基于CAD的一级减速器的二维设计

0编号毕业综合实践报告报告题目基于CAD的一级减速器设计设计者指导教师院系机电工程系班级12级1班学科、专业汽车运用技术北京工业大学通州分校2014年5月北京工业大学通州分校毕业综合实践报告1摘要本文以一级减速器机构为研究对象，以CAD2010为画图软件，并结合给定相关参数，建立了圆柱齿轮的参数化设计，通过该系统可以快速完成不同参数的圆柱齿轮的图纸。使用CAD软件对一级直齿减速器进行设计，并对主要零部件进行了强度校核。第一，计算传动装置的运动和动力学分析，包括转速、功率、转矩的计算；第二进行齿轮传动的设计，包括计算分度圆直径、确定模数、并校核齿根弯曲疲劳强度、齿轮的几何尺寸、齿轮精度校核；第三传动轴的设计，包括高速轴和低速轴的设计并校核危险截面；第四滚动轴承和箱体的设计；最后，根据上述计算得出的参数，绘制一级直齿减速器的二维工程图纸。关键词减速器设计，运动和动力学分析，齿轮传动，传动轴设计，二维工程图北京工业大学通州分校毕业综合实践报告2目录摘要1目录21绪论411选题背景4111汽车上的齿轮传动装置简介4112AUTOCAD简介512研究内容52传动装置的运动和动力学分析621参数和传动方案622动力和运动分析6221转速6222功率7223转矩723本章小结83齿轮传动的设计931齿轮参数的初步确定932模数的确定9321计算分度圆直径9322模数的选择933按齿根弯曲疲劳强度校核1034齿轮的几何尺寸1035齿轮精度校核1136本章小结114传动轴的设计1341高速轴的设计13411估算最小直径13412轴各段直径和长度的确定13413高速轴危险截面校核1442低速轴的设计16411估算最小直径16412轴各段直径和长度的确定16413低速轴危险截面校核1743本章小结195滚动轴承及箱体的设计20北京工业大学通州分校毕业综合实践报告351滚动轴承的设计20511高速轴上的滚动轴承设计20512低速轴上的滚动轴承设计2052箱体的设计20521箱体总体尺寸和螺栓设计20522箱体吊耳设计21523轴承端盖设计2153润滑与密封21531润滑21532密封2254极限与配合、形位公差和表面粗糙度的选择22541极限与配合22542形位公差22543表面粗糙度选择2355本章小结23结论26致谢27参考文献28附录29北京工业大学通州分校毕业综合实践报告41绪论11选题背景111汽车上的齿轮传动装置简介中国百年追求富强的强国之路，是与开放、共享人类进步思想紧密联系在一起的，而中国的汽车工业在最近这快速增长的三十年，逐渐走进中国的千家万户。在我国，经过了三十年的发展，产能和质量逐年上升，汽车产业已经成为了支柱产业。据中国汽车工业协会统计分析，2013年12月，汽车产销保持稳定增长，当月产销再创月度新高。2013年，汽车产销双双超过2000万辆，增速大幅提升，高于年初预计，并且再次刷新全球记录，已连续五年蝉联全球第一1。图11汽车主减速器圆柱齿轮减速机，是一种动力传达机构，其利用齿轮的速度转换器，将电机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的装置,是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。主要用于带式输送机及各种运输机械，也可用于其它通用机械的传动机构中。它具有承载能力高、寿命长、体积小、效率高、重量轻、噪声低等优点，用于输入轴与输出轴呈垂直方向布置的传动装置中。北京工业大学通州分校毕业综合实践报告5图12节气门112AUTOCAD简介AUTOCAD（AUTOCOMPUTERAIDEDDESIGN）是AUTODESK（欧特克）公司首次于1982年开发的自动计算机辅助设计软件，用于二维绘图、详细绘制、设计文档和基本三维设计。现已经成为国际上广为流行的绘图工具。AUTOCAD具有良好的用户界面，通过交互菜单或命令行方式便可以进行各种操作。它的多文档设计环境，让非计算机专业人员也能很快地学会使用。在不断实践的过程中更好地掌握它的各种应用和开发技巧，从而不断提高工作效率。AUTOCAD具有广泛的适应性，它可以在各种操作系统支持的微型计算机和工作站上运行2。本文结合给定参数，使用CAD软件对一级直齿减速器进行设计，并对主要零部件进行了强度校核，为汽车主减速器及汽车上其它齿轮传动零部件的设计奠定基础。12研究内容本文以一级减速器机构为研究对象，以CAD2010为画图软件，并结合给定相关参数，建立了圆柱齿轮的参数化设计，通过该系统可以快速完成不同参数的圆柱齿轮的图纸。主要内容如下（1）通过给定的参数，并计算出相关的数据，然后进行运动和动力设计；（2）根据给定的参数，并且结合上面所算出数据，对主要零部件尺寸进行设计，并对强度进行校核；（3）根据计算出的零部件尺寸，绘画出各零部件和一级减速器的二维图纸。北京工业大学通州分校毕业综合实践报告62传动装置的运动和动力学分析21参数和传动方案选用Y系列三相异步电动机（Y132M16），其技术数据额定功率为55KW，满载转速为960R/MIN，V带连接，其中V带的传动比为25，一级直齿减速器齿轮的传动比为5。传动方案如下图所示图21传动方案22动力和运动分析221转速由满载转速和V带传动比计算高速轴转速1,WNNI21其中，1N为高速轴转速；WN为额定转速；,I为V带的传动比。本文中WN960R/MIN，,I25，代入式21，求得高速轴转速1N384R/MIN。北京工业大学通州分校毕业综合实践报告7由高速轴和一级直齿减速器齿轮的传动比计算低速轴转速12NNI22其中，2N为高速轴转速；I为一级直齿减速器齿轮的传动比。将1N和I的数据代入式22，得到低速轴转速2N768R/MIN。222功率由给定的电动机额定功率和各零件传动效率计算两轴功率。高速轴输入功率114WPP23其中，1P为高速轴输入功率；WP为额定功率；1为V带传动效率；4为联轴器传动效率。由文献3表23查得1096，4098。电动机额定功率WP为55KW，将数据代入式23，计算得到高速轴输入功率1P为517KW。高速轴功率0112PP24其中，01P为高速轴功率；2为滚动轴承传动效率。由文献3中表23查得2099。将数据代入式24，得到高速轴功率01P为512KW。低速轴功率02011PP25其中，02P为低速轴功率；3为闭式齿轮传动效率。由文献3中表23查得3097。将数据代入式25，计算得到低速轴功率02P为497KW。低速轴输出功率2022PP26其中，2P为低速轴输出功率。将数据代入式26，得到低速轴输出功率2P为492KW。223转矩由高速轴输入功率，低速轴功率，高速轴转速和各零件传动效率计算转矩。高速轴输入转矩北京工业大学通州分校毕业综合实践报告81119550PTN27其中，1T为高速轴输入转矩。将数据代入式27，计算得到高速轴输入转矩1T为12858NM。高速轴转矩0112TT28其中，01T为高速轴转矩。将数据代入式28，得到高速轴转矩01T为12729NM。低速轴转矩020229550PTN29其中，02T为低速轴转矩。将数据代入式29，计算得到低速轴转矩02T为61801NM。低速轴输出转矩2022TT210其中，2T为低速轴输出转矩。将数据代入式210，得到低速轴输出转矩2T为61183NM。23本章小结根据上述计算得出，减速器的运动和动力学参数如表21所示表21运动和动力设计参数轴名功率KW转矩NM转速R/MIN传动比输入输出输入输出电动机轴5525高速轴51751212858127293845低速轴4974926180161183768北京工业大学通州分校毕业综合实践报告93齿轮传动的设计31齿轮参数的初步确定由参考文献4表111可知齿轮轴小齿轮45调制，齿面硬度197286HBS，接触疲劳极限LIM1620HMPA，弯曲疲劳极限1480FEMPA，大齿轮用ZG35SIMN调制，齿面硬度241269HBS，接触疲劳极限LIM2620HMPA，弯曲疲劳极限2510FEMPA；由参考文献4表115可知，安全系数为11HS、125FS。32模数的确定321计算分度圆直径按照齿面接触疲劳强度计算分度圆直径，其表达式如下2013121EHDHKTZZIDI31其中，1D为分度圆直径；K为载荷系数，D为齿宽系数，由文献4中表116查得齿宽系数D为1。由文献4中表113查得K为15；EZ为材料弹性影响系数，由文献4中表114查得EZ为1898；HZ为区域系数，取值25；H为许用应力，其表达式为LIMHHHS32将LIM1620HMPA、11HS代入式32可得1564HMPA；将LIM2620HMPA、11HS代入式32可得2564HMPA。因为2H等于1H，所以H取564MPA。将数据带入式31，可得分度圆直径16878DMM322模数的选择小齿轮齿数128Z，由小齿轮的分度圆直径和齿数确定模数，其表达式如下11DMZ33其中，M为模数。将齿数及分度圆直径数据带入式33中，可得模数M246，取标准北京工业大学通州分校毕业综合实践报告10值为25。逆推式33，小齿轮分度圆直径170DMM。33按齿根弯曲疲劳强度校核由模数可以校核齿根弯曲疲劳强度，其达式如下013212FASADFKTYYMZ34其中，FAY为外齿轮的齿形系数，SAY为外齿轮齿根修正系数。由文献4图118查得，小齿轮的齿形系数1FAY为265；齿轮的齿形系数2FAY为218；由文献4图119查得，小齿轮齿根修正系数1SAY为162，大齿轮齿根修正系2SAY为181。F为许用应力，其表达式为FEFFS35将160FEMPA、125FS带入式35，可得1480FEMPA；将2510FEMPA、125FS带入式35，可得1384FEMPA，2408FEMPA。计算112212FASAFASAFFYYYY，取较大值带入式34，计算可得176M，由于所取的标准模数大于计算得到的模数，因此满足齿根弯曲疲劳强度要求。34齿轮的几何尺寸由小齿轮齿数及齿轮传动比可以确定大齿轮齿数，其表达式如下21ZZI36其中2Z为大齿轮齿数，将128Z、5I带入式36，可得大齿轮齿数2140Z。由模数和齿数可以确定大齿轮分度圆直径，其表达式如下22DMZ37其中2D为大齿轮分度圆直径，将M25、2140Z带入式37，可得2350DMM。由齿数1Z、2Z、模数M以及齿顶高系数AH可计算齿顶圆直径1AD、2AD，其表达式如下2AADZHM38北京工业大学通州分校毕业综合实践报告11根据GB13561988规定对于正常齿制，AH1，C025。将128Z，模数M25带入式38可得齿顶圆直径175ADMM，将2140Z，模数M25带入式38可得齿顶圆直径2355ADMM。由齿数1Z、2Z、模数M以及齿顶高系数AH和顶隙系数C可计算齿顶圆直径1AD、2AD，其表达式如下22FADZHCM39其中FD为齿根圆直径，C为顶隙系数，将数据带入式39，可得小齿轮齿根圆直径16375FDMM、大齿轮齿根圆直径234375FDMM。由分度圆直径和齿宽系数计算可得齿轮宽度，其表达式如下DBD310将2350DMM，1D带入式310，可得大齿轮齿宽270BMM，小齿轮比大齿轮大5MM，则小齿轮齿宽175BMM。由两分度圆直径可确定齿轮的中心距A，其表达式如下1212ADD311将170DMM、2350DMM带入式311可得中心距210AMM。35齿轮精度校核齿轮的精度等级由小齿轮的圆周速度决定，其表达式如下11601000DNV312将170DMM、1384/MINNR带入式312，可得小齿轮圆周速度141/VMMS，参照文献4表112，可知选择8级精度合适。36本章小结1本章通过模数的确定、弯曲疲劳强度校核和几何尺寸的计算，并计算齿轮的圆周速度来确定齿轮的精度得出大小齿轮具体的齿轮的几何尺寸，如表31所示。2齿轮的零件图在附录中已给出。北京工业大学通州分校毕业综合实践报告12表31齿轮几何尺寸分度圆直径/MM齿顶圆直径/MM齿根圆直径/MM齿轮宽度/MM中心距/MM小齿轮7075637575210大齿轮3503553437570北京工业大学通州分校毕业综合实践报告134传动轴的设计41高速轴的设计411估算最小直径按扭转强度估算轴的直径，选45，由文献5表153，可知扭转强度2545MPA，材料常数0126103A，0A取125，其表达式如下013001PDAN41将0125A、1384/MINNR、01512PKW带入式41可得02964DMM。高速轴最小轴直径计算表达式如下01101005DDN42其中，011D为高速轴最小轴直径；N为键槽数为1，带入式42可得011D为3112MM由文献6表143，可得01132DMM。412轴各段直径和长度的确定高速轴为齿轮轴，共分为7段。左起第一段轴与带轮用键连接，直径01132DMM，长度01160LMM，根据参考文献3表1026，键槽选用108BH，132JLMM；左起第二段轴穿过轴承透盖，直径01236DMM，长度01240LMM；左起第三段轴安装深沟球轴承，直径01340DMM，长度01320LMM，并加工退刀槽；左起第四段轴为深沟球轴承的定位轴肩，直径01445DMM，长度01420LMM；左起第五段轴为齿轮轴，直径01570DMM，长度为小齿轮宽度01575LMM，左起第六段为深沟球轴承的定位轴肩，直径01645DMM，长度01620LMM；左起第七段轴安装深沟球轴承并加工退刀槽，直径01740DMM，长度01720LMM。北京工业大学通州分校毕业综合实践报告14413高速轴危险截面校核高速轴上所承受的作用力大小及方向如下图所示图41高速轴作用力示意图其中，1TF为作用在小齿轮上的圆周力；1RF为作用在小齿轮上的径向力；1AHR和1BHR为一对水平方向上的支座反力；1AVR和1BVR为一对垂直方向上的支座反力；1L为两轴承中心之间的距离轴承宽度的一半与左起第六段的长度与小齿轮宽度的一半之和为112L，经计算1L133MM。作用在小齿轮上的圆周力计算公式如下所示01112TTFD43将小齿轮转矩01T12729NM和分度圆直径170DMM代入式43，计算得到作用在小齿轮上的圆周力1TF为363686N。由于齿轮为圆柱直齿，水平方向的支座反力大小相等，11111818432AHBHTRRFN。作用在小齿轮上的径向力计算公式如下所示11TANRTFF44其中，为啮合角，对于标准直齿圆柱齿轮，啮合角20O。将作用在小齿轮上的圆周力1TF代入式44，计算得到作用在小齿轮上的径向力1RF为132371N。由于齿轮为圆柱直齿，且由于选用深沟球轴承，不存在轴向力，因此，垂直方向的支座反力大小相等，北京工业大学通州分校毕业综合实践报告151111661862AVBVRRRFN。高速轴的水平弯矩、垂直弯矩、合成弯矩和当量弯矩公式如下所示111111221112211011212HAHVAVCHVECMRLMRLMMMMMT45其中，1HM为水平弯矩；1VM为垂直弯矩；1CM为合成弯矩；1EM为当量弯矩；为折合系数由于扭转切应力为脉动循环变应力，取06。将数据代入式45，1HM12093NM；1VM4401NM；1CM12869NM；1EM14965NM。弯矩图如下所示图42左起第四段与第五段接触的截面（如示意图中C处所示）处的当量弯矩最大，所以C北京工业大学通州分校毕业综合实践报告16处的剖面较为危险。该剖面的当量弯矩为14965NM，该处应力的计算公式为22101142CCACMTWW46其中，1CAC为高速轴C截面的计算应力；W为高速轴的抗弯截面系数（对于圆截面，抗弯截面系数301401WD，经计算391125WMM）。经计算11642CACMPA。查文献6中表151可知，许用弯曲应力1为60MPA，由于1CAC小于许用弯曲应力1，所以确定的尺寸符合安全规定。左起第一段和第二段接触的截面（如示意图中D处所示）处虽仅受弯矩影响，但是直径较小，因此该截面也较为危险。该截面计算应力如下所示011CADTW47其中，1CAD为高速轴D截面的计算应力。该截面为圆截面，抗弯截面系数301101WD，经计算332768WMM。经计算1253CADMPA，由于1CAD小于许用弯曲应力1，所以确定的尺寸符合安全规定。42低速轴的设计411估算最小直径按扭转强度估算轴的直径，选45，由文献5表153扭转强度2545MPA，材料常数0126103A，0A取125，其表达式如下023002PDAN48将0125A、2768/MINNR、02497PKW带入式48可得05019DMM。高速轴最小轴直径计算表达式如下02101005DDN49其中，027D为高速轴最小轴直径；N为键槽数为2，带入式49可得027D为5521MM由文献6表143可得02756DMM。412轴各段直径和长度的确定低速轴为非齿轮轴，共分为7段，右起第一段轴与带轮用键连接，直径02156DMM，北京工业大学通州分校毕业综合实践报告17长度02160LMM，根据参考文献3表1026键槽选用1610BH，145JLMM；右起第二段轴穿过轴承透盖，直径02263DMM，长度02240LMM；右起第三段安装深沟球轴承并用套筒定位，直径02370DMM，长度02348LMM；右起第四段安装齿轮与轴用键槽连接，根据参考文献3表1026键槽选用2214BH，长度350JLMM，轴直径02475DMM，长度024695LMM；右起第五段为定位轴环直径02585DMM，长度02510LMM；右起第六段为定位轴肩，直径02675DMM，长度026125LMM；右起第七段轴安装深沟球轴承，直径02770DMM，长度02724LMM。413低速轴危险截面校核低速轴上作用力大小及方向如下图所示图43低速轴作用力示意图其中，2TF为作用在大齿轮上的圆周力；2RF为作用在大齿轮上的径向力；2AHR和2BHR为一对水平方向上的支座反力；2AVR和2BVR为一对垂直方向上的支座反力；2L为两轴承中心之间的距离轴承宽度的一半与右起第六段的长度与轴环长度与大齿轮轴长度的一半之和为212L，经计算2L116MM。作用在大齿轮上的圆周力计算公式如下所示02222TTFD410将大齿轮转矩02T61801NM和分度圆直径2D350MM代入式410，计算得到作用在北京工业大学通州分校毕业综合实践报告18小齿轮上的圆周力2TF为353149N。由于齿轮为圆柱直齿，水平方向的支座反力大小相等，22211765752AHBHTRRFN。低速轴的水平弯矩、垂直弯矩、合成弯矩和当量弯矩公式如下所示222222222222222021212HAHVAVCHVECMRLMRLMMMMMT411其中，2HM为水平弯矩；2VM为垂直弯矩；2CM为合成弯矩；2EM为当量弯矩。将数据代入式411，2HM12272NM；2VM4467NM；2CM13060NM；2EM39313NM。弯矩图如下所示图44低速轴的载荷分析图北京工业大学通州分校毕业综合实践报告19右起第三段与第四段接触的截面（如示意图中C处所示）处的当量弯矩最大，所以C处的剖面较为危险。该剖面的当量弯矩为39313NM，该处应力的计算公式为22202242CCACMTWW412其中，2CAC为高速轴C截面的计算应力；W为高速轴的抗弯截面系数（对于圆截面，抗弯截面系数31301WD，经计算3343000WMM）。经计算21146CACMPA。查文献6中表151可知，许用弯曲应力1为60MPA，由于2CAC小于许用弯曲应力1，所以确定的尺寸符合安全规定。右起第一段和第二段接触的截面（如示意图中D处所示）处虽仅受弯矩影响，但是直径较小，因此该截面也较为危险。该截面计算应力如下所示022CADTW322其中，2CAD为高速轴D截面的计算应力。该截面为圆截面，抗弯截面系数31101WD，经计算3175616WMM。经计算22111CADMPA，由于2CAD小于许用弯曲应力1，所以确定的尺寸符合安全规定。43本章小结根据上述计算得出高速轴与低速轴各段尺寸参数如表41所示。高速轴与低速轴零件图已在附录中给出。表41高速轴与低速轴各段尺寸参数高速轴参数（MM）低速轴参数（MM）直径长度直径长度第一段32605660第二段36406340第三段40207048第四段452075695第五段70758510第六段452075125第七段40207024北京工业大学通州分校毕业综合实践报告205滚动轴承及箱体的设计51滚动轴承的设计511高速轴上的滚动轴承设计初选6208深沟球轴承，当量动载荷132371RPFN，根据工作条件预算轴承寿命，只受径向力作用，轴承寿命的表达式如下611111060TRHPFCLNFP51其中1HL为轴承寿命；TF为温度系数；PF为载荷系数；为寿命指数；1RC为径向基本额定动载荷。由文献4中表168查得温度系数TF为1；PF为1。由文献3中表查得1RC为295KW；3。将数据带入式51，计算得到轴承寿命1HL为480402H，满足每天8小时工作的条件。512低速轴上的滚动轴承设计根据条件预算轴承的寿命。当量动载荷2R2PF128536N，由于只受径向力作用，轴承寿命表达式如下622221060TRHPFCLNFP52其中2HL为轴承寿命；2RC为径向基本额定动载荷。由文献4中表168查得温度系数TF为1；PF为1。由文献3中表查得1RC为295KW；3。将数据带入式52，计算得到轴承寿命1HL为22987348H，满足每天8小时工作的条件。52箱体的设计521箱体总体尺寸和螺栓设计根据文献3表41可查得，箱座壁厚，0025A18，将数据带入式子中，壁厚取8MM；箱盖壁厚1，002A18，将数据带入公式中，壁厚取8MM；箱盖凸缘厚度1B，北京工业大学通州分校毕业综合实践报告2111512MM；箱座凸缘厚度B，1512MM；箱座底凸缘厚度2B，2520MM；地脚螺钉直径FD，0036121956AMM，取20MM；地脚螺钉数目N,250A，4N；轴承旁连接螺栓直径1D，07516FDMM；箱盖与箱座连接螺栓直径2D，0512FDMM；连接螺栓2D的间距L为200；定位销直径D，207708DMM，取8MM；1D，2D和FD至外箱壁距离1C18MM；2D和FD至凸缘边缘距离224CMM；轴承旁凸台半径1R为24MM；凸台高度30MM；箱盖，箱座助厚M，11085M取8MM，085M取8MM；齿轮端面与内箱壁28MM。522箱体吊耳设计根据文献7查表G10，箱体吊耳壁宽B40MM，吊耳宽20MM，吊耳长H40MM。523轴承端盖设计选用轴承螺钉连接外装式轴承，根据文献3表41可查得，轴承端盖螺钉直径3D，04978FDMM,取10MM。根据文献7查表G5，大轴承大径D175MM；轴承端盖螺孔间直径0D150MM；外径2D125MM；轴承端盖内径3D110MM轴承盖厚度E12MM；轴承盖螺钉个数N6。小轴承大径D130MM轴承端盖螺孔间直径0D105MM；外径2D125MM；轴承端盖内径3D67MM轴承盖厚度12MME；轴承盖螺钉个数6N。53润滑与密封531润滑润滑油是用在各种类型汽车、机械设备上以减少摩擦，保护机械及加工件的液体或半固体润滑剂，主要起润滑、冷却、防锈、清洁、密封和缓冲等作用。润滑脂主要由矿物油（或合成润滑油）和稠化剂调制而成。其作用主要是润滑、保护和密封。根据文献7表F1可以查得，齿轮传动部分的润滑油选用LAN15（GB44389），主要用于一般要求的齿轮、滑动轴承，润滑油的油面高度略高于大齿轮的齿顶圆直径的1/3，润滑油由大齿轮齿面带动与小齿轮齿面进行接触。根据表F2可以查得，滚动轴承传动部分的润滑脂选用ZGN692（SY151482），主要用于机车、电机、汽车及其他机械的滚动北京工业大学通州分校毕业综合实践报告22轴承润滑。532密封轴承和箱体间，选用挡油盘进行密封。根据文献7表F3查得，轴承透盖中，选用毡圈进行密封。高速轴的轴承透盖选用毡圈40JB/ZQ460686，毡圈的尺寸为外径53MM，内径39MM，宽度7MM。低速轴的轴承透盖选用84JB/ZQ460686，毡圈的尺寸外径84MM，内径63MM，宽度8MM。54极限与配合、形位公差和表面粗糙度的选择541极限与配合配合的定义基本尺寸相同的,相互结合的孔和轴的公差带之间的关系称为配合。配合的种类分为间隙配合、过盈配合和过度配合。（1）低速轴齿轮与轴的公差配合齿轮与轴的配合为间隙配合，优先配合特性为基孔制，齿轮上孔的极限偏差为H7，由文献7中表C4可知，上偏差为0030MM，下偏差为0。根据孔的极限偏差，轴的极限偏差为G6，查表C3可知，上偏差为0010MM，下偏差为0029MM。（2）高速轴轴承和箱体的公差配合高速轴轴承与箱体的配合为间隙配合，箱体上孔的极限偏差为H7，由文献7中表C4可知，上偏差为0030MM，下偏差为0。（3）低速轴轴承和箱体的公差配合低速轴轴承与箱体的配合为间隙配合，箱体上孔的极限偏差为H7，由文献7中表C4可知，上偏差为0035MM，下偏差为0。（4）高速轴和轴承的公差配合高速轴与轴承的配合为过盈配合，高速轴的极限偏差为K6，由文献7中表C3可知，上偏差为0018MM，下偏差为0002MM。（5）低速轴和轴承的公差配合低速轴与轴承的配合为过盈配合，低速轴的极限偏差为K6，由文献7中表C3可知，上偏差为0021MM，下偏差为0002MM。542形位公差由文献7表C6与C7可知，对于高速轴，左起第一段安装键槽，该处的对称度为0015MM。左起第三段安装轴承，其圆柱度为0011MM，圆跳动为0030MM；左起第七段安装轴承，其圆柱度为0011MM，圆跳动0030MM，左起第五段为齿轮部分，该段的圆跳动为0040MM；左起第三段和第四段连接处到左起第六段与左起第七段连接处的圆跳动为0030MM。由文献7表C6与C7可知，对于低速轴，右起第一段安装键槽，该处的对称度为0012MM；右起第三段安装轴承，其圆柱度为0013MM，圆跳动为0040MM右起第四段安北京工业大学通州分校毕业综合实践报告23装齿轮，其圆跳动为0040MM；右起第四段安装键槽，该处的对称度为0020MM，右起第七段安装轴承，其圆柱度为0013MM，圆跳动为0040MM。543表面粗糙度选择根据加工方法，由文献7查表C17至C20，对于高速轴，左起第二段穿过透盖，与毡圈相配合，其粗糙度RA的上限值为16M，其余粗糙度RA的上限值为32M，左起第三段与左起第七段安装轴承，其光洁度较高，粗糙度RA的上限值为08M。对于低速轴，右起第二段穿过透盖，与毡圈相配合，其粗糙度RA的上限值为16M，其余粗糙度RA的上限值为32M，右起三段与右起第七段安装轴承，其光洁度较高，粗糙度RA的上限值为08M；对于大齿轮，与轴配合的孔的内壁粗糙度RA的上限值为16M，其余粗糙度RA的上限值为32M。对于大齿轮，其具体的粗糙度见附录零件图。55本章小结（1）对滚动轴承的疲劳寿命进行校核，满足每天8小时工作的条件；（2）根据上述计算得出箱体各部分尺寸如表51所示。装配图已在附录中给出。表51箱体的尺寸名称符号圆柱齿轮减速器尺寸关系箱座壁厚8箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度1B12箱座凸缘厚度B12箱座底凸缘厚度2B20地脚螺钉直径FD20地脚螺钉数目N4轴承旁连接螺栓直径1D16箱盖与箱座连接螺栓直径2D12连接螺栓2D的间距L200窥视孔盖螺钉直径4D8北京工业大学通州分校毕业综合实践报告24定位销直径D81D，2D和FD至外箱壁距离1C182D和FD至凸缘边缘距离2C24轴承旁凸台半径1R24箱盖筋厚1M8箱座筋厚M8轴承盖厚度E12凸台高度H30表52箱体吊耳尺寸名称符号尺寸数据MM吊耳壁宽B40吊耳宽20吊耳长H40表53大轴承轴承端盖尺寸名称符号尺寸数据轴承端盖螺钉直径3D10MM轴承端盖大径D175MM轴承端盖螺孔间直径0D150MM轴承端盖外径2D125MM轴承端盖内径3D110MM轴承端盖厚度E12MM轴承端盖螺钉个数N6表54小轴承轴承端盖尺寸名称符号尺寸数据轴承端盖螺钉直径3D10MM北京工业大学通州分校毕业综合实践报告25轴承端盖大径D130MM轴承端盖螺孔间直径0D105MM轴承端盖外径2D125MM轴承端盖内径3D67MM轴承端盖厚度E12MM轴承端盖螺钉个数N6北京工业大学通州分校毕业综合实践报告26结论本文以一级减速器机构为研究对象，以CAD2010为画图软件，并结合给定相关参数，建立了圆柱齿轮的参数化设计，通过该系统可以快速完成不同参数的圆柱齿轮的图纸。结论如下（1）根据已知的参数和传动方案计算出动力和运动的数据；（2）根据已知的参数计算得到齿轮的几何尺寸并进行校核，绘制齿轮的零件图；（3）根据已知的参数计算得到传动轴的几何尺寸并对危险截面进行校核，绘制出传动轴的零件图；（4）对滚动轴承的疲劳寿命进行校核，满足每天8小时工作的条件，并对箱体的基本尺寸进行计算，绘制一级直齿减速器的二维装配图。北京工业大学通州分校毕业综合实践报告27致谢本篇论文是在老师的悉心指导下完成的，老师从最初的定题，到资料收集，到写作、修改，到论文定稿，她给了我耐心的指导和悉心的帮助，在此我向她表示我诚挚的谢意。同时，感谢所有任课老师和所有同学给我的指导和帮助，是他们教会了我专业知识，教会了我如何学习，教会我如何做人。祝所有的老师培养出越来越多的优秀人才，桃李满天下北京工业大学通州分校毕业综合实践报告28参考文献1中国汽车工业协会网站、FT中文网、MARKLIN