减速器的设计-职业学院毕业设计说明书

毕 业 设 计（论文） （说 明 书） 题目：减速器的设计 姓名：郁前进 编号： 平顶山工业职业技术学院 年月日 平顶山工业职业技术学院 毕 业 设 计 （论文） 任 务 书 姓名 专业 任 务 下 达 日 期年月日 设计（论文）开始日期年月日 设计（论文）完成日期年月日 设计（论文）题目： A编制设计 B设计专题（毕业论文） 指导教师 系（部）主任 年月日 平顶山工业职业技术学院 毕业设计（论文）答辩委员会记录 系专业，学生于年月日 进行了毕业设计（论文）答辩。 设计题目： 专题（论文）题目： 指导老师： 答辩委员会根据学生提交的毕业设计（论文）材料，根据学生答辩情况，经答 辩委员会讨论评定，给予学生毕业设计（论文）成绩 为。 答辩委员会人，出席人 答辩委员会主任（签字） ： 答辩委员会副主任（签字） ： 答辩委员会委员：， ， 平顶山工业职业技术学院毕业设计（论文）评语 第页 共页 学生姓名：专业年级 毕业设计（论文）题目： 评 阅 人： 指导教师：（签字）年月日 成绩： 系（科）主任：（签字）年月日 毕业设计（论文）及答辩评语： 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 1 页 摘要 减速机是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将电机（马达）的回转数减速到所要的回转 数，并得到较大转矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机构中，减速机的应用范围相当广泛。几乎 在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的重型机具， 机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活中常见的家电，钟表等等.其应用从大动力的传 输工作，到小负荷，精确的角度传输都可以见到减速机的应用，且在工业应用上，减速机具有减速及增 加转矩功能。在目前用于传递动力与运动的机构中，减速器的应用范围相当广泛。其应用从 大动力的传输工作，到小负荷，精确的角度传输都可以见到减速机的应用，且在工业应用 上，减速机具有减速及增加转矩功能。因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备。减速机的 作用主要有：降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能 超出减速机额定扭矩。减速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。大家可 以看一下一般电机都有一个惯量数值。几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹， 从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化 生产设备，到日常生活中常见的家电，钟表等等，应用范围十分广泛。减速机一般用于低转速 大扭矩的传动设备， 把电动机.内燃机或其它高速运转的动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合 输出轴上的大齿轮来达到减速的目的，普通的减速机也会有几对相同原理齿轮达到理想的减速效果，大 小齿轮的齿数之比，就是传动比。 我的这次毕业设计是作为运输带上的变速所用，在传动过程中实现有效、平稳的额传 动。为了更高效的实现运动，该减速器设计为三轴传动，即用三个传动轴来进行传递功率。 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 2 页 目录目录 第一章设计内容、任务及要求3 1.1 设计内容 3 1.2 设计任务 3 1.3 设计要求 3 第二章传动装置的总体设计4 2.1 传动方案的分析和拟定4 2.2 选择电动机 4 2.3 合理分配各级传动比，计算传动装置的运动和动力参数7 2.4V 带和带轮的设计. 9 第三章箱内及箱外传动件的设计、计算12 3.1 传动件的设计12 3.2 减速器附件设计19 第四章设计小结 22 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 3 页 第一章第一章设计内容、任务及要求设计内容、任务及要求 1.1 设计内容设计内容 本设计为一两级减速器，其主要用途为带式运输机上的减速装置，机械传动装置设计为 圆柱式齿轮传动。 运输机用途为单向传输，载荷平稳，变动较小。运输带的有效拉力为 1.9KN，运输带 转速为 1.3 米 m/s。工作寿命两班制，8 年，每年工作 300 天。 1.2 设计任务设计任务 1，拟定和分析传动装置的设计方案; 2，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数； 3，进行传动件的设计计算及结构设计，校核轴、轴承、联轴器、键等零部件的强度， 选择润滑和密封方式； 4，绘制减速器装配图； 5，绘制零件工作图； 1.3 设计要求设计要求 根据设计设计题目和实际内容，搞清楚所设计的传动装置应包含哪些机构及传动路线。 除此之外，设计中还应注意强度、刚度、结构、工艺和装配等各项要求的关系。设计 中注意标准和规范的采用，这样可以减轻设计工作量，节省设计时间，增加零件的互换性， 降低设计和制造成本，提高设计质量，保证设计的先进性。 在如今的市场经济体系中，低廉的成本，较高的经济型是占领市场的重要因素，因此， 在设计时必须注意影响产品成本的各方面因素。如：在满足使用要求和加工要求的条件下， 尽可能的减少零件毛培种类，形状合理，结构简单，易于加工，便于安装和拆卸。这样做， 既能减少材料的成本，又能降低制造、安装和维修的费用。 绘制设计需要的草图时，按正式图的比例尺寸，作图顺序得当。绘制草图时，着重注 意各零件之间的相对位置，对于细部结构可按简化画法画出。设计过程是一个边绘图边计 算、修改的过程，要不断自查或互相检查，以及时发现并修改错误，以免造成大的返工， 。 及时记录并整理计算数据，改动数据后，要重新检查一遍相关数据，供下一步设计及计算 时正确使用。 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 4 页 第二章第二章传动装置的总体设计传动装置的总体设计 2.1 传动方案的分析和拟定传动方案的分析和拟定 传动方案一般用机构运动简图表示，它主要反映运动和动力的传递路线，及各部件的组 成和连接关系。 与齿轮传动、链传动、蜗杆传动相比，带传动的承载能力较小，传递相同转矩时，其 结构尺寸要比其他传动形式大，但是传动平稳性好，能缓冲吸振，因此适宜布置在高速级。 所以将带轮布置在高速级。 传动方案如下图所示： 图 2-1 电动机外形 2.2 选择电动机选择电动机 减速器常采用电动机作为原动机。电动机有交流机和直流机之分，一般工厂里用的都 是三相交流电，因而采用交流电动机。目前，应用最广的是 Y 系列自扇式笼型三相异步电 动机，其结构简单，工作可靠，启动性好。 对于载荷平稳的机械，确定电动机功率时，应保证电动机额定功率等于或者稍大于工 作机要求的功率。 工作机所需输出功率为 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 5 页 p p w d 1000 F pw 54 23 132 式中 pw工作机所需的工作功率，即运输带主动端所需的功率，单位为KW 电动机至工作机主动端之间传动的总效率 F运输带拉力或工作机的工作阻力 运输带速度 1 为 V 带的效率, 1 为第一对轴承的效率， 3 为第二对轴承的效率， 4 为第三 对轴承的效率， 5 为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 7 级精度，油脂润滑. 因是薄壁防 护罩,采用开式效率计算)。 查表可选取 1 、 2 、 3 、 4 、 5 的值分别为 0.96，0.98，0.95，0.97，0.96 所以96. 097. 096. 0 95. 098. 0 23 =0.759 p p w d 1000 F KW25. 3 975. 01000 3 . 11900 执行机构为滚筒，滚筒轴的转速为 min/6.782 15.3004.13 .31100060100060 r n 按推荐的传动比合理范围， 取V带的传动比为i1为24,二级圆柱齿轮减速器的传动比i2 为 840，则总传动比的合理范围i总为 16160 则电动机的转速可选范围为 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 6 页 min/6 .1324116.132476.82)16016(r nin w 电电 查表，从电动机和传动装置的尺寸大小、重量大小和带传动、减速器的传动比等因素 考虑，选三相异步电动机的型号是 Y112M4 电动机，它的性能如下： 额 定 功 率 为 P=4.0KW ， 额 定电 流 I=8.8A， 满载 转速 m n 1440 r/min ， 同步 转 速 n同=1500r/min。 查机械设计基础实训指导附录 5-电动机，可知该 Y112M-4 型电动机的性能，如下表： 表 2-1 电动机相关数据 电 动 机电 动 机 型号型号 额 定 功额 定 功 率率 同 步 转同 步 转 速速 满 载 转满 载 转 速速 电 动 机电 动 机 重量重量 总 传 动总 传 动 比比 V 带 传带 传 动比动比 减 速 器减 速 器 传动比传动比 Y112M-44KW1500144047016.152.37.02 查附表 5-3 机座带底脚、端盖无凸缘电动机的安装及外形尺寸： 图 2-2 电动机外形 表 2-2 电动机机体尺寸 中心高外形尺寸 HDADACL)2/( 地脚螺栓安装 尺寸 AX B 地 脚 螺 栓 孔直径 K 轴伸尺寸D X E 112400X305X265190X1401228X60 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 7 页 2.3 合理分配各级传动比，计算传动装置的运动和动力参数合理分配各级传动比，计算传动装置的运动和动力参数 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速即滚筒转速nw，可以计算得出传动 装置的总传动比： 40.17 76.82 1440 n n i w m a 总传动比为各级传动比的连续相乘，即： iiiii na 321 在本减速器中，i iia 0 其中i0，i分别为带和减速器的传动比。由机械设计实 训指导表 2-2，取 V 带传动比为 2.3，则减速器传动比 57. 7 3 . 2 40.17 i i o a i 取二级圆柱齿轮减速器高速级传动比为 ii 21 4 . 1 ii i 21 计算可得： 高速级传动比24. 3 1 i 低速级传动比33. 2 2 i 各轴转速： 轴 n 0 /inm1440/2.3626.09r/min 轴n 1 / in626.09/3.24193.24r/min 轴nn/ 2 i193.24/2.33=82.93 r/min 轴n=n=82.93 r/min 式中，nm为电动机满载转速，nI，n，n，n分别为 轴的转速。 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 8 页 各轴的输入功率： 轴P d p 1 3.250.963.12kW 轴Pp2 3 3.120.980.952.90kW 轴PP2 3 2.970.980.952.70kW 轴PP24=2.770.980.972.57kW 由输入功率可以计算得出各个轴的输出功率： 轴 PKWP06. 398. 0 轴 PKWP84. 298. 0 轴 PKWP65. 298. 0 轴 PKWP52. 298. 0 计算可得，各个轴的输入转矩： n P iTT I I d 9550 1 01 电动机轴的输出转矩： d T=9550 m d n P =95503.25/1440=21.55 N 所以: 轴T d T 0 i 1 =21.552.30.96=47.58 Nm 轴TT 1 i 1 2 =47.583.240.980.95=143.53 Nm 轴TT 2 i 2 3 =143.532.330.980.95=311.35Nm 轴T=T 3 4 =311.350.950.97=286.91 Nm 计算可得，各个轴输出转矩： 轴 TT0.98=46.63 Nm 轴 TT0.98=281.17 Nm 轴 TT0.98=305.12Nm 轴 TT0.98=140.66 Nm 列出各个轴的运动和动力参数，以供以后的计算使用。 表 2-3 轴名功率 P KW转矩 T Nm转速 r/min 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 9 页 输入输出输入输出 电动机轴3.2521.551440 1 轴3.123.0647.5846.63626.09 2 轴2.902.84143.53140.66193.24 3 轴2.702.65311.35305.1282.93 4 轴2.572.52286.91281.1782.93 2.4V 带和带轮的设计带和带轮的设计 （1）确定计算功率）确定计算功率 查表可知，工作情况系数：2 . 1 A K 所以，工作情况系数： 8 . 442 . 1PkP Aca , 式中为工作情况系数，p为电动机的额定功率。 （2 2）选择）选择 V V 带的型号带的型号 根据上式的计算结果和查表数据，8 . 4 ca P，3 . 1 A k查表，选择 A 型普通 V 带 （3 3）确定两个带轮的直径）确定两个带轮的直径 21,dd dd 查表，选取小带轮的直径mmdd90 1 大带轮直径为mmdid dd 207903 . 2 102 , 式中为带传动的滑动率，通常取（1%2%）查表后可选择，mmdd224 2 则实际传动比i、从动轮的实际转速应是： 49. 2 90 224 1 2 d d d d i min/658 49. 2 1440 1 2 r i n n 从动轮的转速误差率为： %2 . 1%100 650 658650 在%5误差允许范围内。 （4 4）验算带速）验算带速 smsm nd V md /35/17. 7 100060 140090 100060 1 计算可得，带速在 525m/s 范围内，带足够使用。 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 10 页 （5 5）确定带轮的基准长度和实际中心距）确定带轮的基准长度和实际中心距 初步确定中心距 所以初步选取中心距： 471)22490(5 . 1)(5 . 1 210 dd dda 初定中心距mma471 0 ，所以 V 带长度: d L=76.1444 4 )( )( 2 2 0 2 2 0 1 21 a dd dda dd dd mm 查表，选取基准长度mmLd1400得实际中心距 mm LL aa dd 62.4482/76.44471 2 0 取中心距mma450 为了考虑安装，调整以及补偿张紧力的需要，中心距的变动范围为： 23376.144415. 045015. 0 min Lad a 49376.144403. 045003. 0 max Lad a （6 6）检验小带轮包角）检验小带轮包角 1 小带轮包角 94.162180 3 .57 12 1 a dd dd 120 1 a 包角合适 （7 7）确定）确定 V V 带根数带根数 Z Z KKPP P P P La cc Z )( 000 根据因mmdd90 1 ，带速smv/79. 6，传动比3 . 2 0 i,查表，用线性插值法得 17. 0. 7 .10 00 pp 查表，取 L K=0.96. 所以，V 带根数： 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 11 页 20. 4 96. 096. 0)17. 007. 1 ( 8 . 4 )( 00 l ca kkpp p Z 圆整取 Z=5 （8 8）求单根）求单根 V V 带的初拉力及带轮轴上的压力带的初拉力及带轮轴上的压力 由表查得 A 型普通 V 带的每米长质量mkgq/1 . 0，故初拉力： Nqv kzv P F ca 80.15817. 71 . 0) 1 96. 0 5 . 2 ( 17. 75 5008 . 4 ) 1 5 . 2 (500 22 0 因此，V 带作用在带轮上的压力： NFzFp43.1570 2 94.162 sin80.15852 2 sin2 1 0 （9 9）带轮的结构设计）带轮的结构设计 结构图如下： 图 2-3 带轮结构图 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 12 页 第三章第三章箱内及箱外传动件的设计、计算箱内及箱外传动件的设计、计算 3.1 传动件的设计传动件的设计 齿轮的选用原则： 材料的选用原则：为了使齿轮能够正常工作，轮齿表面应具有较高的抗磨损能力，齿根 则要具有较高的抗折断能力，因此齿轮的齿面要硬，齿根要软。最常用的齿轮材料是锻钢， 如各种碳素结构钢和合金结构钢。由于小齿轮受载次数比大齿轮多，且小齿轮齿根较薄， 为了使配对的两齿轮使用寿命接近，故应使小齿轮的材料比大齿轮的硬度高一些，一般应 大于 3050HBS，齿数比越大，两齿轮的硬度差也越大。 （1）选择齿轮材料及精度等级）选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选择 45 号钢，并调质处理。硬度为 220250HBS；大齿轮用 45 号钢正火处理， 硬度为 170210HBS。 取小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z 2 = Z i 1 =3.2424=77.76，圆整取Z 2 =78.齿 轮的齿宽系数 d =1 由国标 GB/T100951998，选择齿轮的精度等级为 7 级，并对齿根进行喷丸强化处理， 以及清除油污。 （2）齿轮传动的主要尺寸参数齿轮传动的主要尺寸参数 按齿面接触疲劳强度设计： 转矩T=mN P n 101010 45 1 5 86. 4 09.626 319 55. 955. 9 载荷系数 K 及弹性系数Z E 取 K=1.6. ZE=189.8MP 许用接触应力 H ：550 1lim H 450 2lim H 则：hjl nN h10 9 11 44. 1830082109.6266060 i n N 1 2 =4.4510 8h 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 13 页 查得93. 0 1 Zn 96. 0 2 Zn 再查资料得1 SH 所以: S Z Hn H 1lim1 1 =0.93550=511.5MPa S Z Hn H 2lim2 2 =0.96450=432MPa MPa HHH 75.4712/ )4325 .511(2/ )( 21 由以上计算结果可知： 21 3 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d =mm53.49) 75.471 8 .189433. 2 ( 25. 3 24. 4 6 . 11 1086. 46 . 12 2 4 3 低速级齿轮的设计计算：低速级齿轮的设计计算： 按齿面接触强度设计：按齿面接触强度设计： 1.确定公式内的各计算数值 试选 Kt=1.6 选取区域系数 Z H=2.45 试选 o 12,查得 1 =0.83 2 =0.88 =0.83+0.88=1.71 应力循环次数 N1=60n2jLn=60193.241(283008) =4.4510 8 N2= 33. 2 1045. 4 8 1 i N 1.9110 8 查齿轮接触疲劳寿命系数：K 1HN =0.94K 2HN = 0.97 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 600 1lim , 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 550 1lim 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力： H 1= S K HHN1lim1 =564 1 60094. 0 MPa H 2= S K HHN2lim2 =0.98550/1=517MPa 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 14 页 2 )( 2lim1limHH H 540.5MPa 查材料的弹性影响系数 Z E=189.8MPa，选取齿宽系数 1 d T=95.510 5 22/n P=95.510 52.90/193.24 =14.3310 4 N.m 3 2 4 21 3 1 ) 5 .540 8 .18945. 2 ( 33. 2 33. 3 71. 11 1033.146 . 12 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d =65.71mm 2. 计算圆周速度： 100060 24.19371.65 100060 21 nd t 0.665sm/ 3. 计算齿轮宽度： b= d d t 1 =165.71=65.71mm 4. 计算齿宽与齿高的比值： 模数mnt=mm Z d t 142. 2 30 12cos71.65cos 1 1 齿高h=2.25mnt=2.252.142=5.4621mm 则 h b =65.71/5.4621=12.03 5. 计算纵向重合度 028. 212tan30318. 0tan318. 0 1 z d 6. 计算载荷系数 K K H =1.12+0.18(1+0.6 22) dd +0.2310 3 b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.2310 3 65.71=1.4231 使用系数 K A=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值 v K=1.04K F =1.35K H =K F =1.2 故载荷系数 K HHvA KKKK =11.041.21.4231=1.776 7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d1=d t 1 t KK 3 =65.71mm91.72 3 . 1 776. 1 3 计算模数mm z d mn3772. 2 30 12cos91.72cos 1 1 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 15 页 3. 按齿根弯曲强度设计 m cos2 1 2 2 1 3 F SF d YY Z YKT 计算并确定齿轮的各个尺寸： 小齿轮传递的转矩：143.3kNm 齿数 z：z 30，z i z 2.333069.9 传动比误差 iuz / z 69.9/302.33 i0.0325，允许 齿宽系数：查表1 初选螺旋角12 载荷系数 K：7 . 135. 12 . 104. 11 KKKKFFVA K 当量齿数 ： zz /cos30/ cos 31232.056 zz /cos70/ cos 31274.797 齿形系数 Y和应力修正系数 Y 232. 2,491. 2 21 FF YY751. 1,636. 1 21 SS YY 螺旋角系数 Y 轴向重合度2.03 Y 10.797 计算大小齿轮的 F SF FY 齿轮弯曲疲劳强度极限取 aFE MP500 1 aFE MP380 2 弯曲疲劳寿命系数 K 1FN =0.90K 2FN =0.93S=1.4 F 1= a FEFN MP S K 43.321 4 . 1 50090. 0 11 F 2= a FFFN MP S K 43.252 4 . 1 38093. 0 22 计算大小齿轮的 F SaFaF Y ,并加以比较 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 16 页 01268. 0 43.321 636. 14912 1 11 F SaFa FY 01548. 0 43.252 751. 1232. 2 2 22 F SaFa FY 大齿轮的法面模数： mmmmmn5472. 1 71. 1301 01548. 012cos797. 010433. 16848. 12 2 25 3 按国标圆整取模 数 m n=3，由于需要满足接触疲劳强度，因此需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=72.91mm计算齿数. z1= n m 12cos91.72 =27.77取 z1=30 z2=2.3330=69.9取 z2=70 计算中心距a= cos2 )( 21n mzz = 12cos2 2)7030( =102.234mm 将中心距圆整为 103mm 修正螺旋角=arccos86.13 1032 2)7030( arccos 2 )( 21 n m 因值改变不多,故参数 , k, h Z等不必修正 分度圆直径： d1= 12cos 230 cos 1 n mz =61.34mmd2= 12cos 270 cos 2 n mz =143.12mm 计算齿轮宽度mmdb d 91.7291.721 1 圆整，取mmB75 1 mmB80 2 （3 3）传动轴承和传动轴的设计传动轴承和传动轴的设计 1.1.传动轴承的设计传动轴承的设计 输出轴上的功率 P3=2.70KW，转速 3 n=82.93r/min，转矩 3 T=311.35Nm 作用在齿轮上的应力： 低速级大齿轮的分度圆直径为 2 d=143.21mm Ft= 2 3 2 d T N16.4348 1021.143 35.3112 3 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 17 页 Fr= FtN o o n 06.1630 86.13cos 20tan 16.4348 cos tan Fa= Fttan=4348.160.246734=1072.84N 预算轴的最小直径 查资料取112 o A，所以mm n P Ad o 763.353 3 3 min 输出轴的直径最小的地方是用来安装联轴器，为了使轴与联轴器配合，应同时选取联轴器 的型号，选取5 . 1 a K 则：mNTKT aca 0275.46735.3115 . 1 3 由于计算出的转矩小于联轴器的公称转矩,所以选取 LT7 型弹性套柱销联轴器，它的转 矩为 500Nm 半联轴器的孔径mm d 40 1 ，所以取mm dI 40 ，L=112mm，半联轴器和轴配 合的长度尺寸mm L 84 1 依据要求确定传动轴的各段直径和长度尺寸： 为了满足半联轴器的要求,-轴段右端需 要加工出轴肩，取-的直径mmd47 ，轴的左端用挡圈定位,挡圈直径mmD50， 为了保证挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比L1略短一些,现取 mml82 初步选择滚动轴承.轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承. 根据工作要求并根据mmd47 ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级 的单列角接触球轴承 7010C 型。 2.2.从动轴的设计从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为： mmmmmmBDd168050, 故mmdd50 ;而mml16 . 右 端 滚 动 轴 承 依 靠 轴 肩 进 行 轴 向 定 位 . 查 得 7010C 型 轴 承 定 位 轴 肩 高 度 57,5 . 3,07. 0 因此取dmmhdhmm。 安装齿轮处的轴段直径mmd58 ，齿轮的右端与左端轴承之间采用套筒定位.齿轮 的轮毂的宽度是 75mm,为了使套筒端面压紧齿轮,此轴段应略短小于轮毂宽度,所以可以 mml72 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度为 h=3.5mm,取mmd65 .轴环的宽 度hb4 . 1=1.4x3,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而 定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右 端面间的距离mml30,故取mml50 . 设齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm,两圆柱齿轮之间的距离 c=20mm.考虑到减速器箱 体的铸造尺寸存在误差,因此，在确定滚动轴承的位置时,轴承应距减速器箱体内壁一段距 离 s,取 s=8mm,已知滚动轴承宽度 T=16mm,高速齿轮轮毂长 L=50mm,则: mmmmasTl43)316816()7275( 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 18 页 mmmmllacsLl62)8241620850( 图 3-1 从动轴 图 3-2 中间轴 图 3-3 主动轴 3.3.键的设计和计算键的设计和计算 根据需要选择键联接的类型和尺寸。 一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据 d2=55 ，d3=65 选择键的尺寸： b2=16h2=10 2 L=36 b3=20h3=12 3 L=50 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 19 页 校和键联接的强度性能。 查得 p =110MPa 所以工作长度 222 bLl36-16=20 333 bLl50-20=30 键与轮毂键槽的接触高度 K2=0.5 h2=5K3=0.5 h3=6 222 3 2 2 102 dlK T p 20.52 55205 100053.1432 p 333 3 3 3 102 dlK T p 22.53 65306 100035.3112 p 两个键都满足要求 综上：键 2：1636 A GB/T1096-1979 键 3：2050 A GB/T1096-1979 3.2 减速器附件设计减速器附件设计 1.1.箱体结构的设计箱体结构的设计 减速器的箱体采用砂型铸造，为了保证齿轮佳合质量采用剖分式结构，大端盖分机体 采用 6 7 is H 配合。 注意事项： （1.）机体应有适合的刚度性能。所以，在机体上外加肋板，外形设计为长方形，以 增强轴承座刚度 (2). 考虑到机体内零件的润滑要求，密封和散热性能，其传动件速度小于 12m/s，适 宜采用浸油润滑，同时为了避免油的流动使得沉渣甩出至齿轮，齿顶到油池底面的距离保 证 40mm， 为保证箱体盖与机座连接处密封性， 联接凸缘应有足够的宽度， 联接表面应精磨， 其表面粗糙度为 6.3。 (3).铸件壁厚为 10mm，外倒圆角半径为 3mm。机体外型简单，拔模方便.，机体结构 有良好的工艺性。 2，其他附件的设计，其他附件的设计 (1)透视孔 为了看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，在机盖 顶部开有透视孔，窥视孔有盖板，机体上开透视孔与凸缘一块，有便于加工出支承盖板的 表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6 螺栓紧固。 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 20 页 (2)放油孔螺塞： 放油孔位于油池的最底面处，并布置在减速器内远离其他部件的一侧，以便放油，放油 孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，加工成螺塞头部的支承面，并加密封 封油圈加以密封。 (3)油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油 尺座孔而溢出. (4) 通气孔： 减速器在运转一段时间后，箱体体内温度会升高，导致气压增大，为了便于排气，在 箱体盖顶部的透视孔上安装通气器，以便达到箱体体内和箱体外为压力一致。 (5) 启盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度应大于机盖联结凸缘处的厚度。钉杆端部一般应制成圆柱形， 以免破坏螺纹. (6)定位销： 为保证剖分式箱体的轴承座孔的装配精确度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一个 圆锥形定位销，以提高定位的精度。 (7) 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 减速器箱体结构尺寸如下： 表 3-1 名称符号计算公式结果 箱座壁厚 83025. 0a10 箱盖壁厚 1 8302. 0 1 a 9 箱盖凸缘厚度 1 b 11 5 . 1b 12 箱座凸缘厚度b5 . 1b15 箱座底凸缘厚度 2 b5 . 2 2 b 25 地脚螺钉直径 f d12036. 0ad f M24 地脚螺钉数目 n 查手册6 轴承旁联接螺栓 直径 1 d f dd72. 0 1 M12 机盖与机座联接 2 d 2 d=（0.50.6） f d M10 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 21 页 螺栓直径 轴承端盖螺钉直 径 3 d 3 d=（0.40.5） f d 10 视孔盖螺钉直径 4 d 4 d=（0.30.4） f d 8 定位销直径d d=（0.70.8） 2 d 8 f d， 1 d， 2 d至外 机壁距离 1 C 查机械课程设计指导 书表 4 34 22 18 f d， 2 d至凸缘边 缘距离 2 C 查机械课程设计指导 书表 4 28 16 外机壁至轴承座 端面距离 1 l 1 l= 1 C+ 2 C+（812） 50 大齿轮顶圆与内 机壁距离 1 1 1.2 15 齿轮端面与内机 壁距离 2 2 10 机盖，机座肋厚 mm , 1 85. 0,85. 0 11 mm 1 m9m8.5 轴承端盖外径 2 DDD 2 +（55.5） 3 d 120（1 轴）125（2