机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器(17-A)

齐齐哈尔大学普通高等教育 机械设计课程设计 目题号： 两级展开式圆柱齿轮减速器（17-A） 学 院： 机电工程学院 专业班级： 机电123 学生姓名： 王聪 指导教师： 张红霞 成 绩： 2014 年 12 月 23 日 目 录 机械设计基础课程设计任务书………………….1 一、绪论…………………………………………3 二、传动的拟定及说明…………………….4 三、电动机的选择……………………………….4 四、计算传动装置的运动和动力参数………….6 五、传动零件的设计……………………………..7 六、轴的设计计算……………………………….24 七、轴承的选用及寿命校核…………………….33 八、键的选用及寿命校核……………………….37 九、箱体及附件的设计………………….……….38 十、润滑油的选择与计算…..........………………41 十一、附件的设计与选择……………………….42 参考资料目录 齐齐哈尔大学 机械电子工程专业 机械设计课程设计任务书 学生姓名：王聪 班级：机电123 学号：2012113060 一 设计题目：单级圆柱齿轮减速器（13-A） 给定数据及要求 1-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-鼓轮 6-传送带 已知条件：鼓轮直径300mm，传送带运行速度0.63m/s，传送带主动轴所需转矩700N.m；两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限8年； 两班制；小批量生产。 二 应完成的工作 1. 减速器装配图1张（A0或A1图纸）； 2. 零件工作图2张（从动轴、齿轮等）； 3. 设计说明书1份。 指导教师： 发题日期2014年12 月 8日 机械设计课程设计成绩评阅 题　目 评分项目 分值 评价标准 评价等级 得分 A级（系数1.0） C级（系数为0.6） 选题合理性 题目新颖性 10 课题符合本专业的培养要求，新颖、有创新 基本符合，新颖性一般 内容和方案技术先进性 10 设计内容符合本学科理论与实践发展趋势，科学性强。方案确定合理，技术方法正确 有一定的科学性。方案及技术一般 文字与 图纸质量 20 设计说明书结构完整，层次清楚，语言流畅。 设计图纸质量高，错误较少。 设计说明书结构一般，层次较清楚，无重大语法错误。 图纸质量一般，有较多错误 独立工作 及创造性 20 完全独立工作，有一定创造性 独立工作及创造性一般 工作态度 20 遵守纪律，工作认真，勤奋好学。 工作态度一般。 答辩情况 20 介绍、发言准确、清晰，回答问题正确， 介绍、发言情况一般，回答问题有较多错误。 评价总分 总体评价 一、绪论 1. 选题的意义及目的 减速器在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，减速机是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。按照传动级数不同可分为单级和多级减速机；按照齿厂轮形状可分为圆柱齿轮减速机、圆锥齿轮减速机和圆锥－圆柱齿引轮减速机；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同进轴式减速机。减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动、齿轮-蜗杆传动所组成的独立部件，常用作原动件与工作机之间的减速传动装置 。在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。 2. 本课题在国内外的发展状况 减速机是国民经济诸多领域的机械传动装置，行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机，也包括了各种专用传动装置，如增速装置、调速装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等。产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。 我国减速机行业发展历史已有近40年，在国民经济及国防工业的各个领域，减速机产品都有着广泛的应用。食品轻工、电力机械、建筑机械、冶金机械、水泥机械、环保机械、电子电器、筑路机械、水利机械、化工机械、矿山机械、输送机械、建材机械、橡胶机械、石油机械等行业领域对减速机产品都有旺盛的需求。 潜力巨大的市场催生了激烈的行业竞争，在残酷的市场争夺中，减速机行业企业必须加快淘汰落后产能，大力发展高效节能产品，充分利用国家节能产品惠民工程政策机遇，加大产品更新力度，调整产品结构，关注国家产业政策，以应对复杂多变的经济环境，保持良好发展势头。 二.传动方案的和拟定 两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。 1-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-鼓轮 6-传送带 三.电动机的选择。 1选择电动机的类型 根据工作要求和工作条件选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机。 2选择电动机的容量 工作机有效频率为 Pw=Fv/1000=4667×0.63/1000KW=2.94KW 由表取，v带传动效率η带=0.96，一对轴承效率η轴承=0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率η齿轮=0.97，联轴器效率η联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为 η总=η带η轴承4η齿轮2η联=0.96×0.994×0.972×0.99=0.859 PO=PW/η总=2.94/0.859Kw=3.42Kw 根据表，选取电动机的额定功率为Pm=4kw 3确定电动机的转速 输送带带轮的工作转速为 nw=1000×60×0.63v/π×300r/min=40.13r/min 所以电动机转速可选范围 no=nwi =40.13×（16～160）r/min=642.1～6421r/min 符合这一要求的电动机同步转速1000 r/min，1500r/min，3000r/min考虑3000r/min的电动机的转速太高，而1000r/min的电动机的体积大且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1440r/min，其满载转速为1440r/min,其型号为Y112M-4 确定传动装置的总传动比和分配传动比 1确定总传动比 i i总=nm/nw=1440/40.13=35.88 2分配各级传动比 根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5 i总=io×i=2.5×14.35=35.88 高速级传动比为 i1=√1.4）i=√1.4×14.35≈4.4 取i1=4.4 低速级传动比为 i2=i总/i1=35.88/4.4=3.26 取i2=3.26 四、计算传动装置的运动和动力参数 1各轴转速 no=nm=1440r/min n1=n0/i带=1440/2.5r/min=576r/min n2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9r/min n3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40.15r/min nw=n3=40.15r/min 2各轴输入功率 P1=POη1=3.42×0.96kw=3.28kw P2= P1η2η3= =3.28×0.99×0.97kw=3.15kw P3= P2η2η3= =3.15×0.99×0.97kw=3.02kw PW= P3η2η1= =3.02×0.99×0.99kw=2.96kw 3各轴输入转矩 T0=9550×(PO/n0)=9550×(3.42/1440)N·m=22.68 N·m T1=9550×(P1/n1)= 9550×(3.28/576)N·m=54.38 N·m T2=9550×(P2/n2)= 9550×(3.15/130.9)N·m=229.81 N·m T3=9550×(P3/n3)= 9550×(3.02/40.15)N·m=718.33 N·m TW=9550×(PW/nW)= 9550×(2.96/40.15)N·m=704.06 N·m 五.传动零件的设计 1减速器外传动零件设计 确定设计功率 由表8-8，查得工作情况系数KA=1.2，则 Pd=KA×P0 Pd=1.2×3.42kw=4.1kw 选择带型 n0=1440r/min, Pd=4.1kw, 由图8-11选择A型带 确定带轮的基准直径和验算的速度 根据表选小带轮直径为dd1=100mm, V带=πdd1n0/60×1000m/s=7.54m/s120o 计算的带根数z 由dd1和n1查表8-4查取单根V带所能传递的功率 P0=1.3 kw, 由n1，i和A带查表8-5功率增量 P0=0.134 kw 由表8-2查得Ka=0.935，由表8-8查得KL=0.93， Pr=（Po+ Po）KaKL=（1.3+0.134）×0.935×0.93=1.257 Z=Pca/Pr=4.1/1.257=3.262 则带的根数取四根 计算初拉力 由表8-3查得v带质量q=0.1kg/m,则初拉力为 F0=qvd 2+500pca（2.5-Ka）/Kazu =500×4.1/4×7.54(2.5-0.935/0.935)N+0.1×7.542N=119.45N 计算作用在轴上的压力 Fp=2z F0sina/2=2×4×119.45N×sin154.88o/2=932.72N 带轮结构设计 （1）小带轮结构采用腹板式，查得电动机轴径D0=28，查得 e=15±0.3mm,f=10＋2－1mm 轮毂宽:L带轮=（1.5～2）D0=（1.5～2）×28mm=42～56mm 其最终宽度结合安装带轮的轴段确定 轮毂宽:B带轮=（z－1）e＋2f=(4－1)×15mm＋2×10mm=65mm （2）大带轮结构 采用孔板式结构，轮毂宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。 减速器内传动零件设计 选择材料、热处理和公差等级（高速级斜齿圆柱齿轮的设计） 考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表10-1得齿面硬度HBW1=217～255HBW，HBW2=162～217HBW.平均硬度HBW1-=236HBW，HBW2-=190HBW. HBW1- －HBW2-=46 HBW，在30～50 HBW之间。选用8级精度，初选Z1=23，则Z2=uZ1=4.4×23=101.2,取Z2=101初选螺旋角β=12o 压力角取20°. 按齿面接触疲劳强度设计（高速级斜齿圆柱齿轮的设计） 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

小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载

为（小轮分度圆直径） dlt≧〔2KhtT1/φd×(u＋1)/u×(ZEZHZε/[δ]H) 〕1/3 1因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kht=1.1～1.8, 初选Kht=1.4 2由图10-20，查得节点区域系数ZH=2.46 3由式（10-21）计算解除疲劳强度用重合度系数ZE EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT =30.260 =23.163° =0.775 4由式（10-23）可得螺旋角系数 = =0.978 试算小齿轮分度圆直径 d1t≧〔2KT1/φd×(u＋1)/u×(ZEZHZεZβ/[σ]H)〕1/3 〔2×1.4×54380/1.1×(4.4＋1)/4.4×(189.8×2.46×0.775×0.99/445)〕1/3mm=47.93mm 调整小齿轮分度圆直径 1圆周速度为 V=πd1tn1/60×1000=π×47.93×576/60×1000m/s=1.45m/s, 齿宽 b=Фdd1=1.1×47.93mm=47.93mm 2计算载荷系数Kh 由表10-2查得使用系数KA=1.0， 因v=1.44m/s,和8级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1.13, 齿轮的圆周力 Ftl=2T1/dlt=2×54380/47.93=2269.14N KaFtl/b=1×2269.14/65.29=34.75N/mm<100N/mm 由表10-3查得齿间载荷分配系数Kα=1.2 由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分配系数Kβ=1.11，，则载荷系数为 KH=KAKVKβKα=1.0×1.13×1.11×1.2=1.505 由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1=d1t（K/Kt）1/3≧47.93×（1.505/1.4）1/3mm=49.1mm 及相应的齿轮模数 mn= d1cosβ/Z1=49.1mm×cos12o/23=2.09mm 按表8-23，取mn=2.5mm 按齿根弯曲疲劳强度设计 由式（10-7）试算模数，即 确定公式中的参数值 1试选用Kft=1.3 2由式（10-18）计算弯曲疲劳强度用重合度系数 3由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 4计算 由当量齿数为 ZV1=Z1/(cosβ)3=23/(cos12o)3=24.6 ZV2=Z2/(cosβ)3=101/(cos12o)3=107.9 得齿形系数YF1=2.61，YF2=2.22， 由图10-18查得YS1=1.59，YS2=1.81 取 =0.030 试算齿轮模数 =2.093 调整齿轮模数 d1= mnZ1/cosβ=2.5×23/ cos12°mm=58.785mm V=πd1tn1/60×1000=π×58.785×576/60×1000m/s=1.77m/s 齿宽 b=Фdd1=1.1×59.355mm=65.29mm 齿高h及宽高比 h=(2ha*＋c*)mn=(2＋0.25)×2.5mm=5.625mm 计算实际载荷系数Kf 1根据v=1.44m/s,由图10-8查得动载荷系数KV=1.13 2根据 ， 查得齿间载荷分配系数Kα=1.2 3查表查得 ，结合b/h查得齿向载荷分配系数Kβ=1.11 则载荷系数为 K=KAKVKβKα=1.0×1.07×1.11×1.2=1.43 由式（10-13）可按实际再和系数算得的齿轮模数 m1=m1t（K/Kt）1/3=2.5×（1.505/1.4）1/3mm=2.56mm 堆积计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从变标准取近值mn=2.5mm，为了同时满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=59.355mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cos /mn=48.53mm×cos12o/2.5≈23 几何尺寸计算 1中心距为 a1= mn(Z1＋Z2)/2cosβ=2.5×(23＋101)mm/(2×cos12o)=158.46mm 考虑到模数从2.56减小圆整到2.5mm，为此中心距取160mm 2则螺旋角为 β=arccos mn(Z1＋Z2)/2a1= arcos2.5×[(23＋101)mm/(2×160)]=14.362o 3计算小，大齿轮的分度圆直径 d1= mnZ1/cosβ=2.5×23/ cos14.362omm=59.355mm d2= mnZ2/cosβ=2.5×101/ cos14.362omm=260.545mm 4齿宽 b=Фdd1=1.1×59.355mm=65.29mm 取b2=66mmb1=b＋(5～10)mm,取b1=75mm 圆整中心距后的强度校核 齿轮福德中心距在圆整之后，一些参数均发生了变化，应重新校核齿轮强度以明确齿轮的工作能力。 1齿面接触疲劳强度校核 按之前类似做法，先计算10-22的参数T1=54380N/mm，Фd=1，d1=59.355mm， 等带入式子 满足齿面接触疲劳强度计算条件 2齿根弯曲疲劳强度校核 按之前类似做法，先计算10-17中的参数带入 齿根弯曲疲劳强度满足需求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于齿轮 主要设计理论 螺旋角 =14.362o 齿数 z1=23 z2=101 中心距 a=160mm 齿宽 b1=75mm b2=66mm 端面模数 mt=mn/cosβ=2.5/cos14.362omm=2.58065mm 齿顶高 ha= ha*mn=1×2.5mm=2.5mm 齿根高 hf= (ha*＋c*)mn=(1＋0.25)×2.5mm=3.125mm 全齿高 h= ha＋ hf=2.5mm＋3.125mm=5.625mm 顶隙 c=c8mn=0.25×2.5mm=0.625mm 齿顶圆直径为 da1=d1＋2ha=59.355mm＋2×2.5mm=61.355mm da2=d2＋2ha=260.645mm＋2×2.5mm=265.645mm 齿根圆直径为 df1=d1－2hf=59.355mm－2×3.125mm=53.105mm df2=d2－2hf=260.645mm－2×3.125mm=254.395m 减速器内传动零件设计 选择材料、热处理和公差等级（低速级斜齿圆柱齿轮的设计） 考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表10-1得齿面硬度HBW1=217～255HBW，HBW2=162～217HBW.平均硬度HBW1-=236，HBW2-=190. HBW1- －HBW2-=46 HBW，在30～50 HBW之间。选用8级精度，)初选Z3=25，则Z4=uZ3=3.26×25=81.5,取Z4=82初选螺旋角β=11o 压力角取20°. 按齿面接触疲劳强度设计（低速级斜齿圆柱齿轮的设计） 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（小轮分度圆直径） dlt≧〔2KhtT1/φd×(u＋1)/u×(ZEZHZε/[δ]H) 〕1/3 1因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kht=1.1～1.8, 初选Kht=1.4 2由图10-20，查得节点区域系数ZH=2.465 3由式（10-21）计算解除疲劳强度用重合度系数ZE EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT =30.103 =23.018° =0.775 4由式（10-23）可得螺旋角系数 = =0.991 试算小齿轮分度圆直径 d1t≧〔2KT1/φd×(u＋1)/u×(ZEZHZεZβ/[σ]H)〕1/3 〔2×1.4×229810/1.1×(3.26＋1)/3.26×(189.8×2.46×0.77×0.991/468)〕1/3mm=76.615mm 调整小齿轮分度圆直径 1圆周速度为 v=πd3tn2/60×1000=π×76.615×130.9/(60×1000)m/s=0.52m/s 齿宽 b=Фdd1=1.1×76.615mm=76.615mm 2计算载荷系数Kh 由表10-2查得使用系数KA=1.0， 因v=0.52m/s,和8级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1.07, 齿轮的圆周力 Ftl=2T1/dlt=2×229810/76.615≈6000N KaFtl/b=1×6000/76.615=78.31N/mm<100N/mm 由表10-3查得齿间载荷分配系数Kα=1.2 由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分配系数Kβ=1.11，，则载荷系数为 KH=KAKVKβKα=1.0×1.07×1.11×1.2=1.43 由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d=d1t（Kh/Kt）1/3≧76.615×（1.43/1.4）1/3mm=76.77mm 及相应的齿轮模数 mn= d3cosβ/Z3=76.615mm×cos11o/25=3.01mm 取mn=3.5mm 按齿根弯曲疲劳强度设计 由式（10-7）试算模数，即 确定公式中的参数值 1试选用Kft=1.3 2由式（10-18）计算弯曲疲劳强度用重合度系数 3由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 4计算 由当量齿数为 ZV3=Z3/(cosβ)3=25/(cos9.76o)3=26.1 ZV4=Z4/(cosβ)3=82/(cos9.76o)3=85.7 得齿形系数YF1=2.6，YF2=2.25， 由图10-18查得YS1=1.59，YS2=1.79 取 =0.030 试算齿轮模数 =3.03 调整齿轮模数 d3= mnZ3/cosβ=3.5×25/ cos11omm=76.77mm V=πd3tn2/（60×1000）=π×76.77×130.9/（60×1000）m/s=0.53m/s 齿宽 b=Фdd1=1.1×76.77mm=88.785mm 齿高h及宽高比 h=(2ha*＋c*)mn=(2＋0.25)×3.5mm=7.875mm 计算实际载荷系数Kf 1根据v=0.53m/s,由图10-8查得动载荷系数KV=1.13 2根据 ， 查得齿间载荷分配系数Kα=1.2 3查表查得 ，结合b/h查得齿向载荷分配系数Kβ=1.12 则载荷系数为 K=KAKVKβKα=1.0×1.13×1.12×1.2=1.518 由式（10-13）可按实际再和系数算得的齿轮模数 m1=m1t（K/Kt）1/3=3.5×（1.518/1.4）1/3mm=3.684mm 堆积计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从变标准取近值mn=3.5mm，为了同时满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=76.77mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cos /mn=76.77mm×cos11o/3.5≈25 几何尺寸计算 1中心距为 a= mn(Z3＋Z4)/2cosβ=3.5×(25＋82)mm/(2×cos11o)=190.75mm 考虑到模数从3.58减小圆整到3.5mm，为此中心距取190mm 2则螺旋角为 β=arccos mn(Z3＋Z4)/2a2= arcos3.5×[(25＋82)mm/(2×190)]=9.76o计算小，大齿轮的分度圆直径 d3= mnZ3/cosβ=3.5×25/ cos9.76omm=88.785mm d4= mnZ4/cosβ=3.5×82/ cos9.76omm=291.215mm 4齿宽 b=Фdd3=1.1×88.785mm=97.66mm，取b4=98mm b3=b＋(5～10)mm,取b3=105mm 圆整中心距后的强度校核 齿轮福德中心距在圆整之后，一些参数均发生了变化，应重新校核齿轮强度以明确齿轮的工作能力。 1齿面接触疲劳强度校核 按之前类似做法，先计算10-22的参数T1=229810N/mm，Фd=1.1，d3=88.785mm， 等带入式子 满足齿面接触疲劳强度计算条件 2齿根弯曲疲劳强度校核 按之前类似做法，先计算10-17中的参数带入 齿根弯曲疲劳强度满足需求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于齿轮 端面模数 mt=mn/cosβ=3.5/cos9.76omm=3.55140mm 齿顶高 ha= ha*mn=1×3.5mm=3.5mm 齿根高 hf= (ha*＋c*)mn=(1＋0.25)×3.5mm=4.375mm 全齿高 h= ha＋ hf=3.5mm＋4.375mm=7.875mm 顶隙 c=c8mn=0.25×3.5mm=0.875mm 齿顶圆直径为 da3=d3＋2ha=88.785mm＋2×3.5mm=95.785mm da4=d4＋2ha=291.215mm＋2×3.5mm=298.215mm 齿根圆直径为 df3=d3－2hf=88.785mm－2×4.375mm=80.035mm df4=d4－2hf=291.215mm－2×4.375mm=282.465mm 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算 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=54380N·mm,转速n1=576r/min,高速级齿轮的螺旋角β=14.362o,小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d1=59.355mm 2齿轮1的作用力 圆周力为 Ft1=2T1/d1=2×54380/59.355N=1832.4N 其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为 Fr1=Ft1tanan/cosβ=1832.4×tan20o/cos14.362oN=688.4N 其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心 轴向力为 Fa1= Ft1tanβ=1832.4×tan14.362oN=469.2N 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方向 法向力为 Fn1=Ft1/cosancosβ=1832.4/(cos20o×cos14.362o)N= 2012.9N 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 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=229810N·mm,转速n2=130.9r/min,低速级齿轮的螺旋角β=9.76o。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=88.785mm 2齿轮3的作用力 圆周力为 Ft3=2T2/d3=2×229810/88.785N=5176.8N 其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为 Fr3=Ft3tanan/cosβ=5176.8×tan20o/cos9.76oN=1911。9N 其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心 轴向力为 Fa3= Ft3tanβ=5176.8×tan9.76oN=890.5N 其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮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方向 法向力为 Fn3=Ft3/cosancosβ=5176.8/(cos20o×cos9.76o)N=5589.9N 3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 六、轴的设计计算 低速轴的设计计算 1、求输出轴上的功率P、转速n和转矩T P=3.02KW,n=40.15r/min T=718.33 N·m 2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半d=291.215mm Ft= Fr= Fa=Ft 圆周力 、径向力 及轴向力 的方向如图4-8b所示 　3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第九版）》表15-3，取较小值Ao=106,则得 dmin=Ao(P3/n3)1/3=106×(3.02/40.15) 1/3mm=44.75mm ，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径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TC=KAT3，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取KA=1.5，则 TC=KAT3=1.5×718330N·mm=1077495 N·mm 查《机械设计（机械设计基础）课程设计》表17-4，HL4型弹性柱销联轴器符合要求，其公称转矩为1250N·m，联轴器的孔径为d=48mm，、联轴器长度L=112，联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 1、 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案（见图4-4） 1为了满足联轴器的轴向定位，1轴段右端需制出一轴肩，故取2段的 直径d2=55，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D=60mm联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故1段的长度应比 略短些，现取 。 2初步轴承。 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，参照工作要求并根据d2=55mm，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，6段轴承为7212C，3段为7211c其尺寸为d=60mm,外径D=110mm,宽度B=22mm，d3=d7=60mm，而L7=49.5mm。左端轴承采用轴肩进行轴向定位 3取安装齿轮处的轴段d5=77.57mm，齿轮的右端与右端之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为80mm，故取L4=81.5mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 ，故取 ，则轴环处的直径为d5=77.57mm。轴环宽度 。L5=10mm 4轴承端盖的总宽度为50.6mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与联轴器右端面间的距离L=13.5mm，故取 L2=74.1mm 5箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取L3=37mm L6=96mm- （3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按d5由《机械设计（第九版）》表6-1查得平键b×h=18mm×11mm截面键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，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 ；由《机械设计（第九版）》表6-1查得平键截面同样，b×h=14mm×9mm，联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为 ，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 5、 求轴上的载荷 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F R1H=728.1N R1V=3503.2N R2H=1183.8N R2V=1673.6N 弯矩M MaH=53.95N·m MbH=18.36N·m MaV=26.51N·m 总弯矩 M1=√5395.22＋(-259587.1)2N·mm=26.51N·m M2=√183607.42＋(-259587.1)2N·mm=31.79N·m 扭矩T T1=71.83 N·m 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第九版）》表15-1查得 ，故安全。 7、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 b-b剖面7右侧受应力最大 （2）b-b剖面右侧 抗弯截面系数 W=πd35/32-bt(d5-t)/2d5=π×623/32mm3-18×7×(62-7)2/(2×62) mm3=20312mm3 抗扭截面系数 WT=πd35/16- bt(d5-t)/2d5=π×623/16mm3-18×7×(62-7)2/(2×62) mm3=43698 mm3 b-b剖面右侧弯矩M为 b-b剖面上的扭矩为 截面上的弯曲应力 σb=M’a/W=317957.8/20312MPa=15.7MPa 截面上的扭转切应力 τ=T3/WT=718330/43698MPa=16.4MPa 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得σB=650MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按《机械设计（第九版）》附表3-2查取。因 ， ，经插值后查得 又由《机械设计（第八版）》附图3-2可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为 由《机械设计（第九版）》附图3-2的尺寸系数 ，扭转尺寸系数 。 轴按磨削加工，由《机械设计（第就版）》附图3-4得表面质 轴未经表面强化处理，即 ，则综合系数为 又取碳钢的特性系数 计算安全系数 值 故可知安全。 高速轴的设计计算 1、求输出轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 P1=3.28KW,n1=576r/min T1=54.38 N·m 2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半径d1=59.355mm Ft= Fr= Fa=Ft 圆周力 、径向力 及轴向力 的方向如图4-5所示 　3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第九版）》表15-3，取较小值Ao=120,则得 dmin=Ao(P1/n1)1/3=120×(3.28/576)1/3mm=21.43mm 2、 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案（见图4-4） 1）2段的 直径d2=35，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D=35mm 联轴器与轴配合的毂孔长度L=50mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故1段的长度应比 略短些，现取 。 2） 初步轴承。 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，参照工作要求并根据d2=35mm，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表15-7轴承内径d=40mm,外径D=80mm,宽度B=18mm，内圈定位轴肩直径da=47mm,外圈定位直径Da=73mm,，其尺寸为，d3=35mm d7=40mm，而l3=33mm左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计（机械设计基础）课程》 3）表15-7查得轴承的内圈定位轴肩直径da=47mm,外圈定位直径Da=73mm,，因此取d4=48mm；轴设计成齿轮轴，已知齿轮轮毂的宽度为82mm，故取L6=。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 ，故取 ，则轴环处的直径为d5=53.1。轴环宽度 ，取L6=7mm。 4）轴承端盖的总宽度为46.5mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与联轴器右端面间的距离L=28mm，故取 L2=75.5mm 5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取L4=118mm，L7=33mm。 （3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按d6由《机械设计（第九版）》表6-1查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为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 ；同样，联轴器与轴的连接，选用平键 ，半联轴器与轴的配合为 ，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 6、 求轴上的载荷 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F R1H=1225.8N R1V=477.8N R2H=-941.5N R2V=1354.6N 弯矩M MaH=-70.88N·m MbH=m=-10.95N·m MaV=81.94N·m 总弯矩 M1=√(-56961.4)2＋(-81942.7)2N·mm=99.79N·m M2==√109592.32＋02N·mm=10.95N·m 扭矩T T1=54.380N·m 中间轴的设计计算 已知条件 中间轴传递的功率P2=3.15KW,转速n2=130.9r/min,齿轮分度圆直径d2=260.645mm,d3=88.785mm,齿轮宽度b2=66mm,b3=105mm 选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用的材料45钢，调质处理 初算轴径 查表得c=106～135,考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值c=110,则 dmin=c(P2/n2)1/3=110×(3.15/130.9)1/3mm=31.76mm 结构设计 轴的结构构想如下图4-1 （1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式，然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin开始设计 （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，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7207C,经过验算，轴承7207C的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取7210C进行设计计算，由表11-9得轴承内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm，定位轴肩直径da=57mm,外径定位直径Da=83mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=19.4mm,故d1=50mm,通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d5=50mm轴段②和轴段④的设计 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，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm （3）齿轮2轮毂宽度范围为（1.2～1.5）d2=62.4～78mm,取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=66mm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=105mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴端②和轴端④的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故 L2=102mm，L4=64mm (4)轴端③ 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07～0.1）d2=3.64～5.2mm,取其高度为h=5mm,故d3=62mm 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Δ1=10mm,齿轮2与齿轮3的距离初定为Δ3=10mm,则箱体内壁之间的距离为 BX=2Δ1＋Δ3＋b3＋(b1＋b2)/2=[(2×10＋10＋105＋(75＋66)/2)]mm=205.5mm, 取Δ3=10.5mm,则箱体内壁距离为BX=206mm.齿轮2的右端面与箱体内壁的距离 Δ2=Δ1＋（b1－b2）/2=[10＋(75－66)/2]mm=14.5mm, 则轴段③的长度为L3=Δ3=10.5mm (5)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渐入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为Δ=12mm,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＋Δ＋Δ1＋3mm=(20＋12＋10＋3)mm=45mm 轴段⑤的长度为 L5=B＋Δ＋Δ2＋2mm=(20＋12＋14.5＋2)mm=48.5mm （6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=19.4mm,则由图4-1可得轴的支点及受力点距离为 l1=L1＋b3/2－a3－3mm=(45＋105/2－19.4－3)mm=75.1mm l2=L3＋(b2＋b3)/2=[10.5＋(66＋105)/2]=96mm l3=L5＋b2/2－a3－3mm=(48.5＋66/2－19.4－2)mm=60.1mm 七.轴承的选用及寿命校核 高速轴轴承选用 轴承为7208C,经过验算，由表11-9得轴承内径d=40mm,外径D=80mm,宽度B=18mm，内圈定位轴肩直径da=47mm,外圈定位直径Da=73mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=17mm,故轴段的直径d3=40mm。 通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d7=40mm,L7=B＋B1=18＋15=33mm 高速轴轴承寿命校核 （1）计算轴承的轴向力 由表11-9查7208C轴承得C=36800N,Co=25800N.由表9-10查得7208C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=0.4×1315.7N=526.3N S2=0.4R2=0.4×1649.6N=659.8N 外部轴向力A=469.2N,各轴向力方向如图4-6所示 S2＋A=659.8N＋469.2N=1129.0N﹤S1 则两轴承的轴向力分别为 Fa1=S2＋A =1129.0N Fa2=S2=659.8N （2）计算当量动载荷 由Fa1/ Co=1129.0/25800=0.044，查表得11-9得e=0.42,因Fa1/ R1=1129.0/1315.7=0.86﹥e,故X=0.44，Y=1.35，则轴承1的当量动载荷为 P1=XR1＋YFa1=0.44×1315.7N＋1.35×1129.0N=2103.1N 由Fa2/ Co=659.8/25800=0.026，查表得11-9得e=0.40,因Fa2/ R2=659.8/1649.6=0.40=e,故X=1，Y=0，则轴承2的当量动载荷为 P2=XR2＋YFa2=1×1649.6N＋0×659.8N=1649.6N (3)校核轴承寿命 因P1﹥P2，故只需校核轴承1的寿命，P=P1.轴承.在1000C以下工作，查表得fT=1.得载荷系数fP=1.5 轴承1的寿命为 Lh=[106/(60n1)][ fTC/(fPP)]3=[106/(60×576)][1×36800/(1.5×2103.1)]3h=45931h Lh﹥L‘h,故轴承寿命足够 中间轴轴承选用 7210C进行设计计算，由表11-9得轴承内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm，定位轴肩直径da=57mm,外径定位直径Da=83mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=19.4mm,故d1=50mm,通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d5=50mm 中间轴轴承寿命校核 （1）计算轴承的轴向力 由表11-9查7210C=42800N,CO=32000N.由表9-10查得7210C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=0.4×4262.4N=1705.0N S2=0.4R2=0.4×3054.8N=1221.9N 外部轴向力A=Fa3－Fa2=890.5N－469.2N=421.3N,各轴向力方向如图4-3所示 S2＋A=1221.9N＋421.3N=1643.2N﹤S1 则两轴承的轴向力分别为 Fa1=S1=1705.0N Fa2=S1－A=1705.0N－421.3N=1283.7N 因R1﹥R2，Fa1﹥Fa2，故只需校核轴承1的寿命 （2）计算轴承1的当量动载荷 由Fa1/ CO=1705.0/32000=0.053，查得11-9得e=0.43,因Fa1/ R1=1705.0/4262.4=0.4﹤e,故X=1，Y=0，则当量动载荷为 P=XR1＋YRA1=1×4262.4N＋0×1705.0N=4262.4N (3)校核轴承寿命 轴承在100oC以下工作，查表8得fT=1.对于减速器，得载荷系数fP=1.5 轴承1的寿命为 Lh=[106/(60n2)][fTC/(fPP)]3=[106/(60×130.9)][1×42800/(1.5×4262.4)]3h=38195h减速器预期寿命为 L‘h=2×8×250×8h=32000h Lh﹥L‘h,故轴承寿命足够 低速轴轴承选用 7212C,由表11-9得轴承内径d=60mm,外径D=110mm,宽度B=22mm，内圈定位轴肩直径da=69mm,外圈定位直径Da=101mm,轴上定位端面圆角半径最大为ra=1.5mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=22.4mm,故轴段的直径d3=60mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油环，挡油环宽度初定为B1,故L3=B＋B1=(22＋15)mm=37mm. 低速轴的轴承寿命校核 （1）计算轴承的轴向力 由表11-9查7212C轴承得C=61000N,Co=48500N.由表9-10查得7212C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=0.4×3578.1N=1431.2N S2=0.4R2=0.4×2050N=820N 外部轴向力A=890.5N,各轴向力方向如图4-9所示 S1＋A=1431.2N＋890.5N=2321.7N﹤S2 则两轴承的轴向力分别为 Fa1=S1=1431.2N Fa2= S1＋A =2321.7N （2）计算当量动载荷 由Fa1/ Co=1431.2/48500=0.030，查表得11-9得e=0.4,因Fa1/ R1=1431.2/3578.1=0.4=e,故X=1，Y=0，则轴承1的当量动载荷为 P1=XR1＋YFa1=1×3578.1N＋0×1431.2N=3578.1N 由Fa2/ Co=2321.7/48500=0.048，查表得11-9得e=0.42,因Fa2/ R2=2321.7/2050.0=1.13﹥e,故X=0.44，Y=1.35，则轴承2的当量动载荷为 P2=XR2＋YFa2=0.44×2050.0N＋1.35×2321.7N=4036.3N (3)校核轴承寿命 因P1﹤P2，故只需校核轴承2的寿命，P=P2.轴承.在1000C以下工作，查得fT=1. 得载荷系数fP=1.5 轴承2的寿命为 Lh=[106/(60n3)][ fTC/(fPP)]3=[106/(60×40.15)][1×61000/(1.5×4036.3)]3h=42455h Lh﹥L‘h,故轴承寿命足够 八.键的选用及强度校核 高速轴键的选用 对于1段 d=30 l=48选用8×7GB/H2003 键长45 对于5段 d=53.1 l=75选用16×10GB/H2003 键长 70 带轮处键连接的挤压应力为 σp=4T1/d1hl=4×54380/30×7×(45－8)MPa=28.0MPa 键、轴及带轮的材料都选为钢，查得【σ】p=125～150MPa, σp﹤【σ】p,强度足够 低速轴键的选用 A型普通平键连接， 对于1段 d=48 l=82键14×9GB/T1096-2003 键长80 对于5段 d=62 l=96选用键18×11GB/T1096-2003 键长80 联轴器处键连接的挤压应力为 σp1=4T3/d1hl=4×718330/48×9×(80－14)MPa=100.8MPa 齿轮4处键连接的挤压应力为 σp2=4T3/d5hl=4×718330/62×11×(80－18)MPa=68.0MPa 取键、轴，齿轮及联轴器的材料都选为钢，，由表8-33查得【σ】p=125～150MPa, σp1﹤【σ】p,强度足够 中间轴键的选用 对于2段 d=52 l=102用16×10GB/T1096-2003 键长100 对于4段 d=52 l=64用16×10GB/T1096-2003 键长63 齿轮2处键连接的挤压应力为 σp=4T2/d4hl=4×229810/52×10×(63－16)MPa=37.6MPa 取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表【σ】p=125～150MPa, σp﹤【σ】p,强度足够 齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度要求也足够 九.箱体及附件的设计。 (1)窥视孔盖与窥视孔： 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可、以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内. (2)放油螺塞 放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。 (3)通气器 减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成. (4)油标 油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。 (5)启盖螺钉 为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。 在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整. （6）定位销 为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置. (7)环首螺钉、吊环和吊钩 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。 (8)调整垫片 用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用. (9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内. 减速器箱体的结构尺寸 两级展开式圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸列于下表 名称 代号 尺寸/mm 高速级中心距 a1 160 低速级中心距 a1 190 下箱座壁厚 δ 8 上箱座壁厚 δ1 8 下箱座剖分面处凸缘厚度 b 15.37 上箱座剖分面处凸缘厚度 b1 15.37 地脚螺栓底脚厚度 P 20 箱座上的肋厚 M 8 箱盖上的肋厚 m1 8 地脚螺栓直径 dФ M20 地脚螺栓通孔直径 d’Ф 22 地脚螺栓沉头座直径 D04359+= 48 底脚凸缘尺寸（扳手空间） L1 32 底脚凸缘尺寸（扳手空间） L2 30 地脚螺栓数目 n 4 轴承旁连接螺栓（螺钉）直径 d1 M12 轴承旁连接螺栓通孔直径 d’1 13.5 剖分面凸缘尺寸（扳手空间） c1 24 剖分面凸缘尺寸（扳手空间） c2 20 上下箱连接螺栓（螺钉）直径 d2 M12 上下箱连接螺栓通孔直径 d’2 13.5 箱缘尺寸（扳手空间） c2 16 轴承盖螺钉直径 d3 M8 检查孔盖连接螺栓直径 d4 M6 圆锥定位销直径 d5 8 减速器中心高 H 210 轴承旁凸台高度 h 53.1 轴承旁凸台半径 Rδ 15 轴承端盖（轴承座）外径 D2 161,130,109 轴承旁连接螺栓距离 S 箱体外壁至轴承座端面的距离 K 53 大齿轮顶圆与箱体内壁间距离 Δ1 12.89 齿轮端面与箱体内壁间的距离 Δ2 13.5 十.润滑油的选择与计算 轴承选择ZN-3钠基润滑脂润滑。齿轮选择全损耗系统用油L-AN68润滑油润滑，润滑油深度为0.78dm,箱体底面尺寸为6.07dm×2.06dm,箱体内所装润滑油量为 V=6.07×2.06×0.78dm3=9.75 dm3 该减速器所传递的功率P0=3.42KW.对于二级减速器，每传递1KW的功率，需油量为V0=0.7～1.4 dm3，则该减速器所需油量为 V1=P0V0=3.42×(0.7～1.4) dm3=2.39～4.79 dm3 十一.附件的设计与选择 1. 检查孔尺寸为140mm×120mm,位置在中间轴的上方\ 2. .油面指示装置 选用带过滤网的通气器，由表可查相关尺寸。 设置一个放油孔。螺塞选用螺塞M20 GB/T6170，螺塞垫24×16 JB/T1718-2008，由表可查相关尺寸。 5.起吊装置 上箱盖采用吊环，由表可查相关尺寸 6.起箱螺钉 起箱螺钉查表，取螺钉GB/T5781-2000 M16×25. 7.定位销 定位销查表，取销GB/T117-2000 6×35两个。 图4-1中间轴结构的构想图 图4-2中间轴的结构与分析 图4-3中间轴轴承的布置及受力 图4-4高速轴结构的构想图 图4-5高速轴的结构与受力分析 图4-6高速轴轴承的布置及受力 图4-7低速轴结构的构想图 图4-8低速轴的结构尺寸与受力分析 图4-9低速轴轴承的布置及受力 第一部分写减速器的研究发展现状 第二部分写减速器参数化设计及仿真的总体方案 第三部分写减速器的参数化设计：首先是零件模型库的建立，然后是参数化造型 第四部分减速器的装配 第五部分减速器的运动仿真分析 致谢; 首先，我要特别感谢我的指导老师张红霞，她对我设计给予了很多的指导，花费了很多的心血，使我最后圆满完成了毕业设计。在张老师悉心教导的这段时间里，她严谨的治学态度，渊博的知识，正直的人格，给我留下了极为深刻的印象，为我今后的工作、生活树立了良好的榜样。 其次，我要感谢我的同学，他们在毕业设计中给予了我很多的指导和帮助。 最后，我要感谢我的家人，他们给予了我无私的爱，对我的成人本科学习给予了大力的支持，使我顺利的完成了学业。 再次感谢关心我，爱护我，帮助我的老师，家人，朋友。 参考文献； [1] 王世刚，王树才.机械设计实践与创新.国防工业大学出版社，2003 [2] 徐灏.机械设计手册.2版. 北京：机械工业出版社，2001 [3] 陆玉,何在洲,佟延伟.机械设计课程设计.3版. 北京：机械工业出版社，2000 [4] 孙桓，陈作模主编.机械原理.6版. 北京：高等教育出版社，2001 [5] 机械设计手册编委会.机械设计手册.新版.北京：机械工业出版社，2004 [6] 林景凡，王世刚，李世恒.互换性与质量控制基础. 北京：中国科学技术出版社，1999 [7] 刘鸿文.材料力学.3版. 北京：机械工业出版社,1992 [8] 陈国定，吴立言.机械设计第九版 北京；高等教育出版社袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈 芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈 _1234567921.unknown _1234567953.unknown _1234567969.unknown _1234567985.unknown _1234567993.unknown _1234567997.unknown _1234568001.dwg _1234568005.dwg _1234568007.dwg _1234568008.dwg _1234568009.dwg _1234568006.dwg _1234568003.dwg _1234568004.dwg _1234568002.dwg _1234567999.unknown _1234568000.unknown _1234567998.unknown _1234567995.unknown _1234567996.unknown _1234567994.unknown _1234567989.unknown _1234567991.unknown _1234567992.unknown _1234567990.unknown _1234567987.unknown _1234567988.unknown _1234567986.unknown _1234567977.unknown _1234567981.unknown _1234567983.unknown _1234567984.unknown _1234567982.unknown _1234567979.unknown _1234567980.unknown _1234567978.unknown _1234567973.unknown _1234567975.unknown _1234567976.unknown _1234567974.unknown _1234567971.unknown _1234567972.unknown _1234567970.unknown _1234567961.unknown _1234567965.unknown _1234567967.unknown _1234567968.unknown _1234567966.unknown _1234567963.unknown _1234567964.unknown _1234567962.unknown _1234567957.unknown _1234567959.unknown _1234567960.unknown _1234567958.unknown _1234567955.unknown _1234567956.unknown _1234567954.unknown _1234567937.unknown _1234567945.unknown _1234567949.unknown _1234567951.unknown _1234567952.unknown _1234567950.unknown _1234567947.unknown _1234567948.unknown _1234567946.unknown _1234567941.unknown _1234567943.unknown _1234567944.unknown _1234567942.unknown _1234567939.unknown _1234567940.unknown _1234567938.unknown _1234567929.unknown _1234567933.unknown _1234567935.unknown _1234567936.unknown _1234567934.unknown _1234567931.unknown _1234567932.unknown _1234567930.unknown _1234567925.unknown _1234567927.unknown _1234567928.unknown _1234567926.unknown _1234567923.unknown _1234567924.unknown _1234567922.unknown _1234567905.unknown _1234567913.unknown _1234567917.unknown _1234567919.unknown _1234567920.unknown _1234567918.unknown _1234567915.unknown _1234567916.unknown _1234567914.unknown _1234567909.unknown _1234567911.unknown _1234567912.unknown _1234567910.unknown _1234567907.unknown _1234567908.unknown _1234567906.unknown _1234567897.unknown _1234567901.unknown _1234567903.unknown _1234567904.unknown _1234567902.unknown _1234567899.unknown _1234567900.unknown _1234567898.unknown _1234567893.unknown _1234567895.unknown _1234567896.unknown _1234567894.unknown _1234567891.bin _1234567892.unknown _1234567890.bin