿根角θfθa1＝θa2＝arctan(ha/R)=arctan(10/182)=3°θf1＝θf2＝arctan(hf/R)=arctan(12.5/182)=4°（8）齿顶圆锥角δaδa1＝δ1+θa1＝16°+3°=19°δa2＝δ2+θa2＝74°+3°=77°（9）齿根圆锥角δfδf1＝δ1-θf1＝16°-4°=12°δf2＝δ2-θf2＝74°-4°=70°4、按齿根弯曲疲劳强度校核当齿根弯曲疲劳强度计算的校核公式为则校核合格。确定有关系数与参数：（1）齿形系数YF由表《标准外齿轮的齿形系数YF》查得：YF1＝3.22，YF2＝2.35。（2）应力修正系数YS由表《标准外齿轮的应力修正系数YS》查得：YS1＝1.47，YS2＝1.71。（3）许用弯曲应力[σF]由图《试验齿轮的弯曲疲劳极限》查得σHlim1＝210MPa，σHlim2＝190MPa由表《安全系数SH和SF》查得SF＝1.3，由图《弯曲疲劳寿命系数YNT》查得YNT1＝YNT2＝1由式[σF]＝YNTσHlim/SF得故所以，齿根弯曲强度校核合格。5、验算齿轮的圆周速度v由表《常用精度等级齿轮的加工方法》可知选8级精度是合适的。（二）直齿圆柱齿轮Ⅱ的传动设计1、选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170-210HBS。因为是普通减速器，查表《常见机器中齿轮的精度等级》得，直齿圆柱齿轮应选择8级精度。2、按齿轮面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可由下式可求出d1值，先确定有关参数与系数：（1）转矩T1T1=1.18×105N·mm（2）载荷系数，查表《载荷系数》表取K=1.1（3）齿数z1和齿宽系数ψd小齿轮齿数z1取25，因i=2.6，则大齿轮齿数z2＝65，因直齿圆柱齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表《齿宽系数》取齿宽系数ψd=1（4）许用接触应力由《接触疲劳强度极限》图查得σHlim1＝560MPa，σHlim2＝530MPa由表《安全系数SH和SF》查得安全系数SH＝1N1＝60njLh＝60×411.4×1×（8×52×40）＝4.1×108N2＝N1/i＝4.1×108/2.6＝1.58×108查图《接触疲劳寿命系数》得ZNT1＝1.04，ZNT2＝1.13由式可得[σH]1＝ZNT1σHlim1/SH＝1.04×560/1MPa＝582.4MPa[σH]2＝ZNT2σHlim2/SH＝1.13×530/1MPa＝598.9MPa故由表《渐开线齿轮的模数》取标准模数m＝33、主要尺寸计算（1）分度圆直径dd1＝mz1＝3×25mm＝d2＝mz2＝3×65mm＝（2）齿宽bb2＝b＝ψd·d1＝1×75mm＝b1＝b2＋5mm＝80（3）标准中心距a（4）齿顶圆直径da（我国规定的标准值为ha＊＝1，c＊＝0.25）齿顶高ha＝ha＊m＝m＝3mmda1＝d1＋2ha＝75＋2×3=81da2＝d2＋2ha＝195＋2×3=201（5）齿根圆直径df齿根高hf＝（ha＊＋c＊）m＝1.25m＝3.75mmdf1＝d1－2×hf＝75－2×3.75=67.5df2＝d2－2×hf＝195－2×3.75=187.54、按齿根弯曲疲劳强度校核根据式则校核合格。确定有关系数与参数：（1）齿形系数YF由表《标准外齿轮的齿形系数YF》查得：YF1＝2.65，YF2＝2.29。（2）应力修正系数YS由表《标准外齿轮的应力修正系数YS》查得：YS1＝1.59，YS2＝1.74。（3）许用弯曲应力[σF]由图《试验齿轮的弯曲疲劳极限》查得σHlim1＝210MPa，σHlim2＝190MPa由表《安全系数SH和SF》查得SF＝1.3，由图《弯曲疲劳寿命系数YNT》查得YNT1＝YNT2＝1由式[σF]＝YNTσHlim/SF得故则齿根弯曲强度校核合格。5、验算齿轮的圆周速度v由表《常用精度等级齿轮的加工方法》可知选8级精度是适合的。（三）直齿圆柱齿轮Ⅰ的传动设计1、选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170-210HBS。因为是普通减速器，查表《常见机器中齿轮的精度等级》得，直齿圆柱齿轮应选择8级精度。2、按齿轮面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可由下式可求出d1值，先确定有关参数与系数：（1）转矩T1T1=3.54×104N·mm（2）载荷系数，查表《载荷系数》表取K=1.1（3）齿数z1和齿宽系数ψd小齿轮齿数z1取25，又传动比为3..5，则大齿轮齿数z2≈88，因直齿圆柱齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表《齿宽系数》取齿宽系数ψd=1（4）许用接触应力由《接触疲劳强度极限》图查得σHlim1＝560MPa，σHlim2＝530MPa由表《安全系数SH和SF》查得安全系数SH＝1N1＝60njLh＝60×1440×1×（8×52×40）＝1.44×109N2＝N1/i＝1.44×108/2.6＝5.54×108查图《接触疲劳寿命系数》得ZNT1＝1，ZNT2＝1.05由式可得[σH]1＝ZNT1σHlim1/SH＝1×560/1MPa＝560MPa[σH]2＝ZNT2σHlim2/SH＝1.05×530/1MPa＝556.5MPa故由表《渐开线齿轮的模数》取标准模数m＝23、主要尺寸计算（1）分度圆直径dd1＝mz1＝2×25mm＝d2＝mz2＝2×88mm＝（2）齿宽bb2＝b＝ψd·d1＝1×50mm＝b1＝b2＋5mm＝55（3）标准中心距a（4）齿顶圆直径da（我国规定的标准值为ha＊＝1，c＊＝0.25）齿顶高ha＝ha＊m＝m＝2mmda1＝d1＋2ha＝50＋2×2=54da2＝d2＋2ha＝176＋2×2=180（5）齿根圆直径df齿根高hf＝（ha＊＋c＊）m＝1.25m＝2.5mmdf1＝d1－2×hf＝50－2×2.5=45df2＝d2－2×hf＝176－2×2.5=1714、按齿根弯曲疲劳强度校核根据式，则校核合格。确定有关系数与参数：（1）齿形系数YF由表《标准外齿轮的齿形系数YF》查得：YF1＝2.65，YF2＝2.22。（2）应力修正系数YS由表《标准外齿轮的应力修正系数YS》查得：YS1＝1.59，YS2＝1.78。（3）许用弯曲应力[σF]由图《试验齿轮的弯曲疲劳极限》查得σHlim1＝210MPa，σHlim2＝190MPa由表《安全系数SH和SF》查得SF＝1.3，由图《弯曲疲劳寿命系数YNT》查得YNT1＝YNT2＝1由式得故则齿根弯曲强度校核合格。5、验算齿轮的圆周速度v由表《常用精度等级齿轮的加工方法》可知选8级精度是适合的。（四）轴的结构设计及低速轴的强度校核1、低速轴的设计及强度校核（1）选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料为45钢，调质处理。由表《轴的常用材料及部分机械性能》查得抗拉强度极限σB＝650MPa，屈服极限σS＝360MPa，σ-1＝300MPa，弯曲疲劳极限再由表《轴的许用弯曲应力》得许用弯曲应力[σ-1b]＝60MPa。（2）按扭矩强度估算轴径根据表《常用材料的[τ]值和C值》查得C=107～118。又由式得：考虑到该轴段上开有键槽，故将估算直径加大3%～5%，取为34.2～38.4mm。由设计手册取标准直径d=35mm（3）设计轴的结构由于设计的是两级减速器，可将齿轮布置在箱体内部的一侧，轴的外伸端安装锥齿轮。1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图如下图1-a)，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承安装于减速器的另一侧，其轴向用轴肩固定，轴向采用过盈配合固定。2)确定各轴段的直径如下图1-a，轴段⑥（外伸端）直径最小，d6=35mm；考虑到要对安装在轴段②上的锥齿轮进行定位，轴段①上应有轴肩，同时为顺利地在轴段②上安装轴承，轴段①必须满足轴承内径的标准，故取轴段①的直径d1为40mm；用相同的方法确定轴段②、③、⑤的直径d2=45mm、d3=55mm，d5=40mm；为了便于拆卸左右轴承，可查出6208型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取d4=47mm。3)确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为75mm，为保证齿轮固定可靠，轴段②的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取l2=73mm；为保证齿轮端面于箱体内壁不相碰，齿轮端面于箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距，取该间距为10mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为18mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段l1=37.5mm，查阅有关的联轴器手册取l6=80mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取l5=70mm；由于时两级圆柱减速器，根据另一齿轮确定l3=10mm，l4=70mm。4)确定键槽的主要尺寸在轴段②、⑥上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5～10mm，键槽宽度按轴段直径查手册得到。经查表《键的主要尺寸》得到：低速轴上⑥段的键槽键宽b为10mm，键高h为8mm键长L为70mm。低速轴上②段的键槽键宽b为14mm，键高h为9mm键长L为60mm。5）选定轴的结构细节，如倒角、圆角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图（见图1-a）（4）按弯扭合成强度校核轴径1）画出轴的受力图（图1-b），将轴上作用力分解为水平面分力和垂直面分力，受力分析如下：圆周力：（d2为齿轮分度圆直径）径向力：Fr2=Ft2tanα=2985×tan20°=1086N（标准的法向啮合角α=20°）法向力：2）作水平面内的弯矩图（图1-c）。支点反力为：FHA=64/190.5Ft2=64/190.5×2985N=1003NFHB=Ft2－FHA=2985－1003N=1982NⅠ-Ⅰ截面处的弯矩为：MHⅠ=1003×126.5N·mm=126880N·mmⅡ-Ⅱ截面处的弯矩为：MHⅡ=1982×64N·mm=126848N·mm3）作垂直面内的弯矩图（图1-d）支点反力为：FVA=（64/190.5）Fr2-Fn2·d2/(2×190.5)=（64/190.5）×1086-(3177×195)/(2×190.5)]=-1261NFVB=Fr2-FVA=1086-(-1261)=2347NⅠ-Ⅰ截面左侧弯矩为：MVⅠ左=126.5FVA=126.5×(-1261)=-159517N·mmⅠ-Ⅰ截面右侧弯矩为：MVⅠ右=64FVB=64×2347=150208N·mmⅡ-Ⅱ截面处的弯矩为：MVⅡ=26.5FVB=26.5×2347=62196N·mm4）作合成弯矩图（图1-e）Ⅰ-Ⅰ截面：Ⅱ-Ⅱ截面：5）作转矩图（图1-f）T=9.55×106P/n=2.91×105N·mm6）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α为0.6。Ⅰ-Ⅰ截面：Ⅱ-Ⅱ截面：图17)确定危险截面及校核强度由图1可以看出，截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩MeⅠ＞MeⅡ，且轴上还有键槽，故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面。但由于轴径d3＞d2，故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。Ⅰ-Ⅰ截面：Ⅱ-Ⅱ截面：查表《轴的许用弯曲应力》得[σ-1b]=60MPa，满足σe≤[σ-1b]的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量。（6）修改轴的结构因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改。2、中间轴的设计（1）选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料为45钢，调质处理。由表《轴的常用材料及部分机械性能》查得抗拉强度极限σB＝650MPa，屈服极限σS＝360MPa，σ-1＝300MPa，弯曲疲劳极限再由表《轴的许用弯曲应力》得许用弯曲应力[σ-1b]＝60MPa。（2）按扭矩强度估算轴径根据表《常用材料的[τ]值和C值》查得C=107～118。又由式得：由设计手册取标准直径d=25mm（3）设计轴的结构1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定大齿轮从轴的左端装入，小齿轮从轴的右端装入，用轴肩（或轴环）定位。这样齿轮在轴上的轴向位置完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承安装于减速器内，其轴向用轴肩固定，轴向采用过盈配合固定。2)确定各轴段的直径如下图2，轴段①（外伸端）直径最小，d1=25mm，则d5=d1=25mm；由于小齿轮轴段②和大齿轮轴段④的直径为d2=d4=30mm；用相同的方法确定轴段③的直径d3=35mm；为了便于拆卸左右轴承，可查出6205型滚动轴承的安装高度为3mm。3)确定各轴段的长度由于小齿轮轮毂宽度为80mm，为保证齿轮固定可靠，轴段②的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取l2=78mm；由于大齿轮轮毂宽度为50mm，为保证齿轮固定可靠，轴段④的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取l4=48mm；为保证齿轮端面于箱体内壁不相碰，齿轮端面于箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距，取该间距为10mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为15mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段l1=32mm，用同样的方法可以确定轴段③、⑤为l3=10mm，l5=35mm4)确定键槽的主要尺寸在轴段②、④上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5～10mm，键槽宽度按轴段直径查手册得到。经查表《键的主要尺寸》得到：中间轴上②段键槽键宽b为8mm，键高h为7mm，键长L为70mm。中间轴上④段的键槽键宽b为8mm，键高h为7mm，键长L为40mm。5）选定轴的结构细节，如倒角、圆角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图（见图2）图23、高速轴的设计（1）选择轴的材料，确定许用应力选用45钢并经调质处理。由表《轴的常用材料及部分机械性能》查得强度极限σB＝650Mpa，再由表《轴的许用弯曲应力》得许用弯曲应力[σ-1b]＝60MPa。（2）按扭矩强度估算轴径根据表《常用材料的[τ]值和C值》查得C=107～118。又由式得：考虑到该轴段上装联轴器和有键槽，故将估算直径加大3%～5%，取为16.5～18.6mm。由设计手册取标准直径d=（3）设计轴的结构1）确定轴的固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图如下图3。2)确定各轴段的直径如下图3，轴段①（外伸端）直径最小，d1=18mm；考虑到要对安装在轴段①上的联轴器进行定位，轴段②上应有轴肩，同时为顺利地在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径的标准，故取轴段②的直径为d2=25mm；由于小齿轮④的齿顶圆直径为54mm，即d4=54mm；用相同的方法确定轴段⑥的直径d6=25mm；为了便于拆卸左右轴承，可查出6205型滚动轴承的安装高度为3mm，取d3=d5=30mm。3)确定各轴段的长度小齿轮轮毂宽度为55mm，则轴段④的长度取l4=55mm；为保证小齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面于箱体内壁间应留有一定的间距，根据高速轴的齿轮与箱体间的距离，取该间距为10mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为15mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段l5=15mm,l6=15mm,l3=87.5mm，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取l2=70mm；查阅有关联轴器手册取l1=40mm。4)确定键槽的主要尺寸在轴段①上加工出键槽，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5～10mm，键槽宽度按轴段直径查手册得到。经查表《键的主要尺寸》得到：高速轴上①段的键槽键宽b为6mm，键高h为6mm，键长L为30mm。5）选定轴的结构细节，如倒角、圆角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图（见图3）图3（五）齿轮的结构设计1、直齿圆柱齿轮Ⅰ的设计由于直齿齿轮的齿顶圆直径da≤200mm时，采用实体式结构，此结构型式的齿轮常用锻钢制造。齿轮Ⅰ的小齿轮的各部分尺寸见下表（单位：mm）：分度圆直径d齿顶高ha齿根高hf齿宽b15022.555齿顶圆直径da齿根圆直径df中心距a模数m54451132齿轮Ⅰ的大齿轮的各部分尺寸见下表（单位：mm）：分度圆直径d齿顶高ha齿根高hf齿宽b217622.550齿顶圆直径da齿根圆直径df中心距a模数m1801711132直齿圆柱齿轮Ⅰ的图样如下图所示：图42、直齿圆柱齿轮Ⅱ的设计当直齿齿轮的齿顶圆直径da≤200mm时，采用实体式结构；当直齿齿轮的齿顶圆直径da=200～500mm时，采用腹板式结构。这些结构型式的齿轮一般多用锻钢制造。齿轮Ⅱ的小齿轮的各部分尺寸见下表（单位：mm）：分度圆直径d齿顶高ha齿根高hf齿宽b17533.7580齿顶圆直径da齿根圆直径df中心距a模数m8167.51353齿轮Ⅱ的大齿轮的各部分尺寸见下表（单位：mm）：分度圆直径d齿顶高ha齿根高hf齿宽b219533.7575齿顶圆直径da齿根圆直径df中心距a模数m201187.51353对于大齿轮腹板结构，计算如下：d1=1.6ds=1.6×45mm=D1=da－(10～12)mn=201－(10～12)×3=165～171mm，取D1=D0=1/2（D1＋d1）=1/2（168＋72）mm=120d0=0.25（D1－d1）=0.25（168－72）mm=24c=0.3b=0.3×75mm=直齿圆柱齿轮Ⅱ的小齿轮图样如下图所示：图5直齿圆柱齿轮Ⅱ的大齿轮图样如下图所示：图6（六）滚动轴承的选择根据安装轴承的直径和安装尺寸B的大小来选择轴承代号，而B的大小由轴承与减速器连接的结构来确定。并经查表10.1《深沟球轴承》得：高速轴两端选择新标准的代号为6205的轴承；中间轴两端选择新标准的代号为6205的轴承；低速轴两端选择新标准的代号为6208的轴承。轴承的示意图（如图7）：图7轴承的基本尺寸如下表：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mmdDBrsmindaminDamaxrasmax620525521513146162084080181.147731（七）联轴器的选择和强度校核1、联轴器的选择在选择联轴器时，首先应根据工作条件和使用要求确定联轴器的类型，然后再根据联轴器所传递的转矩、转速和被连接轴的直径确定其结构尺寸。型号公称扭矩/N·m许用转速/（r/min）轴孔直径（d1、d2）轴孔长度Y型J、J1、Z型铁钢mmLL1LHL11607100710016，18423042型号D质量/kg转动惯量/kg·m2许用补偿量径向△Y轴向△XmmmmHL19020.00640.

5±0.5因为弹性柱销联轴器传递转矩的能力大、结构更简单、耐用性好，用于轴向窜动较大、正反转或启动频繁的场合。而弹性套柱销联轴器易磨损、寿命较短，故选用弹性柱销联轴器。查表《弹性柱销联轴器》可知蜗杆轴联接电动机选用HL1型号，联轴器的基本数据如上表：2、联轴器的校核联轴器的计算转矩可按下式计算：Tc=KT式中T为名义转矩，单位为N·m；Tc为计算转矩，单位为N·m；K为工作情况系数，由表《联轴器和离合器的工作情况系数K》得：K=1.4蜗杆轴与电动机之间的联轴器校核名义转矩T=9.48N·m，则Tc=1.4×9.48N·m=13.27N·m由上表知：额定转矩Tm=160N·m；许用转速[n]=7100r/min。又Tc=13.27N·m＜Tm=160N·m；n=1400r/min＜[n]=7100r/min，所以选择该联轴器合适。（八）键的选择和强度校核1、键的选择键应该选择平键A型，平键连接结构简单、装卸方便，对中较好，故应用很广泛。根据轴径及查表《键的主要尺寸》可得：低速轴⑥段键槽键宽b为10mm，键高h为8mm，键长L为70mm。低速轴②段键槽键宽b为14mm，键高h为9mm，键长L为60mm。中间轴②段键槽键宽b为8mm，键高h为7mm，键长L为70mm。中间轴④段键槽键宽b为8mm，键高h为7mm，键长L为40mm。高速轴①段键槽键宽b为6mm，键高h为6mm，键长L为30mm。2、键的校核对于键的校核，选择低速轴上⑥段的键进行校核，其他键同样的原理和步骤进行校核。低速轴上⑥段平键连接的受力情况（如图8）：图8键的工作长度l=L-b=70-10=60mm。T为被固定零件传递的转矩，单位为N·mm；T=2.91×105N·mm。由于键载荷性质为轻微冲击，经查表《键连接的许用应力》得：键连接中最弱材料的许用挤压应力[σjy]=100～120MPa；又因此，选用该键是合适的。三、减速器的结构设计（一）轴、滚动轴承的组合设计1、轴的结构设计轴的强度与工作应力的大小和性质有关。因此在选择轴的结构形状时应注意以下几个方面：（1）使轴的形状接近于等强度条件，以充分利用材料承载能力；（2）尽量避免各轴段剖面突然改变以降低局部应力集中，提高轴的疲劳强度；（3）改变轴上零件的布置，有时可以减小轴上的载荷；（4）改进轴上零件的结构也可以减小轴上的载荷。同时，零件在轴上的固定要根据零件的作用来确定。轴与其他零件相配合时，轴头或轴颈、端面应该缩过2～3mm，以保证轴上零件的压紧，为了保证零件端面紧靠定位面，轴肩处的圆角半径R不能太大，应使R≤C或R＜R’，若同一轴的多个轴段上有键槽时，为了减少键槽加工时的装夹次数，各键槽在轴同一侧表面线上加工。2、滚动轴承的组合设计滚动轴承的标准部件，设计时只需要选择轴承的类型和型号，并进行轴承的组合设计即可，轴承类型是根据载荷大小、方向和极限转速高低、旋转精度、工作条件及经济性等要求来选择尺寸大小，由轴承的寿命计算来确定；为使轴正常工作通常采用如下调整措施：保证滚动轴承应有的间隙，轴承底座及壁应有足够的厚度，并用加强肋加强其刚性。轴承的组合设计包括轴承套圈的轴向固定、轴组件的轴向固定、轴承的预紧、滚动轴承的配合与装拆，轴承的润滑与密封。（二）箱体的结构设计1、箱体的结构分析一般绝大多数中、小型减速器均采用滚动轴承，只有载荷很大，工作条件恶劣，在转速很高的场合才采用滑动轴承。箱体时减速器中的一个重要零件，是被用来支承和固定轴系零件保证传动零件的正确啮合，使箱体内零件具有良好的润滑及密封，箱体的形状较为复杂，其重量占整个减速器总重量的一半，因此箱体结构设计对减速器工作性能，制造工艺，材料消耗很重要及成本有很大影响，设计时必须全面考虑。减速器根据其毛坯制造方法和箱体部分等可分为：铸造箱体和焊接箱体箱体大多数时铸造而成，材料多采用灰铸铁HT200或HT250，对于重型箱体，为了提高承受振动和冲击的能力，可采用球墨铸造或铸钢。铸造箱体刚性好，易切削并可得到合理的复杂外形，但重量大，适宜用于成批生产。在单件生产中，特别是大型减速器，为了减轻重量和缩短生产周期，箱体常采用Q215或Q235钢板焊接而成。轴承底座部分用于铸钢制成，焊接箱体的壁厚可比铸造箱体壁厚薄20%～30%。为使箱体零件装卸方便，箱体常制成剖分式，其剖分面常与轴线平面重合，由水平和倾斜两种，前者加工方便应用较多，后者有利于各级齿轮传动的润滑，但部分处结合面加工困难，应用较少。2、箱体的结构尺寸名称符号计算公式结果箱座厚度δδ=0.025a+1≥88箱盖厚度δ1δ1=0.02a+1≥88箱盖凸缘厚度b1b=1.5δ112箱座凸缘厚度bb=1.5δ12箱座底凸缘厚度b2b=2.5δ20地脚螺钉直径dfdf=0.036a+12M20地脚螺钉数目na≤250时，n=44轴承旁联结螺栓直径d1d1=0.75dfM16盖与座联结螺栓直径d2d2=（0.5～0.6）dfM10轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.4～0.5）dfM8视孔盖螺钉直径d4d4=（0.3～0.4）dfM6定位销直径dd=（0.7～0.8）d28df，d1，d2至外箱壁的距离C1见表《凸台及凸缘

结构尺寸》262216df，d1，d2至凸缘边缘距离C2见表《凸台及凸缘的结构尺寸》242014轴承旁凸台半径R1R1=C220外箱壁至轴承座端面的距离l1l1=C1+C2+（5～10）48齿轮顶圆与内箱壁距离△1△1>1.2δ15齿轮端面与内箱壁距离△2△2>δ10箱盖，箱座肋厚m1、mm1=0.85δ1；m=0.85δ77轴承端盖外径D2D2=D+(5～5.5)d3120（低速轴）92（中间轴）92（高速轴）轴承旁联结螺栓距离SS≈D2120（低速轴）92（中间轴）92（高速轴）（三）减速器的附件结构设计1、通气器通气器的结构不仅要由通气能力，而且还要有能防止灰尘进入箱体内；故通气孔不仅要直通顶端，较完善的通气器内部做成各种曲路，并有金属网，以减少灰尘随空气吸入箱体，通气器选择通气帽式的，并选用d为M27×1.5的通气器。通气器的各部分尺寸如下表：dD1BhHD2M27×1.515≈3015≈4536H1aδKb3264108h1b1D3D4L226321832图92、油标油标的作用是观察箱体内油面的高度，它设置在便于检查及油面稳定之处。常用的油标有圆形油标、长形油标、管状油标和杆式油标等。一般多用带有螺纹的杆式油标。采用杆式油标时，应使箱座油标座孔的倾斜位置便于加工和使用，油标安置的部位不能太低，以防油进入油标座孔而溢出。油标的各部分尺寸如下表：dd1d2d3hM16416635abcDD112852622油标样图（如图10）图103、放油螺塞放油孔应设在箱座底面的最低处，常将箱体的内底面设计成放油孔方向倾斜1°～1.5°，并在其附近做成一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。根据减速器箱体结构选择六角螺塞M10，其尺寸如下表：dd1DeSLhM10×18.51812.7112010bb1RCD0H320.50.7182六角螺塞样图（如图11）图114、吊环螺钉、吊耳和吊钩为了拆卸及搬运减速器，应在箱盖上装有吊环螺钉或铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。比较简单的加工方法是在箱盖上直接铸出吊耳环，箱座两端也铸出吊钩，用以起吊或搬运整个箱体。吊耳环的尺寸大小根据下列公式计算：d=b≈(1.8～2.5)δ1=(1.8～2.5)×8mm=14.4～20mm，取d=18mmR≈(1～1.2)d=(1～1.2)×18mm=18～21.6mm，取R=20mme≈(0.8～1)d=(0.8～1)×18mm=14.4～18mm，取e=16mm吊耳环结构示意图（如图12）图12吊钩的尺寸大小根据下列公式计算：K=C1+C2=16+14mm=30mmH≈0.8K=0.8×30mm=24mmh≈0.5H=0.5×24mm=12mmr≈K/6=30/6mm=5mmb≈(1.8～2.5)δ=(1.8～2.5)×8mm=14.4～20mm，取b=18mmH1按结构确定，取H=32mm吊钩结构示意图（如图13）图135、定位销为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各设1个圆锥定位销,两销间的距离尽量远些，以提高定位精度。6、起盖螺钉起盖螺钉上的螺纹长度要大于箱盖连接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成大倒角或半圆形，以免顶坏螺纹。7、窥视孔和窥视盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙等，还可用于注入润滑油。窥视孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，尺寸大小以便于观察为宜。窥视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫片密封。箱体上开窥视孔处应凸出宜块，以便技工处与孔盖的接触面。窥视孔盖采用钢板，样图（如图14）图148、轴承端盖在确定轴承端盖的尺寸之前，首先对轴承的位置进行分析，轴承的位置必须适当，根据前面轴承的位置可以判断，轴承是采用油润滑方式。轴承端盖是用来固定轴承的位置、调整轴承间隙并承受轴向力的，轴盖的结构形式由凸缘式和嵌入式两种。凸缘式轴承端盖的密封性能好，调整轴承间隙方便，因此使用较多。而嵌入式轴承端盖结构简单、密封性能差，调整间隙不方便，因而选用凸缘式轴承端盖，端盖采用铸铁件，设计制造时要考虑铸造工艺性，尽量使整个端盖的厚度均匀。（1）高速轴两旁的轴承端盖设计由滚动轴承6205可查表《深沟球轴承》得D=52mm，根据表《减速器轴承端盖与轴承套环结构尺寸》得：d0=d3＋1mm=8＋1mm=9mmD0=D＋2.5d3=52＋2.5×8mm=7D2=D0＋2.5d3=72＋2.5×8mm=9e=1.2d3=1.2×8mm=9.6mm，取e=10mm又e1≥e，取e1=20mmD4=D－(10～15)mm=52－(10～15)mm=37～42mm取D4=40mm由于d1、b1由密封尺寸确定，经查表《毡圈油封及槽》得：轴径D0d0bBmin203221515405241615由表知：d1=d0=21mm，b1=Bmin=15mmm由结构确定，取m=37其结构图（如图15、图16）：图15图16（2）中间轴两旁的轴承端盖设计由于轴承与高速轴相同，估端盖与低速轴端盖一样，如图15所示。（3）低速轴两旁的轴承端盖设计由滚动轴承6208可查表《深沟球轴承》得D=80mm，根据表《减速器轴承端盖与轴承套环结构尺寸》得：d0=d3＋1mm=8＋1mm=9mmD0=D＋2.5d3=80＋2.5×8mm=100D2=D0＋2.5d3=100＋2.5×8mm=1e=1.2d3=1.2×8mm=9.6mm，取e=10又e1≥e，取e1=18mmD4=D－(10～15)mm=80－(10～15)mm=65～70取D4=67mm由上表《毡圈油封及槽》知：d1=d0=41mm，b1=Bmin=15mmm由结构确定，取m=34其结构图（如图17、图18）：图17图18（四）减速器的润滑与密封1、润滑减速器润滑的目的时为了减轻箱内传动零件的磨损，提高传动的效率，延长使用寿命，此外润滑还起到冷却散热、吸振、防锈和降低噪声等作用。绝大多数减速器均采用油润滑。油润滑有浸油润滑和喷油润滑两种方法。传动体和齿轮传动时借助油的粘度将油带到啮合处进行润滑，通常取齿轮顶圆到油池底面的高度为30～50mm。滚动轴承常用油润滑或脂润滑。当浸油齿轮圆周速度小于2m/s或dn≤2×105mm·r/mim(d为轴承内径，n为转速)时，宜采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环。润滑脂的装填量不应超过轴承空间的1/3～1/2.2、轴伸端的密封轴伸端密封的作用是防止轴承处的油溢出和外界的污物，灰尘和水气进入轴承腔内。密封种类有接触式和非接触式两种，橡胶油封是接触式密封中的一种，效果较好。毡圈密封是接触式密封中寿命较低、密封效果相对较差的一种，但其结构简单、价格低廉，适用于脂润滑轴承中。毡圈的剖面为矩形，工作时应将毡圈嵌入剖面为梯形的环形槽中并压紧在轴上，以获得密封效果。毡圈密封的接触面易磨损，一般用于圆周速度小于4～5m/s的场合。在两轴承端盖采用该密封形式。为避免磨损可采用非接触式密封，隙缝密封是其中常用的一种。它是利用充满润滑脂的环形间隙来达到密封效果。隙缝密封结构简单、成本低，但不够可靠，适用于脂润滑的轴承中。选择密封方式还要考虑轴的圆周速度、润滑剂种类、环境条件和工作温度等。3、箱体结合面的密封通常在箱体结合面上除密封胶或水玻璃处，也可以在上面开油沟，以提高密封效果，为了保证箱体与底孔的配合，接合面上严禁加垫片密封，另外观察孔盖板以及油塞等箱底、箱盖的配合处均需要安装纸封油环或皮封油环，以保证密封效果良好。四、减速器的零件图、装配图和三维图的绘制（一）零件图绘制零件图的绘制采用AUTOCAD2004进行绘制；1、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。2、绘制零件图（1）轴：采用主视图和剖视图。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；再在键槽处的剖面视图。3、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。4、合理标注形状和位置公差：（1）轴：取公差等级为7级，查得轴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7级。查表并求得形位公差。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：查表《轴加工表面粗糙度Ra荐用值》。①与传动件及联轴器等轮毂相配合的表面取1.6。②与滚动轴承相配合的表面，取0.8③与传动件及联轴器相配合的轴肩端面取3.2。④平键键槽工作面取0.8，非工作面取3.2。⑤与轴承相配合的轴肩端面，取0.8（2）齿轮：查表《齿轮表面粗糙度Ra荐用值》。①齿轮工作面、齿顶圆、与轴肩配合的端面取3.2。②轴孔取1.6。6、零件图图纸（1）输出轴图纸（具体见打印A3图纸，图号为003）（2）从动齿轮图纸（具体见打印A3图纸，图号为002）（二）装配图绘制1、装配图的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等。2、装配图绘制装配图的绘制是采用2004版AutoCAD软件绘制，标准件都是按照国家技术标准手册上的参数尺寸进行绘制，每个零件的尺寸都可在草绘环境下测得，在装配好的零件图上，已经布置好零件的具体装配位置和顺序，各个零件在装配环境下的尺寸可以通过装配环境下的草绘进行测量。3、装配图图纸装配图图纸（见打印A0图纸，图号为001）（三）三维图图样1、输出轴的三维图（具体见打印A3图纸，图号为004）样式如图19所示：图192、从动齿轮的三维图（具体见打印A3图纸，图号为005）样式如图20所示：图203、减速器的三维图（具体见打印A3图纸，图号为006）五、从动轴的加工工艺（一）从动轴的加工工艺过程1、零件图样分析

图19所示零件是减速器中的传动轴。它属于台阶轴类零件，由圆柱面、轴肩和键槽等组成。轴肩一般用来确定安装在轴上零件的轴向位置，各环槽的作用是使零件装配时有一个正确的位置，并使加工中磨削外圆或车螺纹时退刀方便；键槽用于安装键，以传递转矩；螺纹用于安装各种锁紧螺母和调整螺母。

根据工作性能与条件，该传动轴图样(图19)规定了主要轴颈，外圆以及轴肩有较高的尺寸、位置精度和较小的表面粗糙度值，并有热处理要求。这些技术要求必须在加工中给予保证。因此，该传动轴的关键工序是轴颈和外圆的加工。2、确定毛坯该传动轴材料为45钢，因其属于一般传动轴，故选45钢可满足其要求。由于传动轴属于中、小传动轴，并且各外圆直径尺寸相差不大，故选择φ60mm的热轧圆钢作毛坯。3、确定主要表面的加工方法

传动轴大都是回转表面，主要采用车削与外圆磨削成形。由于该传动轴的主要表面的公差等级(IT6)较高，表面粗糙度Ra值(Ra=0.8um)较小，故车削后还需磨削。外圆表面的加工方案可为：粗车→半精车→磨削。4、确定定位基准

合理地选择定位基准，对于保证零件的尺寸和位置精度有着决定性的作用。由于该传动轴的几个主要配合表面及轴肩面对基准轴线A-B均有径向圆跳动和端面圆跳动的要求，它又是实心轴，所以应选择两端中心孔为基准，采用双顶尖装夹方法，以保证零件的技术要求。

粗基准采用热轧圆钢的毛坯外圆。中心孔加工采用三爪自定心卡盘装夹热轧圆钢的毛坯外圆，车端面、钻中心孔。但必须注意，一般不能用毛坯外圆装夹两次钻两端中心孔，而应该以毛坯外圆作粗基准，先加工一个端面，钻中心孔，车出一端外圆；然后以已车过的外圆作基准，用三爪自定心卡盘装夹(有时在上工步已车外圆处搭中心架)，车另一端面，钻中心孔。如此加工中心孔，才能保证两中心孔同轴。5、划分阶段

对精度要求较高的零件，其粗、精加工应分开，以保证零件的质量。

该传动轴加工划分为三个阶段：粗车(粗车外圆、钻中心孔等)，半精车(半精车各处外圆、台阶和修研中心孔及次要表面等)，粗、精磨(粗、精磨各处外圆)。各阶段划分大致以热处理为界。6、热处理工序安排

轴的热处理要根据其材料和使用要求确定。对于传动轴，正火、调质和表面淬火用得较多。该轴要求调质处理，并安排在粗车各外圆之后，半精车各外圆之前。

综合上述分析，传动轴的工艺路线如下：

下料→车两端面，钻中心孔→粗车各外圆→调质→修研中心孔→半精车各外圆，车槽，倒角→划键槽加工线→铣键槽→修研中心孔→磨削→检验。7、加工尺寸和切削用量

传动轴磨削余量可取0.5mm，半精车余量可选用1.5mm。加工尺寸可由此而定，见该轴加工工艺卡的工序内容。

车削用量的选择，单件、小批量生产时，可根据加工情况由工人确定；一般可由《机械加工工艺手册》或《切削用量手册》中选取。8．拟定工艺过程

定位精基准面中心孔应在粗加工之前加工，在调质之后和磨削之前各需安排一次修研中心孔的工序。调质之后修研中心孔为消除中心孔的热处理变形和氧化皮，磨削之前修研中心孔是为提高定位精基准面的精度和减小锥面的表面粗糙度值。拟定传动轴的工艺过程时，在考虑主要表面加工的同时，还要考虑次要表面的加工。在半精加工φ40mm、φ45mm时，应车到图

在拟定工艺过程时，应考虑检验工序的安排、检查项目及检验方法的确定。（二）从动轴的加工工艺过程卡片具体见《机械加工工艺过程序卡片》，卡片零件图号为007（三）从动轴的加工工序卡具体见《机械加工工序卡片》，卡片零件图号号为008（四）从动轴的数控加工编程1、说明：毛坯为φ60的45钢T0101端面刀T0202外圆刀2、编程：O0001G97G42S600M03M08T0101FN10G00X70Z2.0G01Z0X-1.0Z1.0G00X100Z100M09M06T0202S800M08G00X70Z2.0G71U2.0R0.3G71P11Q12ΔU0.1W0.1F0.2S800T0202N11G00X70Z0.0G01X19X20Z-1Z-37.5X21.5X22.5ΔW-1ΔW-73X26.5X27.5ΔW-1N12ΔW-12G70P11Q12G00X100Z100M06T0101M05M工件掉头夹φ45用φ55作挡肩，重新对刀。G97G42S600M03M08T0101FN10G00X70Z2.0Z0.0G01X-1.0Z1.0G00X100Z100M06T0202G00X70Z2.0G71U2.0R0.3G71P10Q20ΔU0.1W0.1F0.2S800T0202N10G00G01X-1.0X16.5X17.5Z-1ΔW-79X19X20ΔW-1ΔW-69X26.5X27.5ΔW-1ΔW-5G01X28.5N20G00X70.0Z2.0G70P10Q20G00X100Z100M05M09M30六、设计小结本论文在叶老师的悉心指导和严格要求下业已完成，从课题选择到具体构思和内容，无不凝聚着老师的心血和汗水，在三年的大学学习和生活期间，也始终感受着导师的精心指导和无私的关怀，我受益匪浅。在此向各位老师表示深深的感谢和崇高的敬意。这次做论文的经历也会使我终身受益，我感受到做论文是要真真正正用心去做的一件事情，是真正的自己学习的过程和研究的过程，没有学习就不可能有研究的能力，没有自己的研究，就不会有所突破，那也就不叫论文了。希望这次的经历能让我在以后学习中激励我继续进步。不积跬步何以至千里，本设计能够顺利的完成，也归功于各位任课老师的认真负责，使我能够很好的掌握和运用专业知识，并在设计中得以体现。正是有了他们的悉心帮助和支持，才使我的毕业论文工作顺利完成，在此向所有机械系的全体老师表示由衷的谢意。感谢他们三年来的辛勤栽培。参考文献：1、陈立德主编《机械设计基础》高等教育出版社，2004.72、陈立德主编《机械设计基础课程设计指导书》高等教育出版社，2004.63、倪森寿主编《机械制造工艺与装配》化学工业出版社，2002.124、胡家秀主编《简明机械零件设计实用手册》机械工业出版社，1999.105、顾京主编《数控机床加工程序编制》机械工业出版社，2006.076、徐茂功桂定一主编《公差配合与技术测量》机械工业出版社，2000.87、张龙勋主编《机械制造工艺课程设计指导书》机械工业出版社，1999.118、季世民主编《机械制造基础》高等教育出版社，2003.89、田东主编《SolidWorks2005三维机械设计》机械工业出版社，2006.210、成大先主编《机械设计手册》化学工业出版社，2000.12Pd＝5.5kWi=32i3＝3.5i0＝9.14i1＝3.5i2＝2.6nⅠ＝1440r/minnⅡ＝411.4r/minnⅢ＝158r/minn主＝45r/minPⅠ＝5.34kWPⅡ＝5.07kWPⅢ＝4.82kWPⅣ＝4.35kWTⅠ＝35.4N·mTⅡ＝118N·mTⅢ＝291N·mT主＝923N·m[σH]1＝715MPa[σH]2＝725Mpam＝10δ1＝16°δ2＝74°d1＝100d2＝350ha＝10da1＝119.2da2＝355.4hf＝12.5df1＝76df2＝343.25R=182mmb=50mmθa1＝θa2＝3°θf1＝θf2＝4°δa1＝19°δa2＝77°δf1＝12°δf2＝70°V=0.83m/sm＝3d1＝75d2＝195b2＝75b1＝80a＝135ha＝3mmda1＝81da2＝201hf＝3.75mmdf1＝67.5df2＝187.5V=1.61m/sm＝2d1＝50d2＝176b2＝50b1＝55a＝113ha＝2da1＝54da2＝180hf＝2.5mmdf1＝45df2＝171V=3.768m/sd=35d1=40mmd2=45mmd3=55mmd4=47mmd5=40mmd6=35mml1=37.5l2=73mml3=10mml4=70mml5=70mml6=80mmFt2=2985NFr2=1086NFn2=3177NFHA=1003NFHB=1982NFVA=-1261NFVB=2347Nd=25d1=25d2=30d3=35d4=30d5=25l1=32l2=78l3=10l4=48l5=35d=18d1=18d2=25d3=30d4=54d5=30d6=25l1=4l2=7l3=102l4=5l5=15l6=15d1=72D1=168D0=120d0=24c=22.5d=18mmR=20mme=16mmK=30mmH=24mmh=12mmr=5mmb=18mmH=32mmD=52mmd0=9mmD0=7D2=9e=10mme1=20mmD4=4d1=21b1=15mmm=37mmD=80mmd0=9mmD0=100D2=120e=10mme1=18D4=67d1=41b1=15mmm=34mm基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现HYPERLINK"/detail.htm?2