二级圆柱齿轮减速器(CAD图纸6张).

目 录

概述 .................................................................................................................................................. 2 设计任务书....................................................................................................................................... 3 第1章 传动方案的总体设计 ....................................................................................................... 4

1.1传动方案拟定 .................................................................................................................... 4 1.2电动机的选择 .................................................................................................................... 5 1.3 传动比的计算及分配 ....................................................................................................... 5 1.4 传动装置运动、动力参数的计算 ................................................................................... 6 第2章 减速器外传动件（三角带）的设计 ................................................................................. 7

2.1功率、带型、带轮直径、带速 ........................................................................................ 7 2.2确定中心距、V带长度、验算包角 ................................................................................. 8 2.3确定V带根数、计算初拉力压轴力 ................................................................................ 8 2.4带轮结构设计 .................................................................................................................... 9 第3章 减速器内传动的设计计算 ............................................................................................... 10

3.1高速级齿轮传动的设计计算 .......................................................................................... 10 3.2低速级齿轮传动的设计计算 .......................................................................................... 14 3.3齿轮上作用力的计算 ...................................................................................................... 18 第4章 减速器装配草图的设计 ................................................................................................. 21

4.1合理布置图面 .................................................................................................................. 21 4.2绘出齿轮的轮廓尺寸 ...................................................................................................... 21 4.3箱体内壁 .......................................................................................................................... 21 第5章 轴的设计计算 ................................................................................................................. 22

5.1高速轴的设计与计算 ...................................................................................................... 22 5.2中间轴的设计与计算 ...................................................................................................... 28 5.3低速轴的设计计算 .......................................................................................................... 35 第6章 减速器箱体的结构尺寸 ................................................................................................... 41 第7章 润滑油的选择与计算 ..................................................................................................... 42 第8章装配图和零件图 ................................................................................................................. 43

1.1附件设计与选择 .............................................................................................................. 43 8.2绘制装配图和零件图 ...................................................................................................... 43 参考文献......................................................................................................................................... 44 致谢 ................................................................................................................................................ 45

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概述

毕业设计目的在于培养机械设计能力。毕业设计是完成机械制造及自动化专业全部课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学环节，其目的为：

1. 通过毕业设计培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。

2. 通过毕业设计的实践，掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养设计能力。

3. 进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。

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设计任务书

一、设计题目：带式输送机传动装置

输送机连续工作，单项运转，载荷变化不大，使用期限10年，两班制工作，输送带速度允许误差为±0.5%

二、原始数据：

传送带拉力传送带滚筒直使用年限（年） 10 F(KN) 7000 速度V(m/s) 径D（mm） 1.25 500 三、设计内容和要求：

本毕业设计选择齿轮减速器为设计课题，设计的主要内容包括以下几方面： （1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数； （2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；

（3）进行传动件带、齿轮、轴的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等； （4）绘制减速器装配图及典型零件图（有条件可用AutoCAD绘制）； （5）编写设计计算说明书。 2. 要求每个学生完成以下工作： 1、减速器装配图1张（0号图纸）

2、输入轴输出轴零件图各1张（2号图纸） 3、齿轮零件图1张（2号图纸） 4、设计说明书1份（1万字以上） 5、减速器箱体零件图1张（0号图纸）

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第1章 传动方案的总体设计

1.1传动方案拟定

（图2）

1-带传动 2-电动机 3-减速器 4-联轴器 5-输送带 6-输送带

由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。

减速器为展开式圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。

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1.2电动机的选择

1.选择电动机的类型，根据用途选用Y系列三相异步电动机。 输送带功率为 PwFv70001.25kw8.75kw 10001000查表[13]2-1取，带传动效率带=0.96，一对轴承效率轴承=0.99，直齿齿轮传动效率直齿=0.97，联轴器效率联=0.99，得电动机到工作机间的总效率为

总=带4轴承2直齿联=0.96*0.994*0.972*0.99=0.859

2.选择电动机功率 电动机所需工作效率为

P0= Pw/总=8.75/0.859 Kw=10.19Kw

根据表[13]8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=11Kw

3.确定电动机转速 输送带带轮的工作转速为 nw100060v1000601.2547.77r/min d500由表[13]2-2可知带传动传动比i带=2～4，两级减速器传动比i齿=8～40，则总传动比范围为

i总=i锥i齿=（2～4）*（8～40）=16～160

电动机的转速范围为

n0=nwi总=47.77*(16～160)r/min=7.32～73.2r/min

由表[13]8-2知，符合这一要求的电动机同步转速有1000r/min、1500r/min和3000r/min，考虑到3000r/min的电动机转速太高，而1000r/min的电动机体积大且价格贵，所以本例选用1500r/min的电动机，其满载转速为1460r/min,其型号为Y160M-4

1.3 传动比的计算及分配

1.总传动比

5

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i总=nm/nw=1460/47.77=30.56 2.分配传动比

根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5，则减速器传动比为 ii总i30.56512.22 带2.高速级传动比为

i1(1.3~1.4)i(1.3~1.4)12.223.99~4.14，取i4.1

低速级传动比为

i2=i/i1=12.22/4.1=2.98

1.4 传动装置运动、动力参数的计算

1.各轴转速 n0=nm=1460r/min

n1=n0/i带=1460/2.5=584r/min n2=n1/i1=584/4.1r/min=142.44r/min n3=n2/i2=142.44/2.98r/min=47.8r/min nw=n3=47.8r/min 2.各轴功率

p1=p0带=10.19*0.96kw=9.78kw

P2=p11-2=p1轴承齿=9.78*0.99*0.97kw=9.39kw P3=p22-3=p2轴承齿=9.39*0.99*0.97kw=9.02kw Pw=p33-w=p3轴承联=9.02*0.99*0.99kw=8.84kw 3.各轴转矩

T0=9550p0/n0=9550*10.19/1460N·mm=66.65N·m T1=9550p1/n1=9550*9.78/584N·mm=159.93N·m T2=9550p2/n2=9550*9.39/142.44N·mm=629.6N·m T3=9550p3/n3=9550*9.02/47.8N·mm=1802.11N·m

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Tw=9550pw/nw=9550*8.84/47.8N·mm=1766.15N·m

第2章 减速器外传动件（三角带）的设计

2.1功率、带型、带轮直径、带速

1.功率 PdKAP0

由表[13]8-6，查得工作情况系数KA1.2，则 PdKAP01.210.19kw12.23kw 2．选择带型

n0=1460r/min，Pd12.23kw，由[13]图8-2选择A型V带 3.确定带轮基准直径

根据表[13]8-7，选小带轮直径为dd1100mm，则大带轮直径为dd2i带dd12.5100mm250mm 4.验算带的速度

vdd1n0带6010001001460601000m/s

7.m/sVmax25m/s根据0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)，初步确定中心距，即

0.7(100250)mm245mm2(100250)mm700mm

为使结构紧凑，取偏低值，a0350mm

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2.2确定中心距、V带长度、验算包角

1.计算基准长度

(dd2dd1)2Ld12a0(dd1dd2)24a0(250100)22350(100200)mm 243501265.57mm由表[13]8-8选V带基准长度Ld1250mm，则实际中心距为

LdLd112501265.57350mm 22342.21mm2.计算小带轮包角 aa01180dd2dd157.3a25010018057.3

342.21154.881202.3确定V带根数、计算初拉力压轴力

1.V带的根数可用下式计算：

zPd

(P0P0)KKL由表[13]8-9查取单根V带所能传递的功率P0=1.3kw,功率增量 P0Kbn0(11) Ki由表[13]8-10查得Kb0.7725103，由表[13]8-11查得Ki1.137，则

P00.77251031460(11)kw0.136kw 1.137由表[13]8-12查得K0.935，由表[13]8-8查得KL0.93,则带的根数为

zPd12.239.8

(P0P0)KKL(1.30.136)0.9350.93取10根

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2.计算初拉力

由表[13]8-13查得V带质量m0.1kg/m，则初拉力为

F0500500Pd2.5K（）mv2带zv带K12.232.50.935（）0.17.2N

107.0.935139.81N3.计算作用在轴上的压力

154.88Q2zF0sin210139.81sinN2729.29N

222.4带轮结构设计

1.小带轮结构

采用实心式，由表8-14查电动机轴径D042，由表[13]8-15查得

e150.3mm,f101mm

2轮毂宽：

（1.5~2）42mm63~84mmL带轮（1.5~2）D0其最终宽度结合安装带轮的轴段确定 轮缘宽：

B带轮（z-1）e2f(101)15210mm155mm

2.大带轮结构

采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。

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第3章 减速器内传动的设计计算

3.1高速级齿轮传动的设计计算

1.选择材料、热处理方式和公差等级

考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表[13]8-17得齿面硬度HBW1=217～255，HBW2=162～217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在30～50HBW之间。选用8级精度。

2.初步计算传动的主要尺寸

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

2KT11ZEZHZZ2() d1≥

d[]H3小齿轮传递转矩为T1=159930Ｎ·ｍｍ

因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.4 由表[13]8-19，查得弹性系数ZE=1.8Mpa 直齿轮，由[13]图9-2查得节点区域系数ZH=2.46 齿数比=i1=4.1 取齿宽系数d=1.1

初选Z1=23,则Z2=23*4.1=94.3，取Z2=95，则端面重合度为

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[1.883.2([1.883.2(1.6711)]cosZ1Z211)]cos12 2395轴向重合度为

0.318dZ1tan0.3181.123tan12 1.71由[13]图8-3查得重合度系数Z0.775 由[13]图11-2查得螺旋角系数Z0.99 许用接触应力可用下式公式

HZNHlim/SH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为

Hlim1580pa,Hlim2390pa

小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 N1=60n1aLh=60*584*1*2*8*250*8=1.12*109 N2=N1/i1=1.12*109/4.1=0.27*109

由[13]图8-5查得寿命系数ZN1=1，ZN2=1.14；由[13]表8-20取安全系数SH=1，则有

H1ZN1Hlim1/SH1*580/1580Mpa

H2ZN2Hlim2/SH1.14*390/1445Mpa 初算小齿轮的分度圆直径d1t,

2KT11ZEZHZZ2() d1≥

d[]H3321.41599304.111.82.460.7750.992()mm

1.14.1445=68.98mm 3.确定传动尺寸

1）计算载荷系数 由表[13]8-1查得使用系数KA=1.0

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因vd1tn160100068.9858460000m/s2.11m/s，

由[13]图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv=1.17，由[13]图8-7查得齿向载荷分配系数Kß=1.11，由表[13]8-22查得齿间载荷分配系数K1.2，则载荷系数

KKAKvKK11.171.21.111.56

对d1t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正 ，即

d1=d1t31.56K≥68.983=71.51mm

1.4Kt大端模数m m准模数m=3.5mm

d1cos71.51cos123.04mm，查表[13]8-23，取标Z123计算传动尺寸 中心距为 a1mn(Z1Z2)3.5(2395)mm211.15mm

2cos2cos12取整a1212，则螺旋角为

arccosmn(Z1Z2）3.5(2395)arccos13.08

2a12212因值与初选值相差不大，故对与有关的参数不用进行修正 大端分度圆直径为 d1mz13.52382.65mm coscos13.08mz23.595341.38mm coscos13.08 d2（6）齿宽为 b=dd1=1.1*82.65mm=90.92mm 取b2=91mm

b1b2（510）mm，取b1=100mm

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4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 FK、T1、mn和d1同前 齿宽bb291mm

齿形系数YF和应力修正系数YS 即当量齿数为

2KT1YFYSYY[]F≤F bmnd1Z12324.cos3cos313.08

Z195Zv2102.81cos3cos313.08Zv1由[13]图8-8查得YF1=2.58,YF2=2.28由[13]图8-9查得YS1=1.51，YS2=1.73 由[13]图8-10查得重合度系数Y0.71 由[13]图11-3查得螺旋角系数Y0.87 许用弯曲应力

FYNFlimSF

由[13]图8-11查得寿命系数YN1=YN2=1,由表[13]8-20查得安全系数SF=1.25，故

F1

YN1Flim1SFSF1215172Mpa1.251.25

F2YN2Flim21170136MpaF12KT1YFYSYY[]F bmnd1 13

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21.561599302.581.510.710.87Mpa=913.582.65 45.61Mpa[]F1F2F145.61YF2YS2YF1YS12.281.73Mpa

2.581.5146.18Mpa[]F25.计算齿轮传动其他几何尺寸 端面模数 m1=

mn3.53.59mm coscos13.08齿顶高 ha=mn=3.5mm

齿根高 hf=1.25mn=1.25*3.5mm=4.375mm 顶隙 C=0.25m=0.25*3.5mm=0.875m 全齿高 h=ha+hf=3.5+4.375mm=7.875mm 齿顶圆直径为

da1=d1+2ha=82.65+2*3.5mm=.65mm da2=d2+2ha=341.38+2*3.5mm=348.38mm 齿根圆直径为

df1=d1-2hf=82.65-2*4.375mm=73.9mm df2=d2-2hf=341.38-2*4.375mm=332.63mm

3.2低速级齿轮传动的设计计算

1.选择材料、热处理方式和公差等级

考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表[13]8-17得齿面硬度HBW1=217～255，HBW2=162～217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在30～50HBW之间。选用8级精度。

2.初步计算传动的主要尺寸

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

2KT21ZEZHZZ2() d1≥

d[]H3 14

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1)小齿轮传递转矩为T2=629600Ｎ·ｍｍ

2)因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.4 3)由表[13]8-19，查得弹性系数ZE=1.8Mpa

4)初选螺旋角11，由[13]图9-2查得节点区域系数ZH=2.46 5)齿数比=i2=2.98 6)取齿宽系数d=1.1

7)初选Z3=25,则Z4=25*2.98=74.5，取Z4=75，则端面重合度为

[1.883.2([1.883.2(1.6811)]cosZ3Z411)]cos13 2575轴向重合度为

0.318dZ1tan0.3181.125tan11 1.708)由[13]图8-3查得重合度系数Z0.775 9)由[13]图11-2查得螺旋角系数Z0.99 10）许用接触应力可用下式公式 HZNHlim/SH

由[13]图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Hlim1580pa,Hlim2390pa 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 N3=60n2aLh=60*142.44*1*2*8*250*8=2.73*108 N4=N1/i2=2.73*108/2.98=9.16*107

由[13]图8-5查得寿命系数ZN3=1.14，ZN2=1.18；由表[13]8-20取安全系数SH=1，则有

H1ZN1Hlim1/SH1.14*580/1661.2Mpa

H2ZN2Hlim2/SH1.18*390/1460.2Mpa

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取[]H460.2MPa

初算小齿轮的分度圆直径d1t,有 d3t≥32KT21ZEZHZZ2()

d[]H321.46296002.9811.82.460.7750.992()mm

1.12.98460.2=109.06mm 3.确定传动尺寸

（1）计算载荷系数 由表[13]8-1查得使用系数KA=1.0 因vd3tn2601000109.06142.4460000m/s0.81m/s，

由[13]图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv=1.17，由[13]图8-7查得齿向载荷分配系数Kß=1.08，由表[13]8-22查得齿间载荷分配系数K1.2，则载荷系数

KKAKvKK11.171.21.081.52 （5)大端模数m m取标准模数m=4.25mm

计算传动尺寸 中心距为 a2mn(Z1Z2)4.25(2575)mm216.48mm

2cos2cos11d3cos109.06cos114.28mm，查表[13]8-23，Z325取整a2217mm，则螺旋角为

arccosmn(Z1Z2）4.25(2575)arccos11.68

2a12217因值与初选值相差大，故对与有关的参数不用进行修正 大端分度圆直径为 d3mz34.525114.88mm coscos11.68 16

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d4mz44.575344.63mm coscos11.68（6）齿宽为 b=dd3=1.1*114.88mm=126.37mm 取b4=127mm

b3b4（5~10）mm，取b1=135mm 4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 F2KT2YFYSYY[]F≤F bmnd3（1）K、T1、mn和d3同前

（2）齿宽bb4127mm

（3）齿形系数YF和应力修正系数YS 即当量齿数为

Z32526.6233coscos11.68

Z475Zv479.8633coscos11.68Zv3

由[13]图8-8查得YF3=2.62,YF4=2.21,由[13]图8-9查得YS3=1.58，YS4=1.81

（4）由[13]图8-10查得重合度系数Y0.701 （5）由[13]图11-3查得螺旋角系数Y0.92 （6）许用弯曲应力 FYNFlimSF

由[13]图8-11查得寿命系数YN1=YN2=1,由表[13]8-20查得安全系数SF=1.25，故

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YN3Flim31215F3SF1.25172MpaYN4Flim41170

F4SF1.25136Mpa F12KT2bmYFYSYY[]F nd321.52629600=1274.5114.882.621.580.7010.92Mpa 77.83Mpa[]F3YF4YS4F4F3YF3YS177.832.211.812.621.58Mpa

75.21Mpa[]F45.计算齿轮传动其他几何尺寸 端面模数 mm1=

ncos4.5cos11.684.58mm 齿顶高 ha=mn=4.5mm

齿根高 hf=1.25mn=1.25*4.5mm=5.625mm 顶隙 C=0.25m=0.25*4.5mm=1.125m 全齿高 h=ha+hf=4.5+5.625mm=10.125mm 齿顶圆直径为

da3=d3+2ha=114.88+2*4.5mm=123.88mm da4=d4+2ha=334.63+2*4.5mm=343.63mm 齿根圆直径为

df3=d3-2hf=114.88-2*5.625mm=103.63mm df4=d4-2hf=334.63-2*5.625mm=323.38mm

3.3齿轮上作用力的计算

1.高速级齿轮传动的作用力

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（1）已知条件 高速轴传递的转矩T1=159930Nmm，转速n1=584r/min，高速级齿轮的螺旋角13.08，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮的分度圆直径d1=82.65mm

（2）齿轮1的作用力 圆周力为

Ft12T12159930N3870.05N d182.65其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为

Fr1Ft1tantan203870.05N1445.76N coscos13.08其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心 轴向力为

Fa1Ft1tan3870.05tan13.08N9.01N 其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端 法向力为 Fn1Ft13870.05N4227.N

coscoscos20cos13.08（3）齿轮2的作用力 从齿轮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

2.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=629600Nmm，转速n2=142.44r/min，低速级直齿圆柱齿轮的螺旋角11.68。为使斜齿圆柱齿轮3的轴向力与锥齿轮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，小齿轮分度圆直径为

d3=114.88mm 齿轮3的作用力 圆周力为Ft32T22629600N10961N d3114.88其方向与力作用点圆周速度方向相反

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径向力为 Fr3Ft3tanntan2010961N4073.02N coscos11.68其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心 轴向力为

Fa3Ft3tan10961tan11.68N2265.N

其方向可用右手法则来确定，即用右手握住轮3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的方向

法向力为

Fn3Ft310691N11617.52N

cosncoscos20cos11.68齿轮4的作用力

从动齿轮4的各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反

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第4章 减速器装配草图的设计

4.1合理布置图面

该减速器的装配图一张A0图纸上，本文选择A0图纸绘制装配图。根据图纸幅面大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定位1：1，采用三视图表达装配的结构。

4.2绘出齿轮的轮廓尺寸

在俯视图上绘出锥齿轮和圆柱齿轮传动的轮廓尺寸

4.3箱体内壁

在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面线

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第5章 轴的设计计算

轴的设计和计算、轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算与轴联接的半联轴器的选择同步进行。

5.1高速轴的设计与计算

1.已知条件

高速轴传递的功率p1=9.78kw,转矩T1=159930Nmm，转速n1=584r/min，小齿端分度圆直径d1=82.65mm，齿轮宽度b1=100mm

2.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[13]8-26选用常用的材料45钢，调质处理

3.初算轴径

查表[13]9-8得C=106～135，取中间值C=118，则

dminC3P9.781118330.18mm n1584轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%～5%，轴端最细处直径 d1>30.18+30.18*（0.03～0.05）mm=31.09～31.69mm 取dmin32mm 4.结构设计

（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计

1 轴段○1 上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计（2）轴段○

同步进行。根据第三步的初算结果，考虑到如该段轴径取得大小，轴承的寿命可

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1的轴径d1=35mm,带轮轮毂的宽度为能满足不了减速器预期寿命的效果，定轴段○（1.5～２）d1=52.5～7０mm，结合带轮节后L带轮=63～84mm，取带轮轮毂的宽度1的长度略小于毂孔的宽度，取L1=68mm L带轮=70mm，轴段○

2 在确定轴段○2的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及（3）密封圈与轴段○密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07～0.1）d1=（0.07～2的轴径d2=d1+2*(2.45～3.5）mm=39.9～42mm，0.1）*35mm=2.45～3.5mm。轴段○

其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表[13]8-27初选毡圈40 JB/ZQ4606—1997，则d2=40mm

3及轴段○7的设计 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接（4）轴承与轴段○

3上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为触球轴承。轴段○

7209C，由表[13]11-9得轴承内径d=45mm，外径D=85mm,宽度B=19mm,内圈定位轴肩直径da=52mm，外圈定位内径Da=78mm，在轴上力作用点与外圈大端面的距离3的直径d3=45mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油杯阻止箱a3=18.2mm，故取轴段○

体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油杯，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油杯的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁1-2mm，挡油杯轴孔宽度初定为B1=15mm ，则L3=B+B1=19+15mm=34mm

通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则d7=40mm，L7=B+B1=33mm 5的设计 轴段○5上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大于d3，齿轮与轴段○

可初定d5=47mm，则由表[13]8-31知该处键的截面尺寸为

b*h=14*9mm，轮毂键槽深度为t1=3.8mm，则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽

d5t12273.9473.8),故该轴设计成齿轮轴，则有d5=df1=73.9mm，顶部的距离为(229.652.5mnedf1L5=b1=100mm

4和轴段○6的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则轴段○

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d4d648mm,齿轮右端面距箱体内壁距离为1，

6的长度L61B11210157mm。 则轴段○

4的长度为L4Bx1b1B120612107515118mm 轴段○

2的长度 （6） 轴段○

该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为Lc1c2(5~8)mm，由表[13]4-1可知，下箱座厚

0.025a23mm0.02521738.4258mm

取9mm,a1a2212217mm429mm，取轴承旁连接螺栓为M20,则c1=28mm，c2=20mm ,箱体轴承座宽度L92820(5~8)mm62~65mm，取L=mm ,可取箱体凸缘连接螺栓为M12,地脚螺栓为dM20，则有轴承端盖连接螺栓定为0.4d0.420mm8mm，由表[13]8-30得轴承端盖凸缘厚度取为

Bd10mm，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为12mm，端盖连接螺钉查表[13]8-29采用螺钉GB/T 5781 M8*25,为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘面距轴承端盖表面距离K=28mm ，带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。

B带轮L带轮L2LBdK1B215580128则10282 2121.5mm（7）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=17mm，则由[13]图11-9可得轴的支点及受力点间的距离为

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L带轮80L2a3121.517178.5mm22L100l2L3L45a33411817185mm

22L100l35L6L7a37341774mm22l1（8）键连接

1 间采用A型普通平键连接，查表[13]8-31取其型号为键带轮与轴段○845GB/T1096—1990

5.轴的受力分析

（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图5所示

Fr1=2849.6NnTDACFt1=7829.22NBFp=2953.92N

（2）计算支承反力 在水平面上为

R1HQ(l1l2l3)Fr1l3Fa1l2l3d12N82.652N

972.7(178.518574)1445.76749.01 281126.45N18574R2HQR1HFr1972.7281126.451445.76N 2814.51N在垂直平面上为

R1vFt1l33870.0574N1105.73N l2l318574R2vFt1R1v3870.051105.73N27.32N

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轴承1的总支承反力为

R221R1HR1v281126.4521105.732N281128.62N

轴承2的总支承反力为

R2R222HR2v(2814.51)227.322N281657N

画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面右侧为

M'aHR2Hl32814.5174N20841693.74Nmm a-a剖面左侧为

MaHM'd1aHFa1220841693.749.0182.652N20878845.33Nmm

b-b剖面左侧为

MbHQl1932.72178.5mm1690.52Nmm 在垂直平面上为

MavR1vl21105.73185Nmm204560.05NmmMmm

bv0N合成弯矩

MaM2aHM2ava-a剖面为 (20878845.33)2204560.052Nmm 20879847.39NmmM2bM2bHMbvb-b剖面左侧为(1690.52)202Nmm 1690.52Nmm（4）画转矩图 转矩图如图5f所示，T1=159930Nmm 6.校核轴的强度

因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面 其抗弯截面系数为 3 Wd33453232mm341.mm3

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抗扭截面系数为 WT弯曲应力为 b扭剪应力为 T1159930Mpa8.94Mpa WT17883.28Mb1690.52Mpa18.62Mpa W41.d33164531617883.28mm3

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为

e2b4()2 18.6224(0.68.94)2Mpa

21.49Mpa由表[13]8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B650Mpa，则由表[13]8-32查得轴的许用弯曲应力1b60Mpa，e1b强度满足要求

7.校核键连接的强度 联轴器处键连接的挤压应力为 p1

取键、轴及带轮的材料都为钢，由表[13]8-33

查得

4T14159930Mpa71.57Mpa d1hl357(458)p125M

p～a150Mp，ap1p，强度足够

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5.2中间轴的设计与计算

1. 已知条件

高速轴传递的功率p2=9.39kw,转速n2=142.44r/min，齿轮分度圆直径d2=341.38mm，d3=114.88mm,齿轮宽度b2=91mm,b3=135mm

2. 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[13]8-26选用常用的材料45钢，调质处理

3.初算轴径

查表[13]9-8得C=106～135，取中间值C=110，则

dminC3p29.391103mm44.44mm n2142.44轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%～5%，轴端最细处直径 d1>44.44+44.44*（0.03～0.05）mm=45.77～46.62mm 4.结构设计

(1) 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计

1及轴段○5的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的(2) 轴段○

1及轴段○5上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又选择设计同步进行。轴段○

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符合轴承内径系列。根据dmin=44.44mm，暂取轴承7207C，由表[13]9-9得轴承内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm，内圈定位直径da=57mm，外径定位Da=83mm，轴上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的型号，则d5=50mm

2与轴段○4的设计 轴段○2上安装齿轮3，轴段○4上安装（3）齿轮轴段○

齿轮2。为便于齿轮的安装，d2和d4应略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm

齿轮2轮廓的宽度范围为（1.2～1.5）d2=62.4～78mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=66mm相等，其左端采用轴肩定位，其右端采用套筒固定。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，其左端2采用轴肩定位，其右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段○长度应比齿轮2的轮毂略短，故取

L2=102mm，L4=mm

3的设计 该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度（4）轴段○

范围为（0.07～0.1)d2=3.～5.2mm，取其高度h=3mm，故d3=62mm

齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离均取为1=10mm，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得起宽度为

b1b227566，取310.5mm,Bx=206mm，齿轮2的右端面与箱体内210101052205.5mmBx213b321(b1b2)/2壁的距离10(7566)/214.5mm3的长度为L3310.5mm 则轴段○

此时齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置

1及轴段○5的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱（5）轴段○

1的长度为 体内壁距离取为5mm，则轴段○

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L1B132012103mm 45mm5的长度为 轴段○

L5B22 201214.52mm

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12-7可得轴的支点与受力点间的距离为

l1L1b3a3321354519.43mm

290.1mmb2b329113510.5mm2123.5mm

bl3L52a3229148.519.42272.6mml2L35.键连接

齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表[13]8-31取其型号为键16100 GB/T1096—1990，齿轮与轴段○4间采用A型普通平键连接，型号为键1663GB/T1096—1990

6.轴的受力分析

1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图6所示

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TDAFt4CBn3Fr4

（2）计算支承反力 在水平面上为

R1HFr2l3Fr3(l2l3)Fa2l1l2l3341.38114.882265.22N

dd2Fa33221445.7672.64073.02(123.572.6)9.013414.91N90.1123.572.6R2H=Fr2-R1H-Fr3=1445.76+3414.91-4073.02N=787.65(式中负号表示与图中所画方向相反）

在垂直平面上为

R1vFt3(l2l3)Ft2l3l1l2l310961(90.1123.5)3870.0572.6N

90.1123.572.69162.25NR2vFt3Ft2R1v109613870.059162.25N 5668.8N轴承1的总支承反力为

R1R1HR1v(3414.91)29162.252N9777.96N

22轴承2的总支承反力为

R2R2HR2v787.6525668.82N5723.26N

22画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示

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在水平面上，a-a剖面为

MaH=R1Hl1=-3414.91*90.1=-307683.4Nmm a-a剖面右侧为

MaHMd3aHFa32307683.42265.114.882Nmm 177545.04Nmmb-b剖面右侧为

MbHMFd2bHa2257183.49.01341.382Nmm96268.62Nmm

MbHR2Hl3787.6572.6Nmm57183.4Nmm在垂直平面上为

MavR1vl19162.2590.1Nmm825518.73NmmMR72.6411554.88Nmm

bv2vl35668.8合成弯矩

MaM2aHM2ava-a剖面左侧为 (307683.4)2825518.732Nmm880993.9NmmMaM2aHM2ava-a剖面左侧为(177545.04)2825518.732Nmm 844395.3Nmm

MbM2bHM2bvb-b剖面左侧为(96268.62)2411554.882Nmm 4226.25Nmm

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M2bHM2bvMbb-b剖面右侧为57183.42411554.882Nmm 415508.56Nmm

（4）画转矩图 转矩图如图5f所示，T2=629600Nmm 7.校核轴的强度

虽然a-a剖面左侧弯矩大，但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面两侧均可能为危险面，故分别计算a-a剖面的抗弯截面系数

其抗弯截面系数为

bt(d2t)2523166(526)2Wmm3 322d23225211843.8mm3抗扭截面系数为

d32bt(d2t)2523166(526)2WTmm3 162d216252251mm3

a-a剖面左侧弯曲应力为 bMa880993.9Mpa74.38Mpa W11843.8d32a-a剖面右侧弯曲应力为

M844395.3Mpa71.29Mpa baW11843.8扭剪应力为 T2629600Mpa24.55Mpa WT251 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为

e2b4()2 71.2924(0.624.5)2Mpa

77.11Mpa

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b，e故a-a剖面右侧为危险截面

由表[13]8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B650Mpa，则由表[13]8-32查得轴的许用弯曲应力1b60Mpa，e1b强度满足要求

8.校核键连接的强度

齿轮2处键连接的挤压应力为 4T2pdhl46296005210(6316)Mpa103.04Mpa 4取键、轴及带轮的材料都为钢，由表[13]8-33p125Mp～a150Mp，ap1p，强度足够

齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够

查得

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5.3低速轴的设计计算

1.已知条件

低速轴传递的功率p3=9.02kw,转矩T3=1802110Nmm，转速n3=47.8r/min，齿轮4分度圆直径d4=334.63mm，齿轮宽度b4=127mm

2.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[13]8-26选用常用的材料45钢，调质处理

3.初算轴径

查表[13]9-8得C=106～135，取中间值C=106，则

dminC3p39.021063mm60.8mm n347.8轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%～5%，轴端最细处直径 d1>60.8+60.8*（0.03～0.05）mm=62.62～63.84mm 4.结构设计

（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计

1 轴段○1上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择（2）联轴器与轴段○

设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表[13]8-37，取载荷系数KA=1.5，计算转矩为

Tc=KAT3=1.5*1802110Nmm=2703165N·mm

由表[13]8-38查得GB/T5014-2003中的LX5型联轴器符合要求：公称转矩为3150Nm，许用转速3450r/min，轴孔范围为50～75mm。考虑到d1>60.8mm，取联轴器孔直径为65mm，轴孔长度L联=107mm，J型轴孔，A型键，联轴器从动端代1 的直径d1=65mm。其长度略小号为LX4 65*107GB/T5014—2003，相应的轴段○于孔宽度，取L1=105mm

2的设计 在确定轴段○2的轴径时，应考虑联轴器的轴（3）密封圈与轴段○

向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07～0.1）2的轴径d2=d1+2*（4.55～6.5）d1=（0.07～0.1）*65mm=4.55～6.5mm。轴段○

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mm=74.1～78mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表[13]8-27初选毡圈75JB/ZQ4606—1997，则d2=75mm

3和轴段○6的设计 考虑齿轮油轴向力存在，但此处轴径（4）轴承与轴段○

3上安装轴承，其直径应既便于安装，又符合轴较大，选用角接触球轴承。轴段○

承内径系列。现暂取轴承为7216C 由表11-9得轴承内径d=80mm，外径D=140mm，宽度B=26mm，内圈定位直径da=90mm，外径定位Da=130mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=27.7mm，故d3=80mm。轴承采用脂润滑，需放挡油环，挡油杯宽度初定为1，故L3BB1261541mm。

通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d6=80mm

5的设计 轴段○5上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，（5）齿轮与轴段○

d5应略大于d6，可初定d5=82mm,齿轮4轮廓的宽度范围为（1.2～1.5）d5=98.4～123mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b4=105mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采5长度应比齿轮4的轮毂略用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段○短，取L5=102mm

4的设计 轴段○4为齿轮提供轴向定位作用，定位轴肩的高度（6）轴段○

为h=（0.07～0.1)d5=5.74～8.2mm，取h=6mm,

4的直径可取轴承内圈定位直径，即d4=92mm，齿轮左端面与箱体 轴段○内壁距离为

41(b3b4)/210(135127)/2mm14mm 4的长度L4Bx4b4B1 则轴段○

=206+12-14-127-15mm =62mm

2与轴段○6的长度 轴段○2的长度除与轴上的零件有关外，还（7）轴段○

与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺钉查表[13]8-29选螺栓

GB/T5781M1025，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺钉的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与轴承端盖面的距离为K=10mm。则有

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L2LtBdKB=70+2+12+10-26-5mm=63mm 6的长度为 轴段○

L6B42=26+5+12.5+2mm=45.5mm

（8）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=27.7mm，则由[13]图12-10可得轴支点及受力点间的距离为

b4127a344.510227.7mm55.3mm 22b127l2L3L44a3416227.7mm 22138.8mml1L6L5

l3a3L28427.76342mm132.7mm 25.键连接

1及齿轮4由轴段○6间采用A型普通平键连接，查表8-31联轴器与轴段○

4间采用A型普通平键连接，取其型号为键16100 GB/T1096—1990，齿轮与轴段○型号为键20100 GB/T1096—1990

6.轴的受力分析 （1）分析轴的受力

（2）计算支承反力 在水平面上为

R1HFr4l2Fa4l1l2334.632N

d424073.02138.82265. 959.61N55.3138.8R2H=Fr4-R1H=4073.02-959.61N=3113.41N 在垂直平面上为

R1vFt4l210961138.8N7838.16N l1l255.3138.8 37

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R2vFt4R1v109617838.16N3122.84N 轴承1的总支承反力为

R221R1HR1v959.6127838.162N76.68N

轴承2的总支承反力为

R222R2HR2v3113.4123122.842N4409.7N

（3）画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面为

MaH=R1Hl1=959.61*55.3Nmm=53066.43Nmm a-a剖面右侧为

MaH´=R2Hl2=3113.41*138.8Nmm=432141.31Nmm 在垂直平面上为

MavR1vl17838.1655.3Nmm433450.25Nmm 合成弯矩

M2aM2aHMava-a剖面为 (53066.43)2(433450.25)2Nmm 436686.57NmmMaM2aHM2ava-a剖面右侧为432141.312(433450.25)2Nmm 612066.36Nmm（4）画转矩图 转矩图如图7f所示，T3=1802110Nmm 7.校核轴的强度

因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面其抗弯截面系数为

d35bt(d5t)2W322d5823207.5(827.5)2 282mm332

49026.54mm3抗扭截面系数为

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bt(d5t)2W162d5d35207.5(827.5)2mm316282

3103129.52mm弯曲应力为 b扭剪应力为 T31802110Mpa17.47Mpa WT103129.52612066.36MaMpa12.48Mpa W49026.54823 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为

e2b4()212.4824(0.617.47)2Mpa24.39Mpa由表[13]8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B650Mpa，则由表[13]8-32查得轴的许用弯曲应力1b60Mpa，e1b强度满足要求

8.校核键连接的强度

联轴器处键连接的挤压应力为 p14T341802110Mpa132.02Mpa d1hl6510(10016)齿轮处键连接的挤压应力为

p24T341802110Mpa91.57Mpa d5hl8212(10020)取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得

p1

2M5p～a15M0p，ap2p，强度足够

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第6章 减速器箱体的结构尺寸

圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸列于表10。 名称 高速级中心距 低速级中心距 下箱座壁厚 上箱座壁厚 下箱座剖分面处凸缘厚度 上箱座剖分面处凸缘厚度 地脚螺栓底脚厚度 箱座上的肋厚 箱盖上的肋厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓通孔直径 地脚螺栓沉头座直径 底脚凸缘尺寸（扳手空间） 地脚螺栓数目 轴承旁连接螺栓（螺钉）直径 轴承旁连接螺栓通孔直径 轴承旁连接螺栓沉头座直径 剖分面凸缘尺寸（扳手空间） 上下箱连接螺栓（螺钉）直径 上下箱连接螺栓通孔直径 上下箱连接螺栓沉头座直径 箱缘尺寸（扳手空间） 轴承盖螺钉直径 检查孔盖连接螺栓直径 定位销直径 减速器中心高 轴承旁凸台高度 轴承旁凸台半径

代号 a1 a2  尺寸/mm 212 217 10 9 15 14 25 8 8 M24 30 60 38 35 4 M20 22 40 28 24 M16 17.5 32 24 20 M10 M6 5 270 65 24 41

1 b b1 P M m1 d d´ D0 L1 L2 n d1 d1´ D0 c1 c2 d2 d´2 D0 c1 c2 d3 d4 d5 H h R 沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）

轴承端盖（轴承座）外径 轴承旁连接螺栓距离 箱体外壁至轴承座端面的距离 轴承座孔长度（箱体内壁至轴承座端面的距离） 大齿轮顶圆与箱体内壁间距离 齿轮端面与箱体内壁间的距离 D2 S K 122.175 122.175 60 70 15.52 10 1 2 第7章 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6.44dm*2.06dm，箱体内所装润滑油量为

V=6.44*2.06*0.78dm3=10.35dm3

该减速器所传递的功率P0=10.19kw。对于二级减速器，每传递1kw的功率，需油量为V0=0.7～1.4dm3，该减速器所需油量为

V1=P0V0=10.19*（0.7～1.4)dm3=7.13～14.27dm3 V1中的取值范围，可以满足V的取值，润滑油量满足要求。

轴承采用油润滑，齿轮飞溅到上箱壁的润滑油进入箱体分界面的导油沟，导入到轴承座中对轴承完成润滑。

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第8章装配图和零件图

1.1附件设计与选择

1. 检查孔集检查孔盖

检查孔尺寸为200mm*146mm，位置在中间轴的上方；检查孔盖尺寸为270*182mm。 2.油面指示装置

选用油标尺M16，由表[13]8-40可查相关尺寸。 3.通气器

选用提手式通气器，由[13]图8-21可查相关尺寸。 4.放油孔及螺塞

设置一个放油孔。螺塞选用六角螺塞M161.5JB/T1700—2008，螺塞垫

2416JB/T1718—2008，由表[13]8-41和8-42可查相关尺寸。.

5.起吊装置

上箱盖采用吊环，箱座上采用吊钩，由表[13]8-43可查相关尺寸。 6.起箱螺钉

起箱螺钉查表[13]8-29，选取螺钉GB/T5781—2000M1025。 7.定位销

定位销查表[13]8-44，取销GB/T117—2000 535两个。

8.2绘制装配图和零件图

选择与计算其他附件后，所完成的装配图如图1所示。减速器输出轴及输出轴上的齿轮零件图如图2和图3所示。

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参考文献

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致谢

经过了这一段时间，在老师的热心帮助下和我自己的努力下完成了这次论文。在这过程中，我把作业所涉及到的课本都系统地复习了一遍，有的比以前学的更透彻，而且有了整体概念。同时还把这些课本的内容都联系了起来，整合到了一份作业上，“机”与“电”的整合，“理论”与“实践”的整合，“技术”与“经验”的整合，真可谓全兵演练，真的受益非浅。然而，通过这次作业也暴露出了我的许多不足之处，概念模糊、工作原理搞不清、结构设计不合理、缺乏创新理念等等。这些不足在以后的工作中肯定起到很大的反作用，阻碍工作进展，所以我会狠下功夫，改掉这些不足。

在学习和生活期间，我始终感受着老师的精心指导和无私的关怀，我受益匪浅，此向刘兴华老师表示深深的感谢和崇高的敬意。不积跬步何以至千里，本设计能够顺利的完成，也归功于刘兴华老师的认真负责，使我能够很好的掌握和运用专业知识，并在设计中得以体现。同时我在网上也搜集了不少资料，才使我的毕业论文工作顺利完成。总之,通过这么长时间的合作我们的团体结合力得到了近一步的提高.在每个地方我们都要注意团结精神,跟同事的和睦相处也是必不可少的。

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