機械設計課程設計說明書-型砂攪拌機的傳動裝置—兩級圓柱齒輪減速器.doc

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1、機械課程設計設計題目：型砂攪拌機的傳動裝置兩級圓柱齒輪減速器姓名： 學號： 專業(yè)班級：目 錄摘要 第一章 緒論 1.1 引言1.2 目的第二章 設計項目 2.1 已知數(shù)據 2.2 傳動方案的選擇 2.3 電動機的選擇 2.4 傳動比的計算與分配 2.5 傳動參數(shù)的計算 2.6 各級傳動零件的設計計算 2.7 軸的尺寸設計按許用應力計算 2.8 聯(lián)軸器的選擇 2.9 鍵的選擇按軸頸選擇 2.10 滾動軸承的選擇 2.11 箱體及減速器附件說明 2.12 滾動軸承的外部密封裝置第三章裝配圖設計第四章零件圖設計第五章 個人小結第六章 參考文獻 第一章 緒論1.1 引言機械設計綜合課程設計是對我們一個

2、學年內學習狀況的考察，也是鍛煉同學自主創(chuàng)新、設計及思考的一項課題。本次機械設計課程設計的主題為“二級展開式圓柱齒輪減速器”，在設計過程中涉及到了很多在過去的一年中我們所學到的知識，例如齒輪、軸和與它們相關的知識。這次是我們第一次接觸實際進行設計，相信無論對于我們知識的強化還是創(chuàng)新能力、思考能力都是一次鍛煉和挑戰(zhàn)。1.2 目的綜合運用機械設計基礎、機械制造基礎的知識和繪圖技能，完成傳動裝置的測繪與分析，通過這一過程全面了解一個機械產品所涉及的結構、強度、制造、裝配以及表達等方面的知識，培養(yǎng)綜合分析、實際解決工程問題的能力。第二章 設計項目2.1 已知數(shù)據設計要求： 單班制工作，單向運行，有輕微的

3、振動，啟動載荷為名義載荷的1.5倍，減速器成批生產設計基本參數(shù)： 組號 4-2 碾盤主軸轉速(r/min) 15 錐齒輪傳動比i 3.5碾盤主軸扭矩（N.m）750每天工作時數(shù)/h8傳動工作年限/a102.2 傳動方案設計傳動方案：電動機通過聯(lián)軸器輸入到雙級圓柱齒輪減速器，其中高速級采用圓柱斜齒輪，低速級采用圓柱直齒輪。然后低速級通過聯(lián)軸器,錐齒輪傳動輸入到磨盤上。設計圖例：2.3 電動機的選擇選用Y100L-6型三相異步電機，其參數(shù)如下：（1） 額定功率：1.5KW（2） 啟動轉矩：2.2 N.m（3） 同步轉速：1000r/min（4） 滿載轉速：940r/min（5） 伸出端直徑：80m

4、m(6)（6） 伸出端安裝長度：60mm（7） 中心高度：100mm（8） 外形尺寸：380*205*2452.4 傳動裝置的總傳動比的確定與傳動比的分配(1) 總傳動比的確定原始數(shù)據給出準齒輪的傳動比為3.8，總傳動比為940/15=63則減速箱的總傳動比為i=63。i錐=3.5(2)傳動比的分配對于二級圓柱齒輪減速器，i1=(1.31.5)i2由此計算得：又i總=i1* i2*i錐i1=5.2 i2=3.52.5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1)各軸的轉速磨盤轉軸： n3=n4*i3=15*3.5 =52.5r/min3軸： n2=n3*i2=52.5*3.5=183.75r/min 2軸

5、： n1=n2*i1 =183.75*5.2=940r/min1軸：n1=nm=940r/min(2)各軸的輸入功率主軸功率 Td=9550*p4/nm，而n=15, T4=750 N.m, 則p4 =1178W聯(lián)軸器的效率1=0.99，滾子軸承的效率2=0.98圓柱齒輪傳動的效率3=0.98，錐齒輪傳動的效率4=0.98傳動系統(tǒng)各級之間的效率分別為:01=1=0.99,12=23=0.96,23=23=0.94,34=12234=0.92系統(tǒng)的總效率為=01122334=1224324=0.844軸：p4=p334=pd1224324=1178W p3 =1280W3軸：p3=p223=pd

6、12232=1280W p2 =1362W2軸：p2=p112=pd123=1362W p1 =1419W1軸：p1=pd01= pd1=1419W pd =1433W 故選擇1500W電動機 (3)各軸的輸出轉矩電動機的輸出轉矩為Td=9550*pd/nm=9550*1.5/940=15.24N.m13軸的輸入轉矩為：1軸：T1= Td01=15.09N.m2軸：T2= T1 i112=75.32N.m3軸：T3= T2 i223=247.79N.m磨盤軸的輸入轉矩為T4= T3 i334=797.90N.m軸名轉矩/N.m轉速(r/min)功率 /Kw輸入輸出電機軸1.515.24940高

7、速軸1.41914.4215.09940中間軸1.36270.7975.3218375低速軸1.280232.84247.7952.5磨盤軸1.178750797.9015運動和動力參數(shù)整理如下表：2.6 傳動零件的設計計算六.設計高速級齒輪1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)2115.224=124.8,取Z2=125。5）選取螺旋角。初選螺旋角2按齒面接觸強度設計按式（1021

8、）試算，即）確定公式內的各計算數(shù)值（）試選 （）由圖，選取區(qū)域系數(shù)（）由圖查得 （）計算小齒輪傳遞的轉矩 =95.51.419/940=1.4416N.mm（）由表選取齒寬系數(shù)（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)（）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應力循環(huán)次數(shù)=60940=（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得=29.31mm（）計算圓周速度 =1.44m/s（）計算齒寬及模數(shù)=11.18mm=2.25b/h=29.31/2.655=11.04（）計

9、算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據v=1.44m/s，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得 由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得29.31 =32.64mm（）計算模數(shù)32.64/24=1.323按齒根彎曲強度設計由式） 確定計算參數(shù)（）計算載荷系數(shù)（）根據縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（）計算當量齒數(shù) （）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應力校正系數(shù)由表查得（）由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由式得（）計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據

10、大） 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取1.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有=21.11取，則,取4幾何尺寸計算計算中心距100.51）將中心距圓整為101mm）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 32.63mm169.38mm） 計算大、小齒輪的齒根圓直徑28.88mm165.63mm） 計算齒輪寬度） 1圓整后?。?5驗算833.3N25.53N/mm100N/mm合適七.設計低速級齒輪1選精度等級

11、、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)2113.524=84。 2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行試算，即 ） 確定公式各計算數(shù)值（） 試選載荷系數(shù)（） 計算小齒輪傳遞的轉矩95.5 N.mm（） 由表選取齒寬系數(shù)（） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)（） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應力循環(huán)次數(shù)60=（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接

12、觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得 ） 計算（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=54.34mm（） 計算圓周速度v =0.52m/s計算齒寬 =1計算齒寬與齒高之比2.264mm=2.25b/h=54.34/5.094=10.67（） 計算載荷系數(shù)K 根據v=0.52m/s，級精度，由圖查得動載荷系數(shù) 假設，由表查得 由表查得使用系數(shù)由表查得 由圖2查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得54.34 =57.27mm（）計算模數(shù)m =d1/Z1 =57.27/24=2.393按齒根彎曲強度設計由式得彎曲強度的設計公式為） 確定公式內的計算數(shù)

13、值（） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（） 由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （） 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為，安全系數(shù)為S=1.4，由式得 （） 計算載荷系數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應力校正系數(shù) 由表查得（）計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據大） 設計計算mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)1.84，并就近圓整為標準值2。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=57.27mm來計算應有的齒數(shù)。于是有Z1=d1/m1=57.27/2=28.64取Z1=29大齒輪齒數(shù)取

14、4幾何尺寸計算） 計算分度圓直徑d 1=m1d 2=m1） 計算齒根圓直徑df1=d1-2m=58-2=54df2=d2-2m=202-2=198） 計算中心距a =(d1+d2)/2=(58+202)/2=130計算齒寬 ） =1取B2=60mmB1=65mm5驗算2592.2N44.78N/mm100N/mm合適設計數(shù)據如圖（高速）名稱代號單位小齒輪大齒輪中心距amm101傳動比i5.2模數(shù)mm1.5螺旋角14.86齒數(shù)z21109分度圓直徑dmm33170齒根圓直徑mm30167齒頂圓直徑mm36.5173.5齒寬bmm3540（低速）名稱代號單位小齒輪大齒輪中心距amm 130傳動比i

15、 3.5模數(shù)mmm 2齒數(shù)z 3275分度圓直徑dmm 58202齒頂圓直徑damm 62206齒根圓直徑mm 53.5197.5齒寬bmm 6065九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計輸入軸上的功率 P1=1.419Kw n1=940r/min轉矩T1=1.4416求作用在齒輪上的力 833.3N833.3=314.20N833.3=225.4N初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調質處理。根據表，?。ㄒ韵螺S均取此值），于是由式初步估算軸的最小直徑112=12.84mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選

16、取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.3,則， Tca=KAT1 =1.3=18740.8N.mm 查機械設計手冊，選用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000N。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度L42，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。軸的結構設計 ）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） ）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=30mm.，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現(xiàn)取 （2

17、）初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據，初選型號6205軸承，其尺寸為，基本額定動載荷基本額定靜載荷，故,軸段7的長度與軸承寬度相同,故取(3)取齒輪左端面與箱體內壁間留有足夠間距，取。為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段4的直徑應根據的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定（4）軸段5上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取。齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段6的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段7的直徑應根據的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定

18、,即，（5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,，(6)參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。輸入軸的結構布置5受力分析、彎距的計算 （）計算支承反力 在水平面上 232.27N 601.03N225.4N（）在垂直面上99.24N314.20-99.24=214.96N總支承反力=338.53N=638.31N）計算彎矩并作彎矩圖 （）水平面彎矩圖 232.27 （）垂直面彎矩圖99.24214.96 （）合成彎矩圖 =31699.1 N.mm=30958.2 N.mm 3）計算轉矩并作轉矩圖T=T1 =1.44166作受力、彎距和扭距圖7選用鍵校核鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵

19、（C型） 齒輪：選普通平鍵 （A型） 聯(lián)軸器:由式， 查表，得 ，鍵校核安全齒輪: =7.42Mpa查表62，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉矩圖知，C處左側承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據式，并取，軸的計算應力23.1Mpa由表查得，故安全9校核軸承和計算壽命（） 校核軸承A和計算壽命徑向載荷=252.58N 軸向載荷225.4N由，在表取X0.56。相對軸向載荷為，在表中介于0.0250.040之間，對應的e值為0.220.24之間，對應Y值為2.01.8，于是，用插值法求得，故X=0.56,Y=1.952由表取則，A軸承的當量

20、動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命（） 校核軸承B和計算壽命 徑向載荷=638.31N 當量動載荷1.2 Cr，校核安全該軸承壽命該軸承壽命2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計1. 輸入軸上的功率 P1=1.362Kw n1=183.75r/min轉矩T1=求作用在齒輪上的力高速大齒輪:=835.87N835.87=315.17N835.87226.13N低速小齒輪: =2441.03N=2441.03初定軸的最小直徑 選軸的材料為鋼，調質處理。根據表，取，于是由式初步估算軸的最小直徑112=21.84mm;.這是安裝軸承處軸的最小直徑4根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（ 1 ）初選

21、型號6206的深溝球軸承參數(shù)如下基本額定動載荷基本額定靜載荷 故。軸段1和7的長度與軸承寬度相同,故取，( 2 )軸段3上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段3的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。小齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取( 3)軸段5上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸

22、肩高度,取,故取。取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，（4）參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。中間軸的結構布置5.軸的受力分析、彎距的計算1）計算支承反力： 在水平面上 1809.46N226.13N1467.44N在垂直面上：684.89N 故 518.74N總支承反力：1947.91N1556.43N2)計算彎矩在水平面上：1467.441809.46在垂直面上：26455.74N.mm30526.08N.mm684.8926455.74N.mm30526.08N.mm 故 =79377.98N.mm=121888.07N.mm=80825.74N.mm3)計算轉矩并

23、作轉矩圖T=T2=N.mm6作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵）低速級小齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（A型） 由式，26.8Mpa查表，得 ，鍵校核安全2）高速級大齒輪的鍵 由表選用圓頭平鍵（A型） 由式， 33.5Mpa查表，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據式，并取 31.2Mpa由表查得，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承A和計算壽命徑向載荷1934.7N軸向載荷226.13N,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故1934.7N因為，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命34368.8h）校核

24、軸承B和計算壽命 徑向載荷1556.43N 當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命66011h查表13-3得預期計算壽命，故安全。3.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計輸入軸上的功率 P3=1.280 Kw n3=52.5r/min轉矩T3= 2 第三軸上齒輪受力2305.3N2305.33初定軸的直徑與圓錐的聯(lián)軸器：選軸的材料為鋼，調質處理。根據表，?。ㄒ韵螺S均取此值），于是由式初步估算軸的最小直徑112=32.5mm這是安裝鏈輪處軸的最小直徑d=38mm聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.7,則， Tca=KAT1 =1.7=395824.

25、6N.mm 查機械設計手冊，選用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為630000N。半聯(lián)軸器的孔徑d1=38mm，故取d1=38mm半聯(lián)軸器長度L82，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=60mm。軸的結構設計 ）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） ）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=60mm.，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現(xiàn)取l1=56mm4軸的結構設計）擬定軸的結構和尺寸（見下圖）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）軸段2和軸段7用來安裝軸承

26、，根據，初選型號6309的深溝球軸承，參數(shù)基本： 基本額定動載荷基本額定靜載荷。由此可以確定： （2）為減小應力集中,并考慮左右軸承的拆卸,軸段3和6的直徑應根據6309的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即，取( 3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬b=65mm，取l5=60mm 。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取。(4)取齒輪左端面與箱體內壁間留有足夠間距，?。?）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，（6）參考表15

27、2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。輸出軸的結構布置5.軸的受力分析、彎距的計算（）計算支承反力 在水平面上1947.8N 357.5N在垂直面上533.5N故839.1-533.5=305.6N（2）計算彎矩）水平面彎矩 在C處，357.5 在B處，-2453=-136158.2）垂直面彎矩 在C處533.533610.5（）合成彎矩圖 在C處=40459.0在B處， 136158.2N.mm（4）計算轉矩，并作轉矩圖T=T3= (CD段)6作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵）低速級大齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（A型） 由式，58.2Mpa查表，得 ，鍵校核安全2）與圓錐連接的軸上的鍵：

28、根據的d1的軸的直徑，可選鍵bh為10 鍵的程度可取50mm根據式6-1，校核，鍵安全。8按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，B處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據式，并取54.5Mpa由表查得，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承A和計算壽命徑向載荷642.2N當量動載荷642.2N因為，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命176h）校核軸承B和計算壽命 徑向載荷1971.6N 當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命60h2.11 箱體及減速器附件說明 箱體說明：箱殼是安裝軸系組件和所有附件的基座，它需具有足夠的強度、剛度和良好的工藝性。箱殼多數(shù)用HT150或

29、HT200灰鑄鐵鑄造而成，易得道美觀的外表，還易于切削。為了保證箱殼有足夠的剛度，常在軸承凸臺上下做出剛性加固筋。當軸承采用潤滑時，箱殼內壁應鑄出較大的倒角，箱殼接觸面上應開出油槽，一邊把運轉時飛濺在箱蓋內表面的油順列而充分的引進軸承。當軸承采用潤滑脂潤滑時，有時也在接合面上開出油槽，以防潤滑油從結合面流出箱外。箱體底部應鑄出凹入部分，以減少加工面并使支撐凸緣與地量好接觸。 減速器附件說明：1)視孔和視孔蓋箱蓋上一般開有視孔，用來檢查嚙合，潤滑和齒輪損壞情況，并用來加注潤滑油。為了防止污物落入和油滴飛出，視孔須用視孔蓋、墊片和螺釘封死。視孔和視孔蓋的位置和尺寸由查表得到。2)油標 采用油池潤滑

30、傳動件的減速器，不論是在加油還是在工作時，均續(xù)觀察箱內油面高度，以保證箱內油亮適當，為此，需在箱體上便于觀察和油面較穩(wěn)定的地方，裝上油標油標已標準化。3)油塞 在箱體最底部開有放油孔，以排除油污和清洗減速器。放油孔平時用油塞和封油圈封死。油塞用細牙螺紋，材料為235鋼。封油圈可用工業(yè)用革、石棉橡膠紙或耐油橡膠制成。4)吊鉤、吊耳和吊環(huán)螺釘 為了便于搬運減速器，常在箱體上鑄出吊鉤、吊耳或在箱蓋上安裝吊環(huán)螺釘。起調整個減速器時，一般應使用箱體上的吊鉤。對重量不大的中小型減速器，如箱蓋上的吊鉤、吊耳和吊環(huán)螺釘?shù)某叽绺鶕p速器總重決定，才允許用來起調整個減速器，否則只用來起吊箱蓋。5)定位銷 為了加工

31、時精確地鏜制減速器的軸承座孔，安裝時保證箱蓋與箱體的相互位置，再分箱面凸緣兩端裝置兩個圓錐銷，以便定位。圓錐銷的位置不應該對稱并盡量遠離。直徑可大致取凸緣連接螺栓直徑的一半，長度應大于凸緣的總厚度，使銷釘兩端略伸凸緣以利裝拆。第三章 裝配圖設計（一）裝配圖的作用作用：裝配圖表明減速器各零件的結構及其裝配關系，表明減速器整體結構，所有零件的形狀和尺寸，相關零件間的聯(lián)接性質及減速器的工作原理，是減速器裝配、調試、維護等的技術依據，表明減速器各零件的裝配和拆卸的可能性、次序及減速器的調整和使用方法。（二）、減速器裝配圖的繪制1、裝備圖的總體規(guī)劃：（1）視圖布局： 選擇3個基本視圖，結合必要的剖視、剖

32、面和局部視圖加以補充。 選擇俯視圖作為基本視圖，主視和左視圖表達減速器外形，將減速器的工作原理和主要裝配關系集中反映在一個基本視圖上。布置視圖時應注意：A整個圖面應勻稱美觀，并在右下方預留減速器技術特性表、技術要求、標題欄和零件明細表的位置。B各視圖之間應留適當?shù)某叽鐦俗⒑土慵蛱枠俗⒌奈恢谩＃?） 尺寸的標注： 特性尺寸：用于表明減速器的性能、規(guī)格和特征。如傳動零件的中心距及其極限偏差等。 配合尺寸：減速器中有配合要求的零件應標注配合尺寸。如：軸承與軸、軸承外圈與機座、軸與齒輪的配合、聯(lián)軸器與軸等應標注公稱尺寸、配合性質及精度等級。 外形尺寸：減速器的最大長、寬、高外形尺寸表明裝配圖中整體所

33、占空間。 安裝尺寸：減速器箱體底面的長與寬、地腳螺栓的位置、間距及其通孔直徑、外伸軸端的直徑、配合長度及中心高等。（3） 標題欄、序號和明細表： 說明機器或部件的名稱、數(shù)量、比例、材料、標準規(guī)格、標準代號、圖號以及設計者姓名等內容。 裝備圖中每個零件都應編寫序號，并在標題欄的上方用明細表來說明。（4）技術特性表和技術要求： 技術特性表說明減速器的主要性能參數(shù)、精度等級、表，布置在裝配圖右下方空白處。 技術要求包括減速器裝配前、滾動軸承游隙、傳動接觸斑點、嚙合側隙、箱體與箱蓋接合、減速器的潤滑、試驗、包裝運輸要求。2、繪制過程：（1） 畫三視圖： 繪制裝配圖時注意問題： A. 先畫中心線，然后由

34、中心向外依次畫出軸、傳動零件、軸承、箱體及其附件。B先畫輪廓，后畫細節(jié)。C3個視圖中以俯視圖作基本視圖為主。D剖視圖的剖面線間距應與零件的大小相協(xié)調，相鄰零件剖面線盡可能取不同。E對零件剖面寬度的剖視圖，剖面允許涂黑表示。F同一零件在各視圖上的剖面線方向和間距要一致。 軸系的固定：A軸向固定：滾動軸承采用軸肩和悶蓋或透蓋，軸套作軸向固定；齒輪同樣。B周向固定：滾動軸承采用內圈與軸的過渡配合，齒輪與軸除采用過盈配合還采用圓頭普通平鍵。（2） 潤滑與密封1潤滑方式的選擇 因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑?？紤]到高速級大齒輪可能浸不到油，

35、所以在大齒輪下安裝一小油輪進行潤滑。軸承利用大齒輪的轉動把油濺到箱壁的油槽里輸送到軸承機型潤滑。2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械設計手冊可選用工業(yè)齒輪油N200（SH0357-92）。3、完成裝配圖：（1） 標注尺寸：標注尺寸反映其的特性、配合、外形、安裝尺寸。（2） 零件編號（序號）：由重要零件，按順時針方向依次編號，并對齊。（3） 技術要求：（4） 審圖（5） 加深第四章 零件圖設計(一) 零件圖的作用：1. 反映設計者的意圖，是設計、生產部門組織設計、生產的重要技術文件。2. 表達機器或部件運載

36、零件的要求，是制造和檢驗零件的依據。(二) 零件圖的內容及繪制：1. 選擇和布置視圖：（1） 軸：采用主視圖和剖視圖。主視圖按軸線水平布置，再在鍵槽處的剖面視圖。（2） 齒輪：采用主視圖和側視圖。主視圖按軸線水平布置（全剖），反映基本形狀；側視圖反映輪廓、輻板、鍵槽等。2. 合理標注尺寸及偏差：（1）軸：徑向尺寸以軸線為基準標注，有配合處徑向尺寸應標尺寸偏差；軸向尺寸以軸孔配合端面及軸端面為基準，反映加工要求，不允許出現(xiàn)封閉尺寸鏈。（2）齒輪：徑向尺寸以軸線為基準，軸孔、齒頂圓應標相應的尺寸偏差；軸向尺寸以端面為基準，鍵槽尺寸應相應標出尺寸偏差。3. 軸的加工工序：工序 (a)： 車兩端面 工

37、序（b）： 精車工序（c）： 掉頭 工序（d）: 精車工序（e）: 銑與齒輪配合的鍵槽 工序（f）: 銑與聯(lián)軸器配合的鍵槽4. 合理標注形狀和位置公差：（1）軸：取公差等級為6級，形位公差推薦標注項目有圓柱度、圓跳動度、對稱度。（2）齒輪：取公差等級為8級，推薦標注項目有圓柱度、圓跳動度、對稱度。5. 合理標注表面粗糙度：（1） 軸：軸加工表面粗糙度Ra薦用值。 與傳動件及聯(lián)軸器等輪轂相配合的表面取1.6。 與滾動軸承相配合的表面，軸承內徑d80mm取0。8. 與傳動件及聯(lián)軸器相配合的軸肩端面取3.2。 平鍵鍵槽工作面取3.2，非工作面取6.3。 與滾動軸承相配合的軸肩端面，d80mm的取1.

38、6。（2） 齒輪：齒輪表面粗糙度Ra薦用值。 齒輪工作面、齒頂圓、與軸肩配合的端面取3.2。 軸孔取1.6。 平鍵鍵槽取3.2（工作面）；6.3（非工作面）6. 技術要求：（1）軸：調質處理217255HBS（2）齒輪：調質處理170210HBS第五章 個人小結 在這十幾天的課程設計中通過設計兩級圓柱齒輪減速器，覺得自己受益非淺。機械設計課程設計是機械設計課程的一個重要環(huán)節(jié)，它可以讓我們進一步鞏固和加深學生所學的理論知識，通過設計把機械設計及其他有關先修課程（如機械制圖、工程力學、機械設計基礎等）中所獲得的理論知識在設計實踐中加以綜合運用，使理論知識和生產實踐密切的結合起來。而且，本次設計是我

39、們學生首次進行完整綜合的機械設計，它讓我樹立了正確的設計思想，培養(yǎng)了我對機械工程設計的獨立工作能力；讓我具有了初步的機構選型與組合和確定傳動方案的能力；為我今后的設計工作打了良好的基礎。通過本次課程設計，還提高了我的計算和制圖能力；我能夠比較熟悉地運用有關參考資料、計算圖表、手冊、圖集、規(guī)范；熟悉有關的國家標準和行業(yè)標準（如GB、JB等）；熟練掌握AUTO CAD繪圖，獲得了一個工程技術人員在機械設計方面所必須具備的基本技能訓練。當一份比較象樣的課程設計完成的時候，我的內心無法用文字來表達。幾天以來日日夜夜的計算與繪圖和在電腦前編輯排版說明書，讓我感覺做一個大學生原來也可以這么辛苦。但是，所有的這一切，都是值得的，她讓我感覺大學是如此的充實。在次，我還要感謝老師對我這次課程設計指導付出的苦心與汗水，也向對我們組本次課程設計，作出過幫忙與關心的同學表示感謝，謝謝你們，沒有你們，我們無法完成本次設計。第六章 參考文獻1楊明忠，朱家誠主編。機械設計。武漢理工大學出版社，20012吳宗澤，羅圣國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，20063龔桂義主編.機械設計課程設計指導書.北京:高等教育出版社,19904龔桂義主編.機械設計課程設計圖冊.北京:高等教育出版社,19895濮良貴 紀名剛 主編 機械設計課程第八版 高等教育出版社2007年第 39 頁 共 39 頁