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1、 如需要整套畢業(yè)設計請聯(lián)系QQ 1416916016 全部內容包括圖紙，開題報告，外文翻譯，PPT，任務書，進度表等，內容完整質量保證 摘　　要 雙聯(lián)齒輪減速器,是一種新型的機械轉動裝置,克服了以往圓柱齒輪減速器所存在的傳動速度比小,體積大(可達到1:幾十萬),并且有可逆性的減速器,其主要特征為:1、雙聯(lián)齒輪減速器只有輸入和輸出兩根軸。2、軸上串聯(lián)1個或多個雙聯(lián)齒輪。3、雙聯(lián)齒輪通過軸承安裝在軸上。4、每對齒輪的中心距離相等。5、當每個雙聯(lián)齒輪的材料、強度、模數(shù)、齒寬都分別相同時，雙聯(lián)齒輪可制成一樣的，并可互換使用。 雙聯(lián)齒輪減速器相比現(xiàn)有的圓柱齒輪減速器，具有結

2、構緊湊、傳動比很大、體積小、重量輕的優(yōu)點；相比渦輪蝸桿減速器具有可逆、傳動速比大、制造加工容易、效率高、不使用貴重的青銅合金的優(yōu)點；相比行星齒輪減速器，擺線針輪減速器輪減速器和諧波減速器,具有結構簡單,加工容易、傳動速比較大、不需專用設備就可以生產(chǎn)的優(yōu)點。雙聯(lián)齒輪減速器可作為各種整機的傳動裝置，廣泛應用于機械、冶金、礦山、建筑、水泥、紡織、輕工業(yè)等各行各業(yè)。 關鍵詞：雙聯(lián)齒輪　　減速器　　傳動比　　中心距　　輸入軸　　輸出軸 Abstract Dual-gear reducer is a new type of mechanical rotating device to overc

3、ome the past by the existence of cylindrical gear reducer drive faster than smaller, size large (up to 1: hundreds of thousands), and there are reversible reducer, Its main features are: 1, dual-gear speed reducer only the input and output two-axis. 2, shaft series one or more of the double-gear. 3,

4、 dual-gear installed in the shaft through the bearing. 4, each the same distance from the center of the gear. 5, when each double gear materials, strength, modulus, tooth width were all the same, dual-gear can be made of the same, and interchangeable use. Double compared to the existing cylindrica

5、l gear reducer gear reducer, with compact structure, large transmission ratio, small size, light weight advantages; worm reducer when compared with the reversible turbine, transmission speed ratio large, manufacturing and processing easy, high efficiency, do not use the advantages of precious bronze

6、 alloys; compared to planetary gear reducer, cycloid pin gear reducer gear reducer and harmonic reducer, with simple structure, easily processed, transmission speed relatively large, without special equipment on the can produce benefits. Dual-gear speed reducer can be used as a variety of machine tr

7、ansmission device, widely used in machinery, metallurgy, mining, construction, cement, textile, light industry and other industries. Key words: dual-gear reducer transmission ratio center distance input shaft output shaft 目 錄 第一章 緒論 1 1.1減速器概述 1 1.2國內外研究現(xiàn)狀 1

8、1.3課題研究意義 2 1.4選題的先進性和實用性 2 1.5設計方法及技術路線 2 第二章 減速器的方案設計 4 2.1總體設計方案 4 2.2技術路線 4 第三章 減速器的參數(shù)計算 5 3.1總傳動比 5 3.2動力學參數(shù)計算 5 3.2.1計算各軸轉速 5 3.2.2計算各軸功率 5 3.2.3計算各軸扭矩 5 3.3傳動零件的設計計算 5 3.3.1一級齒輪傳動的設計計算 5 3.3.2二級齒輪傳動的設計計算 9 3.3.3三級齒輪傳動的設計計算 10 3.4軸的設計計算 11 3.4.1輸入軸的設計計算 11 3.3.2輸出軸的設計計算 14

9、 3.5滾動軸承的選擇及校核計算 17 3.5.1計算輸入軸軸承 17 3.5.2輸入軸聯(lián)動齒輪軸承 18 3.5.3計算輸出軸軸承 19 3.5.4輸出軸聯(lián)動齒輪軸承 20 3.6鍵連接的選擇及校核計算 21 3.6.1輸入軸與齒輪連接采用平鍵連接 21 3.6.2輸出軸與齒輪連接用平鍵連接 21 3.7減速器的潤滑與密封 22 第四章 箱體及附件的結構設計 24 4.1減速器箱體及附件結構設計 24 4.2注意事項 27 設計小結 28 謝 辭 29 參考文獻 30 第一章 緒論 1.1減速器概述 減速器在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起

10、匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計、制造和使用特點各不相同。 20世紀70～80年代，世界上減速器技術有了很大的發(fā)展，且與新技術革命的發(fā)展緊密結合。通用減速器的發(fā)展趨勢如下： 1.高水平、高性能。圓柱齒輪普遍采用滲碳淬火、磨齒，承載能力提高4倍以上，體積小、重量輕、噪聲低、效率高、可靠性高。 2.積木式組合設計?；緟?shù)采用優(yōu)先數(shù)，尺寸規(guī)格整齊，零件通用性和互換性強，系列容易擴充，利于組織批量生產(chǎn)和降低成本。 3.型式多樣化，變型設計多。擺脫了傳統(tǒng)的單一的底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、浮動支承底座、電動機與

11、減速器一體式聯(lián)接，多方位安裝面等不同型式，擴大了使用范圍。 自20世紀60年代以來，我國先后制訂了JB1130－70《圓柱齒輪減速器》等一批通用減速器的標淮，除主機廠自制配套使用外，還形成了一批減速器專業(yè)生產(chǎn)廠。目前，全國生產(chǎn)減速器的企業(yè)有數(shù)百家，年產(chǎn)通用減速器25萬臺左右，對發(fā)展我國的機械產(chǎn)品作出了貢獻。通過引進先進加工裝備和消化、吸收國外先進技術和科研攻關，我國已經(jīng)逐步掌握了各種高速和低速重載齒輪裝置的設計制造技術。材料和熱處理質量及齒輪加工精度均有較大提高，通用圓柱齒輪的制造精度可從JB179－60的8～9級提高到GB10095－88的6級，高速齒輪的制造精度可穩(wěn)定在4～5級。部分減速

12、器采用硬齒面后，體積和質量明顯減小，承載能力、使用壽命、傳動效率有了較大的提高，對節(jié)能和提高主機的總體水平起到很大的作用。我國自行設計制造的高速齒輪減（增）速器的功率已達42000kW，齒輪圓周速度達150m/s以上[1]。 1.2國內外研究現(xiàn)狀 國外減速器產(chǎn)品發(fā)展的總趨勢是小型化、高速化、低噪聲、高可靠度。其中，德國和日本處于領先地位，如德國SEW、諾德（NORD）、弗蘭德（FLENDER）、倫茨（LENZE）及日本住友（SUMITOMO）等企業(yè)，它們在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，在設計方法上大量采用CAD技術。如諾德（NORD）公司，采用模塊化設計技術：對通用減速器旨在追求高性能和滿足

13、用戶多樣化大覆蓋面需求的同時，盡可能減少零部件毛坯的品種規(guī)格。模塊化設計中設計信息的管理主要依靠計算機數(shù)據(jù)庫技術完成。國外發(fā)達國家的減速器設計廣泛應用CAD技術，基本上實現(xiàn)了減速器的數(shù)字化設計[4]。 國內對于減速器數(shù)字化設計的研究近幾年來較多。武漢理工大學開發(fā)的“減速器智能CAD與虛擬裝配系統(tǒng)”，能夠實現(xiàn)減速器的綜合選型、總體設計、零部件的設計計算、機械設計資料的自動檢索以及設計計算結果的自動存檔；同時實現(xiàn)設計計算結果的實時調入，快速建立齒輪類和軸類零件的三維模型。大連鐵道學院于娜完成的《多級圓柱齒輪減速器參數(shù)化設計》，實現(xiàn)了兩級圓柱齒輪減速器的參數(shù)化設計[5]。另外，還有許多高校老師針對

14、機械專業(yè)中減速器課程設計而開發(fā)的集設計計算、二維圖生成于一體的專用軟件。 實踐證明，這些軟件都能夠大大提高減速器的設計效率和建模速度?？v觀之，發(fā)現(xiàn)存在以下缺點： 1.對數(shù)據(jù)的存儲、管理能力差，缺少產(chǎn)品標準庫，不利于企業(yè)設計經(jīng)驗的積累和標準產(chǎn)品的數(shù)據(jù)管理。 2.產(chǎn)品模型單一，且采用鑄造箱體，不能滿足實際需要。 3.大多數(shù)系統(tǒng)設計較粗糙，僅起教學性、示范性的作用，不適用于工程實際，更不能用于冶金行業(yè)。 調查發(fā)現(xiàn)，國內減速器廠家的數(shù)字化設計系統(tǒng)的開發(fā)比較落后。應積極發(fā)展， 以增強企業(yè)的競爭力。 1.3課題研究意義 在現(xiàn)代農(nóng)業(yè)機械中，大多數(shù)機器都需要減速器。減速器的核心是減速機構。減速

15、器的性能、復雜程度在很大程度上取決于減速機構的結構形式。以齒輪減速器為例，要求的傳動比越大，結構就越復雜，所需要的級數(shù)就越多，相應的軸數(shù)也就越多；因此，減速器的體積越大，質量越大。顯然，研制開發(fā)具有較大傳動比，且體積小、質量輕的減速器具有實用意義。 1.4選題的先進性和實用性 目前人們所使用的減速器，有圓柱齒輪減速器、渦輪蝸桿減速器、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器和諧波減速器。圓柱齒輪減速器具有結構簡單加工容易的優(yōu)點，但是圓柱齒輪減速器得傳動速比較小，在圓柱齒輪減速器內，其結構是軸上有一個或兩個齒輪，齒輪一般用鍵固定安裝在軸上，軸上的齒輪與相鄰不同軸上的齒輪嚙合，這種減速器由于結構方式上的

16、局限性，其軸的數(shù)量必須比齒輪對的數(shù)量多。如果要制造大傳動速比的減速器，就要再增加齒輪數(shù)目的同時增加軸的數(shù)量。這樣減速器的體積就勢必非常龐大，起重量也要大大增加。所以為了得到大的傳動速比，人們就必須用渦輪蝸桿減速器、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器和諧波減速器。而渦輪蝸桿減速器的機械效率不容易做得很高，其渦輪又需要耐磨的青銅合金，價格貴；行星齒輪減速器、擺線針輪減速器和諧波減速器，其結構復雜，加工精度要求很高制造工藝難度很大，有的還需要專用設備，所以一般廠家難以制造。 本次設計的目的，是設計一種結構簡單，傳動速比很大，體積較小的減速器。 1.5設計方法及技術路線 設計方法：利用三維實體造型技

17、術完成減速器的結構設計，并對進行強度校核。 技術路線：技術路線如圖1-1所示。 圖1-1 技術路線圖 第二章 減速器的方案設計 2.1總體設計方案 該減速器采用兩軸多級雙聯(lián)齒輪減速機構，其主要特點是： 1）只用兩根軸，結構極為簡單。 2）中心距可調，以保證各對齒輪都能同時準確嚙合傳動。 3）多級傳動。采用多組雙聯(lián)齒輪在同一軸上活套聯(lián)接的形式實現(xiàn)多級傳動與大傳動比。 4）雙聯(lián)齒輪組。為減小體積、簡化裝調，采用完全相同的雙聯(lián)齒輪進行組合接力傳遞運動。 本次設計的是一種3級雙聯(lián)減速器結構，傳動簡圖如圖2-1所示。

18、 圖2-1雙聯(lián)齒輪減速器傳動簡圖 減速器的輸入軸上安裝了1個雙聯(lián)齒輪[9]，輸出軸上也安裝了1個雙聯(lián)齒輪[6]。輸入軸[2]帶動齒輪[3]轉動，齒輪[3]與雙聯(lián)齒輪[6]嚙合，這時雙聯(lián)齒輪[6]轉速降低，同時雙聯(lián)齒輪[6]與雙聯(lián)齒輪[7]相嚙合，雙聯(lián)齒輪[7]轉速降低，而雙聯(lián)齒輪[7]又與齒輪[5]相嚙合，齒輪[5]轉速進一步降低，最終齒輪[5]通過鍵帶動輸出軸轉動，從而得到較低的轉速。 2.2技術路線 （1）查找相關的參考資料，為減速器的結構設計奠定一定的理論基礎。 （2）對現(xiàn)有的減速器進行深入地研究與實地調研。 （3）應用計算機輔助設計軟件（Unigraphics），通過自

19、頂向下的裝配設計方法，完成減速器的結構設計。 （4）對傳動軸、齒輪、鍵等主要零件進行強度校核。 第三章 減速器的參數(shù)計算 3.1總傳動比 I總= I1×I2×I3 擬確定I1=I2=I3=2，則I總=8 3.2動力學參數(shù)計算 3.2.1計算各軸轉速 N入= N額=1500r/min NI= N入/ I1=1500/2=750r/min NII= NI/ I2=750/2 =375r/min N出= NII/ I2=375/2=187.5r/min 3.2.2計算各軸功率 η聯(lián)軸器=0.99 η齒輪=0.97（8級精度） η軸承=0.96 P傳遞

20、=300kw（已知） P輸入= =300kw PI= P輸入（η軸承2×η齒輪3×η聯(lián)軸器）=300×（0.962×0.973×0.99）=249.8kw PII= PI（η軸承×η齒輪）=249.8×（0.96×0.97）=232.6kw P輸出= PII（η軸承2×η齒輪3）=232.6×（0.962×0.973）=195.7kw 3.2.3計算各軸扭矩 輸入軸TI= 9550×P輸入/ N入=9550×300/1500=1910N·m 虛擬軸TII= 9550×PI/ NI=9550×249.8/750=3180.8N·m 虛擬軸TIII= 9550×PII/ NII=9

21、550×232.6/375=5923.5N·m 輸出軸TIV= 9550×P輸出/ N出=9550×195.7/187.5=9967.7N·m 3.3傳動零件的設計計算 3.3.1一級齒輪傳動的設計計算 1、選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率較大，所以齒輪全部采用硬齒面。選用15Cr調質，齒面硬度為230~250HBS；根據(jù)手冊選8級精度。齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm 2、高速齒輪設計 按齒面接觸疲勞強度設計 根據(jù)式（3-1）進行計算。d1≥2.32 （3-1） 1）確定有關參數(shù)如下： ? 傳動比I1=2.5 取小齒輪齒數(shù)Z1=

22、30。則大齒輪齒數(shù)：Z2= I1·Z1=2×30=60 實際傳動比io=60/30=2 傳動比誤差： (io- I1)/ I1=(2-2)/2=0<2.5%可用 齒數(shù)比：u=2 ? 試選載荷系數(shù)。 ? 由參考資料《機械設計》P205表10-7取φd=0.7 ? 轉矩 TI= 9550×P輸入/ N入=9500×300/1500=1910N·m ? 由查表選取材料的彈性影響系數(shù) ? 由表查按齒面硬度小齒輪接觸疲勞強度550MPa大齒輪接觸疲勞強度500MPa。 ? 應力循環(huán)次數(shù) 小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)為： 大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)為 ? 由機械設計及207頁表10-

23、9查得接觸疲勞系數(shù)： 小齒輪 大齒輪 ? 接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1。 小齒輪 大齒輪 2）計算 ? 計算小齒輪分度圓直徑，帶入 ≥2.32 ≥2.32 所以有 ? 計算圓周速度 ? 計算齒寬b ? 計算齒高與齒厚之比 ? 計算載荷系數(shù)： 根據(jù)，8級精度齒輪查圖（機械設計194頁10-8圖）得 ，直齒輪 ，由表查。 用插值法查表8級精度，小齒輪非對稱支撐時 由，查圖（機械設計198頁10-13）顧載荷系數(shù) 模數(shù) 3、校核齒根彎曲疲勞強度 m≥ （1）確定公式內各計算值 ? 由圖（機械設計208頁10-20d） 小齒輪彎曲

24、疲勞強度極限 大齒輪彎曲疲勞強度極限 ? 由圖（機械設計206頁10-18圖）彎曲疲勞壽命系數(shù) 小齒輪 大齒輪 ? 安全系數(shù)S=1.4 ? 計算載荷系數(shù) ? 查齒形系數(shù) 小齒輪 大齒輪 ? 應力校正系數(shù) 小齒輪 大齒輪 ? 計算大小齒輪的 小齒輪 大齒輪 大齒輪的數(shù)值比較大。 （2）計算 m≥ 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積

25、）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)4.54mm并就近圓整為標準值m=5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)： 大齒輪齒數(shù)： ,取。 ? 幾何尺寸計算： 1.計算分度圓直徑 2.計算中心距： 3.計算齒寬： 取，。 （3）一級齒輪的結構設計 根據(jù)計算結果繪制一級齒輪的結構如圖3-1所示。輸入齒輪需要與輸入軸配合并通過鍵連接，因此根據(jù)3.4與3.6中的計算結果，確定輸入齒輪的內孔與鍵槽尺寸，如圖3-1（a）所示；一級聯(lián)動齒輪需要與輸入軸通過軸承配合，因此根據(jù)3.5中的計算結果，確定內孔尺寸，如圖3-1（

26、b）所示。 （a）輸入齒輪 （b）一級聯(lián)動齒輪 圖3-1 一級齒輪三維圖 3.3.2二級齒輪傳動的設計計算 考慮到并聯(lián)減速器的傳動特點，二級齒輪與一級齒輪的模數(shù)、齒數(shù)、分度圓直徑均相等，在此只需要計算齒輪的厚度即可。 m≥ 1.計算（虛擬）分度圓直徑 2.計算齒寬： 取，。 根據(jù)計算結果繪制二級齒輪的結構如圖3-2所示。輸入齒輪為一級聯(lián)動齒輪中的小齒輪，如圖3-2（a）所示；輸出齒輪為二級聯(lián)動齒輪中的大齒輪，且需要與輸入軸通過軸承配合，因此根據(jù)3.5中

27、的計算結果，確定內孔尺寸，結果如圖3-2（b）所示。 （a）二級輸入齒輪 （b）二級聯(lián)動齒輪 圖3-2 二級齒輪三維圖 3.3.3三級齒輪傳動的設計計算 考慮到并聯(lián)減速器的傳動特點，三級齒輪與一級齒輪的模數(shù)、齒數(shù)、分度圓直徑均相等，在此只需要計算齒輪的厚度即可。 m≥ 1.計算（虛擬）分度圓直徑 2.計算齒寬： 取，。 根據(jù)計算結果繪制三級齒輪的結構如圖3-3所示。輸入齒輪為二級聯(lián)動齒輪中的小齒輪，如圖3-3（a）所示；輸出齒輪為需要與輸出軸通過平鍵連接，因此根據(jù)3

28、.4與3.6中的計算結果，確定內孔尺寸，結果如圖3-3（b）所示。 （a）三級輸入齒輪 （b）三級輸出齒輪 圖3-3 三級齒輪三維圖 3.4軸的設計計算 3.4.1輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 根據(jù)工作要求設計軸的結構如圖3-4所示 圖3-4 輸入軸的結構 選用40cr調質 根據(jù)《機械設計》P370（15-2）式，d≥并查表15-3，取A0=97 d≥mm=56.726mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=56.726×(1+5%)mm=59.56mm 則輸入軸的最小直徑為

29、59.56mm。 2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 減速器中可將一級齒輪安排在箱體兩側，相對兩軸承非對稱布置，齒輪左面用套筒軸向固定，周向用平鍵連接，右面由套筒與聯(lián)動齒輪接觸，聯(lián)動齒輪右端靠套筒、軸承與端蓋定位，聯(lián)動軸承與軸之間裝有兩個雙列調心球軸承。左、右軸承以軸承蓋和套筒定位。 （2）確定軸各段直徑和長度 A段：dA=59.6mm 長度取L1=120mm，該段與電動機通過連軸器連接。 B段：dB= dA+0.4=60mm 長度取L2=32mm，該段用于裝配軸承，與減速器殼體連接，初選用3000型圓錐滾子軸承，其內徑為60mm，寬度為27mm。 C段：d

30、C= dB+10=70mm 長度取L2=92.5mm，該段用于裝配高速齒輪。 D段：dD=dC+1=65mm 長度取L3=208mm，該段與聯(lián)動齒輪連接，初選用1000型雙列調心球軸承，其內徑為65mm，寬度為31mm。 E段：dE= dB=60mm長度取L2=37mm，該段用于裝配軸承，與減速器殼體連接，初選用3000型圓錐滾子軸承，其內徑為60mm，寬度為27mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=357mm，總長L=564mm （3）按彎矩復合強度計算 ①求小齒輪分度圓直徑：已知d1=165mm ②求轉矩：已知T1=1.91N·mm ③求圓周力：Ft 根據(jù)機械設計

31、P198（10-3）式得：Ft=2T1/d1=21.91/165=23151.52N ④求徑向力Fr 根據(jù)機械設計P198（10-3）式得：Fr=Ft·tanα=23151.52×tan20=8426N ⑤因為該軸兩軸承非對稱，所以：LA=62.5mm LB=294.5mm n 繪制軸的受力簡圖，如圖3-5（a）所示 n 繪制垂直面彎矩圖，如圖3-5（b）所示 軸承支反力： 由兩邊非對稱，知截面A的彎矩也非對稱。截面A在垂直面彎矩為： n 繪制水平面彎矩圖，如圖3-5（c）所示 截面A在水平面上彎矩為： n 繪制合彎矩圖，如圖3-5（d）所示

32、n 繪制扭矩圖，如圖3-5（e）所示 轉矩： 繪制當量彎矩圖，如圖3-5（f）所示。 轉矩產(chǎn)生的扭轉切應力按脈動循環(huán)變化，取α=0.6，危險截面F處的當量彎矩： n 校核危險截面A的強度 由式（15-5） ∴該軸強度足夠。 圖3-5 輸入軸的載荷分析圖 3、軸的結構圖繪制 根據(jù)計算結果，繪制輸入軸的三維圖，在于輸入齒輪相配合的軸段，需要開一個鍵槽，根據(jù)3.6.1的計算結果，確定鍵槽尺寸，如圖3-6所示。在設計過程中，通過調整環(huán)調整軸承、齒輪之間的距離，保證個傳動齒輪能夠正確裝配，最終生成而為工程圖如圖3-7所示。 圖3-6 輸入軸的三維圖 圖3-7

33、 輸入軸的工程圖 3.3.2輸出軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 根據(jù)工作要求設計軸的結構如圖3-8所示。 圖3-8輸出軸的結構 選用40cr調質 根據(jù)機械設計P370（15-2）式，d≥并查表15-3，取A0=97 d≥mm=99.55mm 由于軸承的需要，選d=100mm 2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 減速器中可將三級齒輪安排在箱體兩側，相對兩軸承非對稱布置，齒輪左面用套筒軸向固定，周向用平鍵連接，右面由套筒與聯(lián)動齒輪接觸，聯(lián)動齒輪右端靠套筒、軸承與端蓋定位，聯(lián)動軸承與軸之間裝有兩個雙列調心滾子軸承。左、右軸承以軸承蓋和套筒定位。

34、（2）確定軸各段直徑和長度 A段：dA=99.6mm 長度取L1=157mm，該段與輸出連軸器連接。 B段：dB= dA+0.4=100mm 長度取L2=49mm，該段用于裝配軸承，與減速器殼體連接，初選用3000型圓錐滾子軸承，其內徑為100mm，寬度為39mm。 C段：dC= dB+3=104mm 長度取L2=127mm，該段用于裝配低速齒輪。 D段：dD=dC+2=105mm 長度取L3=208mm，該段與聯(lián)動齒輪連接，初選用1000型雙列調心滾子軸承，其內徑為105mm，寬度為56mm。 E段：dE= dB=100mm長度取L2=44mm，該段用于裝配軸承，與減速器

35、殼體連接，初選用3000型圓錐滾子軸承，其內徑為100mm，寬度為39mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=357mm，總長L=564mm （3）按彎矩復合強度計算 ①求大齒輪分度圓直徑：已知d1=330mm ②求轉矩：已知T輸出=9.9677N·mm ③求圓周力：Ft 根據(jù)教材P198（10-3）式得：Ft=2TII/d2=29.9677/330=60410.3N ④求徑向力Fr 根據(jù)教材P198（10-3）式得：Fr=Ft·tanα=60410.3×tan20=21987.55N ⑤因為該軸兩軸承非對稱，所以：LA=283mm LB=75mm n 繪制軸的受力簡圖

36、，如圖3-9（a）所示 n 繪制垂直面彎矩圖，如圖3-9（b）所示 軸承支反力： 由兩邊非對稱，知截面B的彎矩也非對稱。截面B在垂直面彎矩為： n 繪制水平面彎矩圖，如圖3-9（c）所示 截面A在水平面上彎矩為： n 繪制合彎矩圖，如圖3-9（d）所示 n 繪制扭矩圖，如圖3-9（e）所示 轉矩：T輸出=9.9677N·m 繪制當量彎矩圖，如圖3-9（f）所示 轉矩產(chǎn)生的扭轉切應力按脈動循環(huán)變化，取α=0.6，截面A處的當量彎矩： n 校核危險截面A的強度 由式（15-5） ∴該軸強度足夠。 圖3-9 輸出軸的載荷分析圖 3

37、、軸的結構圖繪制 根據(jù)計算結果，繪制輸出軸的三維圖，在于輸出齒輪相配合的軸段，需要開一個鍵槽，該軸的扭矩較大，因此若采用圓頭平鍵（A型），則鍵槽的長度過長，這將增大減速器結構尺寸，因此選擇平頭鍵（B型），軸上的鍵槽可以采用電火花成型機床加工，根據(jù)3.6.2的計算結果，確定鍵槽尺寸，如圖3-10所示。在設計過程中，通過調整環(huán)調整軸承、齒輪之間的距離，保證個傳動齒輪能夠正確裝配，最終生成而為工程圖如圖3-11所示。 圖3-10 輸出軸的三維圖 圖3-11 輸出軸的工程圖 3.5滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命：=16×365×10=58400小時

38、 3.5.1計算輸入軸軸承 該減速器傳動功率較大，轉速中等，因此采用圓錐滾子軸承支撐。 1.計算當量動載荷P： 已知為直齒輪傳動，顧軸承不承受軸向力，且載荷性質為輕微沖擊，所以有： 2.計算基本額定動載荷C： =58400h 根據(jù)計算出的基本額定動載荷，參照軸承樣本，選用圓錐滾子軸承型號為3007112，結構如圖3-12所示。 圖3-12 圓錐滾子軸承 3.5.2輸入軸聯(lián)動齒輪軸承 由于聯(lián)動齒輪的軸向定位只靠彈簧卡圈定位，因此軸向定位能力較差，而采用調心球軸承，能更好地適應對準誤差狀況。即能使在晃動的情況下，該軸承仍能平穩(wěn)運行

39、，因此選用雙列調心球軸承。 1.計算當量動載荷P： 已知為直齒輪傳動，顧軸承不承受軸向力，且載荷性質為輕微沖擊，所以有： 2.計算基本額定動載荷C： =58400h 該減速器傳動功率較大，轉速中等，因此采用圓錐滾子軸承支撐，則 根據(jù)計算出的基本額定動載荷，參照軸承樣本，選用調心球軸承型號為1513，結構如圖3-13所示。 圖3-13 雙列調心球軸承 3.5.3計算輸出軸軸承 輸出軸轉速較低，但是考慮到傳遞功率大，扭矩大，承受動載荷大，因此選用圓錐滾子軸承支撐。 1.計算當量動載荷P： 已知為直齒輪傳動，顧軸承不承受軸向力

40、，且載荷性質為輕微沖擊，所以有： 2.計算基本額定動載荷C： =58400h 根據(jù)計算出的基本額定動載荷，參照軸承樣本，選用圓錐滾子軸承型號為2007121E，結構如圖3-14所示。 圖3-14 圓錐滾子軸承 3.5.4輸出軸聯(lián)動齒輪軸承 由于聯(lián)動齒輪的軸向定位只靠彈簧卡圈定位，因此軸向定位能力較差，而采用調心軸承，能更好地適應對準誤差狀況。即能使在晃動的情況下，該軸承仍能平穩(wěn)運行，而該軸承受沖擊載荷較大，因此選用雙列調心滾子軸承。 1.計算當量動載荷P： 已知為直齒輪傳動，顧軸承不承受軸向力，且載荷性質為輕微沖擊，所以有：

41、 2.計算基本額定動載荷C： =58400h 該減速器傳動功率較大，轉速中等，因此采用圓錐滾子軸承支撐，則 根據(jù)計算出的基本額定動載荷，參照軸承樣本，選用調心球軸承型號為3003721，結構如圖3-15所示。 圖3-15 雙列調心滾子軸承 3.6鍵連接的選擇及校核計算 3.6.1輸入軸與齒輪連接采用平鍵連接 軸徑d3=70mm L3=92mm T=1910N·m 根據(jù)該段軸的直徑及長度，初步確定b=22mm h=14mm。 由得 圓整 即：選擇標準平鍵GB/T1096-1979 A型 14×22×90，結構如圖3

42、-16所示。 圖3-16 輸入軸平鍵 3.6.2輸出軸與齒輪連接用平鍵連接 軸徑dc=122mm Lc=127mm T=9967.7N·m 該段軸與齒輪的配合長度為117，如選擇圓頭平鍵（A型），則長度不足，因此考慮選擇平頭（B型）平鍵，可用電火花機床加工鍵槽。初步確定b=50mm h=28mm。 由得 圓整 即：選擇標準平鍵GB/T1096-1979 B型 28×50×110，結構如圖3-17所示。 圖3-17 輸出軸平鍵 3.7減速器的潤滑與密封 1、齒輪的潤滑 該減速器采用浸油潤滑。大齒輪浸入油面高度約10mm。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑

43、油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。如圖3-18所示。 圖3-18 減速器潤滑 2、滾動軸承的潤滑 因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V≥1.5～2m/s所以采用飛濺潤滑。通過大齒輪甩出的潤滑油，就可以完成軸承的潤滑。 3、密封 減速器端蓋上裝氈圈油封，透蓋上裝密封圈，密封件結構如圖3-19所示。氈圈材料選擇石棉橡膠紙，密封圈材料選擇聚四氟。 圖3-19 密封件結構圖 第四章 箱體及附件的結構設計 4.1

44、減速器箱體及附件結構設計 （1）殼體外形的確定 減速器箱體材料選擇HT200，通過鑄造而成，根據(jù)傳動軸、齒輪的大小尺寸，將其周圍留20mm余量，減速器殼體壁厚選擇16mm，初步確定減速器的外型尺寸為842×389×695mm。 （2）肋板的設計 為了增大箱體的強度和剛度，在輸入與輸出軸的位置設置肋板，這樣既可以增加箱體的強度和剛度，又能減少鑄造缺陷，確定肋板厚度為16mm，結構如圖4-1所示。 圖4-1 肋板結構圖 （3）箱體吊裝結構設計 為了方便減速器箱體的安裝，需在箱體上設計吊裝結構，結構以簡單，便于鑄造為準，設計效果如圖4-2所示。 圖4-2 箱體

45、吊裝結構 （4）觀察窗設計 為了便于觀察減速器箱體內部的情況，在箱蓋頂部設計觀察窗，觀察窗由視窗蓋、密封墊片和通氣塞組成，通過螺釘安裝在箱蓋上，效果如圖4-3所示。 圖4-3 觀察窗結構 （5）放油結構設計 為了方便更換箱體內的潤滑油，將底座的底面設計成一個5o的斜面，并在較低一側設計一個放油口，通過密封墊和螺塞封住油口，效果如圖4-4所示。 圖4-4 放油結構 （6）游標結構設計 為了便于觀察箱體內潤滑油的液面高度，設計一個油標安裝結構，選擇YB-M42X1.5型圓形油標，因大齒輪浸入油面高度約10mm，確定油標安裝高度為距離箱體底面高度為71mm

46、，結構如圖4-5所示。 圖4-5 油標安裝結構 （7）箱體連接設計 減速器箱蓋與箱座需要通過螺栓連接，選擇GB/T5782-1986 M16×70的螺栓，并且為了保證箱體軸承配合位置的加工精度，需要將箱蓋與底座合起來加工，因此設計了兩個錐銷孔，通過錐銷孔定位，保證軸承孔的加工精度，選擇10mm的錐銷，孔的位置如圖4-6所示。 圖4-6 箱體連接孔的位置 （8）透蓋的結構設計 透蓋的作用是固定軸承的外圈，通過密封墊保證透蓋與箱體的密封，通過密封圈，保證與軸的配合部分不漏油，根據(jù)選用的軸承以及軸的尺寸，確定透蓋的尺寸，其裝配結構如圖4-7所示。 圖4-7 透蓋的結

47、構 （9）悶蓋的結構設計 悶蓋的作用是固定軸承的外圈，通過密封墊保證透蓋與箱體的密封，根據(jù)選用的軸承以及軸的尺寸，確定悶蓋的尺寸，其裝配結構如圖4-8所示。 圖4-8 悶蓋的結構 (10)完成裝配 完成各個零件的設計以后，將其裝配成一個完整的減速器，效果如圖4-9所示。 圖4-9 裝配效果 4.2注意事項 （1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料； （2）齒輪嚙合側隙用鉛絲檢驗，高速級側隙應不小于0.211mm，低速級側隙也不應小于0.211mm； （3）齒輪的齒側間隙最小= 0.09mm，齒面接觸斑點高度>45%，長度>6

48、0%； （4）深溝球軸承6406、6409、6213的軸向游隙均為0.10～0.15mm；用潤滑油潤滑； （5）箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片，允許涂密封膠和水玻璃，各密封處不允許漏油； （6）減速器裝置內裝CKC150工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍； （7）減速器外表面涂灰色油漆； （8）按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。 設計小結 經(jīng)過幾個月的畢業(yè)設計設計，我完成了自己的設計，在整個設計過程中，學到了很多的關于機械設計的知識，這些都是在平時的理論課中不能學到的。還將過去所學的一些機械方面的知識系統(tǒng)化，使自己在機械設計方面的應用能力得到了加強。 除了知識外，也

49、學會作為設計人員在設計過程中必須嚴肅、認真，并且要有極好的耐心來對待每一個細節(jié)。在設計過程中，我們會碰到問題，這些都是平時上理論課中很難碰到，但是在設計中，這些就是必須解決的問題，面對這些問題我們不能退縮要敢于面對，并最終解決它。 剛剛開始時不知從何處下手，在畫圖的過程中，認為每一條線都要有一定的依據(jù)，尺寸的確定并不是自己來定的，不斷地會冒出一些細節(jié)問題，都必須通過計算查表確定。 設計實際上還是很累的，每天在電腦前畫圖或是計算的確需要很大的毅力和耐心。從這里我才真的體會到了做設計的還是非常的幸苦的，通過這次課程設計我提前體會到了自己以后的職業(yè)生活。 經(jīng)過這次課程設計感覺到自己還學到了很多的

50、其他的計算機方面的知識，經(jīng)過訓練能夠非常熟練的使用UG、Word和CAD。并且強化了一些細節(jié)知識，使我受益匪淺。 所以這次課程設計，我覺得自己收獲非常的大。憑借著自己的努力，我完成我的設計題目，雖然和辛苦但是我有了很大的收獲，我會繼續(xù)努力強化我的專業(yè)知識，做一名合格的工程技術人員。 謝 辭 衷心感謝導師邵萬珍老師給予的精心指導和無私的幫助。從論文的選題到計算、設計、繪圖以及論文的寫作，自始至終都凝聚著導師的心血。 在整個研究工作中，導師的言傳身教令我終生難忘。導師實事求是、一絲不茍的科學態(tài)度，令我不敢有絲毫松懈；導師

51、忘我工作、不斷進取的治學精神，給了我無形的鞭策和激勵；導師平易近人、豁達體貼的工作作風，使我在繁忙中感到舒暢；導師循循善誘、撥云見日的學術水平，使我少走很多彎路。在這幾年里，我不僅從導師那里學到了科研和工作方法，而且學到了治學、為人和處世態(tài)度，這對我今后的學業(yè)和生活將產(chǎn)生深遠的影響。 本設計參閱大量文獻、資料，在此感謝文獻資料的作者。參考文獻目錄中難免有遺漏和筆誤，歡迎指正。 參考文獻 [1] 濮良貴、紀名剛．機械設計（第八版）[M]．北京：高等教育出版社，2006． [2] 龔溎義、羅圣國．機械設計課程設計指導書（第二版）[

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