《机械设计基础》课程设计

《机械设计基础》课程设计

第一节 《机械设计基础》课程设计概述

一、课程设计的目的

《机械设计基础》课程是一门技术基础课，目的在于培养学生机械设计能力。课程设计是《机械设计基础》课程最后一个重要的实践性教学环节，也是机电类专业学生第一次较为全面的机械设计训练，其目的为：

（1）通过课程设计培养学生综合运用《机械设计基础》课程及其它先修课程的理论知识，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）通过课程设计的实践使学生掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立设计能力。

（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）。

二、课程设计的内容和任务

1、课程设计的内容

本课程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、课程设计的任务

本课程设计要求在2周时间内完成以下的任务： （1）绘制减速器装配图1张（A1图纸）；

（2）零件工作图2张（齿轮、轴、箱体等任选2个，A3图纸）； （3）设计计算说明书1份，约6000字左右。 三、课程设计的步骤

课程设计是一次较全面较系统的机械设计训练，因此应遵循机械设计过程的一般规律，大体上按以下步骤进行：

（1）设计准备 认真研究设计任务书，明确设计要求和条件，认真阅读减速器参考图，拆装减速器，熟悉设计对象。

（2）传动装置的总体设计 根据设计要求拟定传动总体布置方案，选择原动机，计算传动装置的运动和动力参数。

（3）传动件设计计算 设计装配图前，先计算各级传动件的参数确定其尺寸，并选好联轴器的类型和规格。一般先计算外传动件、后计算内传动件。

（4）装配图设计 计算和选择支承零件，绘制装配草图，完成装配工作图。

（5）零件工作图设计 零件工作图应包括制造和检验零件所需的全部内容。 （6）编写设计说明书 设计说明书包括所有的计算并附简图，并写出 设计总结。

《机械设计基础》课程设计时间分配如表1-1。

表1-1 课程设计步骤 次序 1 2 设计内容 设计准备 拟定设计方案 时间分配（天） 0.5 0.5 3 4 5 6 传动件和轴的设计计算 装配图的设计 设计零件图 编写设计说明书 1.5 4 2 1.5 四、设计任务书

设计题目 设计带式运输机传动装置 原始数据见表1-2。

运输带工作拉力F=_________N 运输带工作速度V=_________m/s 卷筒直径D=___________mm 每日工作时间T=24h

传动工作年限a=5年

工作条件 转动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍，运输带速度允许误差为+5%

表1-2 原始数据 参数 运输带工作拉力F/（N） 运输带工作速度V/（m/s） 卷筒直径D/(mm)

第二节 传动装置的总体设计

传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。

一、拟定传动方案

机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。课程设计中，学生应根据设计任务书，拟定传动方案，分析传动方案的优缺点。现考虑有以下几种传动方案如图2-1：

题号 1 2300 1.5 400 2 2100 1.6 400 3 1900 1.6 400 4 2200 1.8 450 5 2000 1.2 450 a) b) I c) d) 图2-1 带式运输机传动方案比较 传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。

设计时可同时考虑几个方案，通过分析比较最后选择其中较合理的一种。下面为图1中a、b、c、d几种方案的比较。

a方案 宽度和长度尺寸较大，带传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境。但若用于链式或板式运输机，有过载保护作用；

b方案 结构紧凑，若在大功率和长期运转条件下使用，则由于蜗杆传动效率低，功率损耗大，很不经济；

c方案 宽度尺寸小,适于在恶劣环境下长期连续工作.但圆锥齿轮加工比圆柱齿轮困难；

d方案 与b方案相比较,宽度尺寸较大，输入轴线与工作机位置是水平位置。宜在恶劣环境下长期工作。

故选择方案a，采用V带传动（i=2~4）和一级圆柱齿轮减速器(i=3~5)传动。传动方案

简图如图2：

654321 1—V带传动；2—电动机；3—圆柱传动减速器；4—联轴器；5—输送带；6—滚筒 图2-2带式运输机传动装置 二、选择原动机——电动机

电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转速，提出具体的电动机型号。

1、选择电动机类型和结构型式

电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。

2、确定电动机的功率

电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。

本课程设计的题目为长期连续运转、载荷平稳的机械，确定电动机功率的原则是： Ped ≥ kPd

Pd= Pw/η

Pw=FV/1000ηw=Tnw/9550ηw

Ped——电动机的额定功率 Pd——电动机的输出功率 Pw——工作机的输入功率

η—电动机至工作机间的总效率 η=η1η2η3……ηn

η1η2η3……ηn分别为传动装置中各传动副（齿轮、蜗杆、带或链、轴承、联轴器）的效率，设计时可参考表2-1选取。 F—工作机的工作阻力 V—工作机卷筒的线速度 T—工作机的阻力矩 nw— 工作机卷筒的转速 ηw—工作机的效率

表2-1 机械传动和轴承效率的概略值 类型 效率 开式 圆柱齿轮传动 V带传动 滚动轴承（每对） 弹性联轴器 计算传动装置的总效率时需注意以下几点：

（1）若表中所列为效率值的范围时，一般可取中间值

（2）同类型的几对传动副、轴承或联轴器，均应单独计入总效率 （3）轴承效率均指一对轴承的效率 3、确定电动机的转速

0.94—0.96 0.94—0.97 0.98—0.995 0.99—0.995 闭式 0.96—0.99 —— 同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。

三相异步电动机常用的同步转速有3000r/min ,1500r/min, 1000r/min, 750r/min,常选用1500r/min或1000r/min的电动机。

常用传动机构的性能及适用范围见表2-2。

表2-2 常用机构的性能及适用范围 传动机构 选用指标 功率（常用值）/kw 平带传动 小 （≤20） 单级传动比 常用值 最大值 2~4 5 ≤25 大 低 好 无 有 短 好 低 V带传动 中 （≤100） 2~4 7 查表2-1 ≤25~30 大 低 好 无 有 短 好 低 ≤40 大 中等 较差 无 无 中等 中等 中等 6级精度≤18 小 高 一般 无 无 长 长 高 链传动 中 （≤100） 2~5 6 圆柱齿轮传动 大 （最大达50000） 3~5 8 传动效率 许用的线速度 外廓尺寸 传动精度 工作平稳性 自锁性能 过载保护作用 使用寿命 缓冲吸振能力 要求制造及 安装精度

要求润滑条件 环境适应性 不需 不需 中等 好 高 一般 不能接触酸、碱、油、爆炸性气体 设计时可由工作机的转速要求和传动结构的合理传动比范围，推算出电动机转速的可选范围，即

nd=(i1·i2·i3……in) nW

nd——电动机可选转速范围

i1,i2……in——各级传动机构的合理传动比范围

由选定的电动机类型、结构、容量和转速查手册，查出电动机型号，并记录其型号、额定功率、满载转速、中心高、轴伸尺寸、键联接尺寸等。

设计传动装置时，一般按电动机的实际输出功率Pd计算，转速则取满载转速nW。

例2.1 如前图a所示带式运输机的传动方案。已知卷筒直径D=500mm，运输带的有效拉力F=1500N,运输带速度 v=2m/s,卷筒效率为0.96，长期连续工作。试选择合适的电动机 解：（1）选择电动机类型

按已知的工作要求和条件，选用Y形全封闭笼型三相异步电动机。 （2）选择电动机的功率

工作机时所需电动机输出功率为：pd=p w/η

p w=Fv/（1000ηw ） 所以 pd= Fv/（1000ηwη） 电动机至工作机间的总效率（包括工作机效率）为

ηηw=η1η2η3η4η5ηw

η1η2η3η4η5ηw分别为带传动、齿轮传动的轴承，齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。取η1=0.96 η2=0.99 η3=0.97 η4=0.97 η5=0.98 ηw=0.96 所以ηηw=η1η22η3η4η5ηw=0.96×0.992×0.97×0.99×0.98×0.96=0.83 所以pd= Fv/（1000ηwη）=1500×2/（1000×0.83）KW=3.61KW

（3）确定电动机转速

卷筒轴的工作转速为：nw =60×1000V/（?D）=60×1000×2/（3.14×500）r/min=76.4r/min 按推荐的合理传动比范围取V带传动的传动比i1’ =2~4,单级齿轮传动比i2’=3~5则合理总传动比的范围为：i’=6~20，故电动机转速的可选范围为

nd= inw =(6~20)× 76.4r/min=458~1528 r/min

符合这一范围的同步转速有750 r/min，1000 r/min，1500 r/min。再根据计算出的容量查

有关手册选择电动机型号，本设计中可参考表**，然后将选择结果列于下表。

额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的的传动比 方案 电动机型号 同步转速 满载转速 总传动比 带 齿轮 Ped/kw 1 2 3 Y160M1—8 Y132M1—6 4 4 750 1000 720 960 9.42 12.57 3 3.14 3.14 4 5.385 ’

’

2

Y112M—4 4 1500 1440 18.85 3.5 综合考虑选Y132M1—6电动机，查手册求出其它尺寸(中心高、外型尺寸、安装尺寸、轴伸尺寸、键联接尺寸等)。

三、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配

由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw 可得传动装置的总传动比i=nm/nw 对于多级传动i= i1· i2…… in 计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷 ，分配各级传动比时应注意以下几点：

（1）各级传动的传动比应在推荐的范围之内选取。 （2）应使传动装置结构尺寸较小，重量较轻。

（3）应使各传动件的尺寸协调，结构匀称合理，避免相互干涉碰撞。一般应使带的传动比小于齿轮传动的传动比。

四、计算传动装置的运动和动力参数

为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。

（1）各轴的转速（r/min）： n1 = nm/i0

n2= n1/ i1= nm/i0i1

n3= n2/i2=nm/ i0i1i2

式中的nm为电动机的满载速度 n1 、n2、 n3分别为1、2、3轴的转速 i0——电动机至1轴的传动比 i1——1轴至2轴的传动比

i2——2轴至3轴的传动比

(2) 各轴的输入功率：

p1=pdη01 p2=p1η12=pdη01η12 p3=p2η01η12η23 pd为电动机的输出功率，p1 、p2 、p3分别为 1 、2、 3轴的输入功率，η01、η12、η23分别为电动机轴与1轴，1轴与2轴，2轴与3轴间的传动效率。

(3)各轴转矩：

T1=Td i0η01 T2=T1 i1η12 T3=T2 i2η23

T1、T2、T3分别为1、 2、 3 轴的输入转矩

Td为电动机轴的输出转矩 Td=9550pd/nm

例2.2 同例2.1的已知条件和计算结果，计算传动装置各轴的运动和动力参数。 解：（1）各轴的转速： n1 = nm/i0=960/3.14r/min=305.73r/min

n2= n1/ i1=305.73/4r/min=76.4 r/min nw=76.4 r/min

（2）各轴的输入功率：p1=pdη01 =3.6×0.96kw=3.456 kw p2=p1η12= p1η2η3=3.456×0.99×0.97 kw =3.32 kw p3=p2η2η4=3.32×0.99×0.97 kw=3.19 kw （3）各轴的输入转矩：

Td=9550pd/nm =9550×3.61/960Nm=35.91 Nm

T1=Td i0η01 = Td i0η1 =35.91×3.14×0.96 Nm=108.25 Nm T2=T1 i1η12 = T1 i1η2η3= 108×4×0.99×0.97 Nm=415.82 Nm T3=T2 η2η4=415.82×0.99×0.97 Nm=399.31 Nm 将运动和动力参数的计算结果列于下表。 轴 名 参 数 转速n(r/min) 输入功率P(kw) 输入转矩T (Nm) 传动比i 效率η

电动机轴 960 3.6 35.91 3.14 0.96 1轴 305.73 3.456 108.25 4 0.96 2轴 76.4 3.32 415.82 1 0.96 卷筒轴 76.4 3.19 399.31 第三节 传动零件的设计计算

一、减速箱外传动零件——带传动设计

（1）带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。

（2）设计依据 传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。

（3）注意问题 带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。

例3-1 设计带式输送机传动系统中的普通V带传动。原动机为Y132M1-6型电动机，电动机额定功率Ped=4KW,满载转速nm=960r/min,小带轮安装在电机轴上，带的传动比i=3.14,一天工作时间t=24h,5年寿命。

解：（1） 选择V带型号

查表，得工作情况系数KA=1.4,求得所需传递功率Pc=KA×Pc=1.4×4=5.6KW 由小带轮转速n1及功率功率Pc选择小带轮型号为A型。 （2）确定带轮直径

dd1=112mm,dd2=i×dd1=355mm （3） 核算带轮速度

v=πdd1nm/6000=5。63m/s

5m/s

0.7(dd1+dd2)

Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd1-dd2)2/(4a0)=1958.017,取a=a0+(Ld-L0)/2=620. （6） 校核V带的包角

α1=180o－２arcsin（dd1-dd2）/（2a）=157.4o>120o （7） 确定带的确良根数Z

查表单根V带传递功率P0=1.16KW, 查表传递功率增量△P0=kbn1(1-1/ki)=0.119, 包角修正系数kα=0.93, 长度修正系数kl=1.03,

Z≥Pc/[(P0+△P0) kαkl]=4.57(根) Z=5根。

（8）确定单根V带的拉力F0

F0=500Pc(2.5/kα-1)/Zv+qv2=171.09N （9）对轴的压力FQ

FQ=2ZF0Sinα1/2=1677.7N

（10）结果是5根A—GB11544—89V带，中心距a=600mm,带的基准直径dd1=112mm,dd2=355mm，对轴的压力FQ=1677.7N，带轮的宽度B=(Z－1)e+2f=78(mm). 二、减速器内传动零件——一级圆柱齿轮传动设计 圆柱齿轮设计计算及结构设计的方法、步骤均可依教材的有关内容进行，其注意事项如下：

（1）齿轮材料的选择要注意毛坯制造方法：选择材料前应先估计大齿轮的直径，如果大齿轮直径较大，应选用铸造毛坯，材料一般可选铸钢或铸铁；如果小齿轮的齿根圆直径与轴径接近，可制成齿轮轴，选用的材料应兼顾轴的要求，同一减速器的各小齿轮（或大齿轮）的材料应尽可能一致，以减少材料的牌号，降低加工的工艺要求。

（2）计算齿轮的啮合几何尺寸时应精确到小数点后2~3位，角度应精确到秒，而中心距、宽度和结构尺寸应尽量圆整为整数。

（3）参数的合理选择，通常取Z1=20~40，在保证齿根弯曲强度的前提下，Z1可取大些；传递动力的齿轮，其模数应大于1.5~2mm。

例3.2 设计一台单级直齿圆柱齿轮减速器，已知传递的功率P=3.4656KW,电动机驱动，小齿轮转速n1=305.73r/min,传动比 i=4，单向运转，载荷平稳，使用寿命5年，三班制工作。

解：（1）选择齿轮材料及精度等级：小齿轮选用45号钢调质，硬度为220—250HBS，大齿轮选用45号钢正火，硬度为170—210HBS，因为是普通减速器由教材表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2—6.3um （2）按齿面接触疲劳强度设计

因两齿轮均为钢质齿轮，可求出d1值，确定有关参数与系数。 1）转矩T1=9550×p/n1=9550×3.4656/305.73=108.25Nm

2）载荷系数k 查表10.11取k=1.1 3）齿数Z1和齿宽系ψd

小齿轮的齿数Z1取为27，则大齿轮齿数Z２=i.Z1=108，Z1、Z2互质，取Z2=107。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取ψd=1

4) 许用接触应力【бH】

由相关图表查得бHlim1=560Mpa,бHlim2=530Mpa,SH=1N1=60njln=60×305.73×(5×52×120)=0.57×109 N2=N1/i=0.57×109/4=0.14×109 查相关图表得ZN1=1.06,ZN2=1.10

【бH】1= Zn1·бHlim1/SH=1.06×560/1 Mpa =593.6Mpa 【бH】2= Zn2·бHlim2/SH=1.1×530/1 Mpa =583Mpa d1≥76.43（KT（U+1）/(ψdu【бH】2)）1/3

=76.43×(1.1×108.25×10×5/(1×4×(593.6))) mm=57.35mm m= d1/z1=57.35/27 mm=2.12mm 取m=2.5mm d1=mz1=2.5×27=67.5mm

d2=mz2=2.5×107mm=267.5mm b=ψd×d1=1×67.5mm=67.5mm,经圆整后取b2=70mm,b1=b2+5mm=75mm, a=m(z1+z2)/2=2.5(27+107)/2mm=167.5mm. 三、轴径初选

（1）初选轴径 轴的结构设计要在初步估算出一段轴径的基础上进行。轴径可按扭转强度初算，计算式为：d≥c(P/n)1/3

式中P——轴所传递的功率(Kw) n----轴的转速(r/min)

c----由轴的许用切应力所确定的系数（查表见教材） 初估的轴径为轴上受扭段的最小直径，此处如有键槽，还要考虑键槽对轴强度削弱的影响。有一个键槽时，直径增大3%~5%并圆整，若外伸轴用联轴器与电动机轴相联，则应综合考虑电动机轴径及联轴器孔径尺寸，对初算轴径尺寸适当调整。

（2）联轴器选择 一般传动装置中有两个联轴器，一个联接电动机轴与减速器高速轴

3

21/3

的联轴器，另一个是联接减速器低速轴与工作机的联轴器。对中、小型减速器的输入轴、输出轴均可采用弹性柱销联轴器，它加工制造容易，装拆方便、成本低，能缓冲减震。本方案联轴器联接低速轴与工作机，选弹性柱销联轴器。

第四节 部件的设计与装配图的绘制

减速器的基本结构是由轴系部件、箱体及附件三大部分组成。这里介绍一下轴系部件设计的方法与步骤：

一、轴系部件的设计

轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。 1、轴承类型的选择

减速器中常用的轴承是滚动轴承，滚动轴承类型可参照如下原则进行选择：

（1）考虑轴承所承受载荷的方向和大小。原则上，当轴承仅承受纯径向载荷时，一般选用深沟球轴承；当轴承既承受径向载荷又承受轴向载荷时，一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承：但如果轴向载荷不大时，应选用深沟球轴承。

（2）转速较高，旋转精度要求较高，而载荷较小时和般选用球轴承。

（3）载荷较大且有冲击振动时，宜选用滚子轴承（相同外形尺寸下，滚子轴承一般比球轴承承载能力大，但当轴承内径d<20mm时，这种优点不显著，由于球轴承价格低廉，应选球轴承）。 （4）轴的刚度较差、支承间距较大，轴承孔同轴度较差或多点支承时，一般选用自动调心轴承；而不能自动调心的滚子轴承仅能用在轴的刚度较大、支承间距不大、轴承孔同轴度能严格保证的场合。

（5）同一轴上各支承应尽可能选用同类型号的轴承。 本方案建议采用一对深沟球轴承62** 2、传动件—齿轮结构设计

本课程设计采用圆柱齿轮作为内传动件，齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、毛坯材料、加工方法、使用要求和经济性等因素有关，进行结构设计时必须综合考虑。

对于钢制齿轮，当齿轮直径很小，齿根圆到键槽底部的距离K≤2m时，常将齿轮和轴做成一体，若K＞2m时，无论从材料或工艺上考虑，都应将齿轮和轴分开制造。圆柱齿轮的结构尺寸及结构型式可参考表选取。

进行齿轮结构设计时，还要进行齿轮和轴的联接设计。通常采用单键联接，但当齿轮转速较高时，应采用花键或双键联接。

3、轴的结构设计及轴、轴承、键的强度校核

传动件装在轴上以实现回转运动和传递功率，减速器普遍采用阶梯轴，传动件和轴以平键联接。

（1）轴的结构设计

减速器中的轴是既受弯矩又受扭矩的转轴，较精确的设计方法是按弯矩合成强度来计算各段轴径，一般先初步估算定出轴径，然后按轴上零件的位置，考虑装配、加工等因素，设计出阶梯轴各段直径和长度，确定跨度后，进一步进行强度验算。

轴的结构设计应在初估轴径和初选滚动轴承型号后进行。

为使轴上零件定位可靠、装拆方便并考虑工艺性因素，通常将轴设计成由两端向中央逐渐增大的阶梯形：其径向尺寸，由轴上零件的受力、定位、固定等要求确定；其轴向尺寸则由轴上零件的位置、配合长度及支承结构等因素决定。

（2）轴的强度校核

通常可选定1~2个危险截面，按弯扭合成的受力状态对轴进行强度校核，如强度不够可修改轴的尺寸。

例4.1 已知传递的功率P=3.32kw，从动轮的转速n=76.4r/min,直齿圆柱齿轮分度圆直径d2=250mm,传递的转矩T=415.82Nm

（1）选择轴的材料确定许用应力 由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，材料无特殊要求，故选用45#钢调质处理，由表13.4查得强度极限ζB=650Mpa，再由表13.2得许用弯曲应力 【ζ-1b】=60Mpa

（2）按扭矩强度估算直径

根据表13.1得C=118～107，又由式（13.2）得d≥c(p/n)1/3 =(107～118)×(3.32/76.4)=37.6～41.5mm

考虑到轴的最小直径处要求安装联轴器，会有键槽存在，故将计算直径加3%～5%取38.73～41.5mm,由设计手册取标准直径d1=42mm

（3）设计轴的结构并绘制草图

由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧轴的外伸端安装半联轴器。

1）、确定轴上零件的位置和固定方式，要确定轴的结构形状，必须确定轴上零件的装拆顺序和固定方式，确定齿轮从右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置完全被确定，齿轮的周向固定采用平键联接，轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向固定采用过盈配合。

2）、确定各轴段的直径，如图所示，轴段a（外伸端）直径最小，d1=42mm,考虑到要对安装在轴段a上的联轴器进行定位，轴段b上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段c、f 上安装轴承，轴段c、f必须满足轴承的内径的标准，故取轴段c、f的直径分别为d3=55mm d6=55mm,用相同的方法确定轴段b、d、e的直径d2=50mm d4 =60mm d5=68mm,选用6211轴承。

3）、确定各轴段的长度，齿轮的轮毂宽为72mm，为保证齿轮固定可靠，轴段d的长度应略短于齿轮轮毂宽，取L4=70mm。为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距取该间距为13mm。为保证轴承安装在轴承座孔中（轴承宽度为21mm）并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm。所以轴段e的长度L5=18mm, 轴段f的长度L6=20mm。轴段c由轴承安装的对称性知，L3=40mm,轴段b的长度L2=66mm,轴段 a的长度由联轴器的长度确定得L1=83mm(由轴颈d1=42mm知联轴器和轴配合部分的长度为84mm),在轴段a 、d 上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5—10mm,键槽的宽度按轴段直径查手册得到，a处选用平键12×8×70，d处选用平键18×11×60。

4）、选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。

（4）按弯扭合成强度校核轴径： Ft2=2T2/d2=2×415.82/250N=3326.56N Fr2=Ft2 tgα’=3326.56×tg200N=1210.77N 如图在水平面内： FHA=FHB= Ft2/2=3326.56/2N=1663.28N I—I截面处的弯矩为： MHI=MHC=1663.28×128/2 Nm=106.45Nm II—II 截面处的弯矩为： MHII=1663.28×28 Nm=46.57Nm 1/3

在垂直面内：

FVA=FVB=Fr2/2=1210.77/2N=605.39N I—I截面处的弯矩为

MVI=MVC=605.39×128/2 Nm=38.74Nm II—II截面处的弯矩为 MVII=605.39×28 Nm=16.95Nm I—I截面：

MI=(MVI2+MHI2)1/2=(106.452+38.742)1/2 Nm=113.28Nm II—II截面：

MII=(MHII2+MVII2)1/2=(16.572+16.952)1/2 Nm=49.56Nm T=9550 p/n=9550×3.32/76.4 Nm=415Nm I—I截面：

M e I=(MI+(αt))=(113.28+(0.6×415)) Nm=273.56Nm II—II截面：

M e III=(MII2+(αt)2)1/2=(49.562+(0.6×415)2)1/2 Nm=253.88Nm

I--I截面：

ζe I=Me I/w=273.56/(0.1×603) Mpa =12.66Mpa<[ζ-1b] II--II截面:

ζe II=Me II/w=253.88/(0.1×55) Mpa =15.26Mpa<[ζ-1b] 例2-4 高速轴设计 已知传递的功率P=3.456kw，主动轮的转速n=305.73r/min,直齿圆柱齿轮分度圆直径d1=67.5mm,传递的转矩T=108.25Nm

（1）选择材料，确定许用力类似于低速轴; （2）按扭矩强度估算最小直径

C＝107~118，d≥C(P/n)1/3=24~26,安装带轮需键联接直径扩大5％,取d1=30mm。 （3）轴的结构设计

1）轴上的零件固定和固定方式，齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装带轮。齿轮从左端装入，右端轴肩定位，左端用套筒定位，周向用平键定位。

2）确定各轴段直径，如图所示，轴段a（外伸端）直径最小，要对带轮定位，轴段上设计轴肩,若选用６２０７,则d1=30mm,d2=35mm,d3=40mm,d4=45mm,d5=35mm。 3）确定各段长度，带轮的轮毂宽为78mm，L1=76mm,L2>5+δ1+C1+C2+(5~10)+m+e,取L2=85mm,Ｌ3=73mm.L4=17mm,L5=16mm。

（4）轴的强度较核同于低速轴。 （5）键的选取，带轮处：b×h×l=8×7×70,齿轮处：b×h×l=12×8×70。

由于齿轮直径较小，齿根圆到键槽底部的距离Ｋ＝7.325mm<2.5ｍ，采用齿轮轴。结构如

3

2

21/2

2

21/2

d3d1d2d4L1L2L3L4L5

（3）轴承、键的强度校核

轴承寿命一般按减速器的使用年限选定。对初选的轴承型号，应根据负荷情况确定其寿命，如不合要求，一般可更换轴承系列或类型，但不轻易改变轴承内孔尺寸。具体计算方法见教材。

例4.3 本减速器中根据具体情况采用一对深球沟轴承且选择轴承号为6211，校核所选轴承

P=f p (XFr+YFa),X=1,Y=0,

Fr1=(FHa2+FVA2)=(1663.282+605.392)1/2=1770.02N; Fr2=(FHB2+FVB2)=(1663.282+605.392)1/2=1770.02N; P=1.2×1×(1663.282+605.392)1/2N=2124.03N

6ε

L10h=10/(60n)(ftC/P)=106/(60×76.4)(1×43200/2124.03)3h=1835374.5h

Lh=5×52×24×5h=31200h

所以本轴承完全能满足要求。

采用平键联接，键槽的宽度和深度根据轴颈确定（见教材）,键长根据毂长确定。平键联接主要校核挤压与剪切强度。计算中许用挤压应力应选取轴、键、轮毂三者中最弱的。

例4.4 校核联轴器HL3

查表得HL3联轴器Tm=630Nm 【n】=5000r/min Tc=KT=1.5×415=622.5Nm

4、滚动轴承的组合设计

为保证轴承正常工作，除正确确定轴承型号外，还要正确设计轴承组合结构，包括轴系的固定、轴承的润滑和密封等。

d5（1）轴系部件的轴向固定

圆柱齿轮减速器轴承支点跨距较小，齿轮传动效率高、温升小，因此轴热膨胀伸长量很小，所以轴系常采用两端固定方式：内圈轴向固定采用轴肩或套筒，外圈在箱体轴承座孔中，常用轴承盖作轴向固定。

轴承盖与轴承外端面间，装有调整垫片，用以补偿轴系零件的轴间制造误差、调整轴承游隙和少量调整齿轮的轴间位置。

（2）轴承的润滑与密封

1）润滑 采用脂润滑时，为防止箱内润滑油进入轴承，通常在箱体轴承座内端面一侧装设封油盘，封油盘结构见图4-6。 采用油润滑时，要在上箱盖分箱面处制出坡口，在箱座分箱面上制出油沟，在轴承盖上制出缺口和环形通路。输出沟结构见图4-1。 图4-1 封油盘的结图4-1 输油沟结构 2）密封：内密封采用封油盘和挡油盘；外密封如采用接触式可用毡圈或橡胶圈密封，如采用非接触式可用油沟密封或迷宫密封。结构见图4-。 （3）轴承盖的结构和尺寸 轴承盖结构形式分凸缘式和嵌入式两种，前者调整轴承间隙方便，密封性好；后者不用螺钉联接，结构简单，但座孔加工麻烦。具体结构尺寸见表4-2。 二、绘制装配图 减速器装配图是用来表达减速器的工作原理及各零件间装配关系的图样，也是制造、装配减速器和拆绘减速器零件图的依据。必须认真绘制且用足够的视图和剖面将减速器结构表达清楚。 1、装配图设计前的准备工作 （1）绘制装配图之前，应将传动装置的总体设计、传动件及轴的设计计算所得的尺寸、数据进行归纳、汇总并确定减速器箱体的结构方案。 （2）绘图前，选好比例尺，布置好视图位置，对于准备工作中没有计算的一些具体尺寸，可边绘图边计算交叉进行。

装配图视图布置形式

图4-2 视图布置参考图（图中A、B、C见表） 2、装配图设计的第一阶段 这一阶段的主要内容如下： （1）确定减速器箱体内壁及箱体内各主要零件之间的相关位置。 1）内壁位置的确定 如图4-2 所示，在主视图中根据前面计算内容定出各齿轮中心线位置，画分度圆，在 俯视图中定出各齿轮的对称中心线，画出齿轮的轮廓。注意高速级齿轮和低速级轴不能相碰，明 技术特性 否则应重新分配传动比，小齿轮宽度应略大于大齿轮宽度5~10细 ，以免因安装误差影响齿轮接触宽度。

技术要求 △1——大齿轮齿顶圆和机体内壁之间的距离。 △2——小齿轮端面和机体内壁之间的距离。 ?——机体内壁的宽度，应圆整。 ?1—机盖壁厚。 ?——机盖顶面与水面的倾角。

表 标题栏 应注意?不能太大，否则会与高速轴上的齿轮运动干涉并影响视孔盖上通气塞的安装；?也不能太小，否则会使机体结构增大。?大小应根据具体结构而定。

2）轴承及轴承座位置的确定 B—内壁与轴承座端面的距离，取决于壁厚?、轴承旁联接螺栓d1及其所需的扳手空间C1、C2的尺寸。因此B=?+C1+C2+(5~8)mm，(5~8)mm为区分加工面与毛坯面所留出的尺寸即轴承座端面凸出箱体外表面的距离,其目的是为了便于进行轴承座端面的加工。两轴承座端面间的距离应进行圆整。

△3——轴承内侧与机体内壁之间的距离。如果轴承用箱体内润滑油润滑，△3值见表，如轴承采用油脂润滑,则需要装挡油环，△3值见表。 R >30~50Ha ? 21 ?2 5~8c2c1? B 图4-3 传动件、轴承座端面及箱壁位置 (2)初步计算轴径 按纯扭转受力状态初步估算轴径，计算时应降低许用扭转剪应力确定轴端最小直径dmin,具体计算方法参见教材。

若轴上开有键槽，计算出的轴径应增大5%，并尽量圆整为标准值。若轴与联轴器联接，则轴径与联轴器孔径一致。

绘制出减速器各零、部件的相互位置之后，尚须进行轴的结构设计；轴的支点距离和力的作用点的确定；轴、键、轴承的强度校核，如前所述。

(3)轴的结构设计

轴结构设计的主要内容是确定轴的径向尺寸、轴向尺寸以及键槽的尺寸、位置等。 1)确定轴的径向尺寸

确定轴的径向尺寸时，应考虑轴上零件的定位和固定、加工工艺和装拆等的要求。一般常把轴设计成中部大两端小的阶梯状结构，其径向尺寸的变化应考虑以下因素，如图4-4。

①定位轴肩的尺寸 直径d3和d4、d6和d7的变化处，轴肩高度h应比零件孔的倒角C或圆角半径r大2~3mm,轴肩的圆角半径r应小于零件孔的倒角C或圆角半径r’。装滚动轴承的定位轴肩尺寸应查轴承标准中的有关安装尺寸。

②非定位轴肩的尺寸 图中的d4和d5、d5和d6的直径变化处，其直径变化量较小，一般可取为0.5~3mm。

③有配合处的轴径 为便于装配及减小应力集中，有配合的轴段直径变化处常做成引导锥，如图所示。

④轴径尺寸 初选滚动轴承的类型及尺寸,则与之相配合的轴颈尺寸即被确定下来,同一轴上要尽量选择同一型号的轴承。

⑤加工工艺要求 当轴段需要磨削时，应在相应轴段落上留出砂轮越程槽；当轴段需切毛巾制螺纹时，应留出螺纹退刀槽。

⑥与轴上零件相配合的轴段直径应尽量取标准直径系列值。 L1L2d4d5d1d2图4-4 轴的结构设计 Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ处局部放大图见图4-5 L6L3L4 hd3rr'hd6d7d4图4-5 轴肩高度和圆角半径 2)确定轴的轴向尺寸 阶梯轴各段轴向尺寸，由轴上直接安装的零件（如齿轮、轴承等）和相关零件（如箱体的轴承座孔、轴承盖等）的轴向位置和尺寸确定。确定轴向尺寸时应注意以下几点： ①保证传动件在轴上固定可靠 为使传动件在轴上的固定可靠应使轮毂的宽度大于与之配合轴段的长度，以使其他零件顶住轮毂，而不是顶在轴肩上。一般取轮毂宽度与轴段长度之差△=1~2mm。当制造有误差时，这种结构不能保证零件的轴向固定及定位。

rd3bcX45° 当周向联接用平键时，键应较配合长度稍短，并应布置在偏向传动件装入一侧以便于装配。

②轴承的位置应适当 轴承的内侧至箱体壁应留有一定的间距，其大小取决于轴承的润滑方式。采用脂润滑时，所留间距较大，以便放挡油环，防止润滑油溅入而带走润滑脂，如图4-6a所示；若采用油润滑 ，一般所留间距为0~3mm即可，如图4-6b所示。挡油环结构如图4-7。 60°2~38~122~30.51~3a)0~3b) a 脂润滑轴承 b 油润滑轴承 图4-6 轴承在箱体中的位置 图4-7 挡油环 3)校核轴、轴承和键

轴上力的作用点及支点跨距可从装配草图上确定。传动件力作用线的位置可取在轮缘宽度中部，滚动轴承支承反力作用点可近似认为在轴承宽度的中部。

力的作用点及支点跨距确定后，便可求出轴所受的弯矩和扭矩。选定1~2个危险截面，按弯扭合成的受力状态对轴进行强度计算校核，如果强度不够则需要修改轴的尺寸。

对滚动轴承应进行寿命计算。轴承寿命可按减速器的使用寿命或检修期计算，

如不满足使用寿命要求，则需改变轴承的型号后再进行计算。

3、装配图设计的第二阶段

这一阶段的主要内容是轴上传动零件及轴的支承零件的结构设计，即齿轮的结构设计、轴承端盖的结构、轴承的润滑和密封设计。

（1）传动件的结构设计

传动零件的结构与所选材料、毛坯尺寸及制造方法有关。齿轮结构的尺寸可参考教材或机械设计手册，如表4-1所示。

序号 １ Ｋ≥2ｍ(钢铁) Ｋ≥2.5ｍ（铸铁） 表4-1 圆柱齿轮的结构型式和结构尺寸 结构型式 结构尺寸 K nx45°d1?da≤200mm锻造齿轮 D1=1.6d L=(1.2~1.5)d≥b δ=2.5ｍ(不小于8~10mm) n=0.5ｍ D2=0.5(D0+D1) d1=12~20mm(da较小时可不钻2 daD0dD1D23~5bLnx45°孔) D0=da-10ｍ da≤５00mm锻造齿轮 d1D1=1.6d L=(1.2~1.5)d≥b δ=（2.5～４）ｍ(不小于8~10mm) n=0.5ｍ D0３ D1dadD2nx45°rCD2=0.5(D0+D1) d1=12~20mm(da较小时可不钻孔) C=(0.2~0.3)b模锻 C=0.3b自由锻造 da≤500mm平辐板铸造齿轮 bLbnx45°Cd1D1=1.8d（铸铁） D2４ r1:20D0D1=1.6d（铸钢） L=(1.2~1.5)d≥b δ=2.5~4ｍ(不小于8~10mm) n=0.5ｍ D2=0.5(D0+D1) d1=0.25(D0-D1) C=0.2b（但不小于10mm） r≈0.5C ??D1dadbH1c ??da≤400～1000mm b≤200mm铸造齿轮 D1=1.8d（铸铁） D1=1.6d（铸钢） L=(1.2～1.5)d≥b δ=(2.5～4)ｍ(不小于8～10mm) n=0.5ｍ C=0.2b（但不小于10mm） S=b/6(但不小于10mm) r≈0.5C;e=0.8δ;H=0.8d;H1=0.8H HDadnx45°rD15 1:20Ls2)轴承端盖的结构设计 轴承端盖是用来固定轴承的位置、调整轴承间隙并承受轴向力的，轴承端盖的结构形式有凸缘式和嵌入式两种，如表4-2所示：

表4-2 轴承盖的结构及尺寸

螺钉联接外装式轴承盖 d0=d3+1mm D0=D+2.5d3 r5~10d0eb1e1mD2=D0+2.5d3 e=1.2d3 e1≥e ｍ由结构决定 D4=D-(10～15)mm D1,b1由密封尺寸确定 b=5～10,h=(0.8～1)b D2D0d1D4D1:20 嵌入式轴承端盖 e2=5～8mm S=10～15mm ｍ由结构决定 Be2mabD3=D+e2，装有Ｏ形圈的，按Ｏ形圈外径取 d1,b1,a由密封尺寸确定 沟槽尺寸(GB3452.3-88)mm D3HO形圈截面直径d2 B 3.6 4.8 7.1 HD3Dd1+0.10 0d3偏差值 0 -0.05 0 -0.06 0 -0.07 d3H8h9 2.07 2.74 4.19 2.65 sb1 3.55 5.3

凸缘式轴承端盖的密封性能好，调整轴承间隙方便，因此，使用较多，这种端盖大多采用铸铁件，设计制造时要考虑铸造工艺性，尽量使整个端盖的厚度均匀。当端盖较宽时，为减少加工量，可对端部进行加工，使其直径D’＜D，但端盖与箱体配合段必须有足够的长度 L，否则拧紧螺钉时容易使端盖歪斜，一般取L=(0.1~0.15)D，如图4-8所示。 LD'D 图4-8 凸缘高度 嵌入式轴承端盖结构简单、密封性能差、调整间隙不方便，只适用于深沟球轴承（不用调整间隙）。 3)滚动轴承的润滑和密封 脂润滑 当浸油齿轮圆周速度v＜2m/s,轴承内径和转速乘积dn≤2×105mm﹒r/min时，宜采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环，如图所示。润滑脂的装油量不应超过轴承空间的1/3~1/2。

油润滑 当浸油齿轮的圆周速度v≥2m/s,轴承内径和转速乘积dn＞2×10mm﹒r/min时，宜采用油润滑。传动件的转动带起润滑油直接溅入轴承内，或先溅到箱壁上，顺着内壁流入箱体的油槽中，再沿油槽流入轴承内。此时端盖端部必须开槽，并将端盖端部的直径取小些，以免油路堵塞，如图4-9所示。当传动件直径较小，应在轴承前装置挡油板，如图4-10所示。 5

a)b) 图4-9 油槽结构 图4-10 挡油板 轴伸端密封方式有接触式和非接触式两种。毡圈密封是接触式密封中寿命较低，密封效果较差的一种，但结构简单，价格低廉，适用于脂润滑轴承中，如图4-11 a）所示；油沟密封结构简单、成本低，但不够可靠，适用于脂润滑的轴承中，如图4-11b）所示；若要求更高的密封性能，宜采用迷宫式密封，利用其间充满的润滑脂来达到密封效果，可用于脂润滑和油润滑，如图4-11c)所示，迷宫式密封的结构复杂，制造和装配要求较高。

a)毡圈密封 b)油沟密封 c)迷宫密封 图4-11 轴承的密封方式

4、装配图设计的第三阶段 这一阶段的主要内容是进行减速器箱体和附件的设计： （1）箱体结构设计

设计箱体结构，要保证箱体有足够的刚度、可靠的密封性和良好的工艺性。如果是剖分式箱体结构还要保证它的联接刚度。

为保证刚度要求，应使轴承座有足够的壁厚，并在轴承座上加支承肋，箱体加肋的形式有两种，即外肋和内肋，内肋具有刚度大、外表光滑美观等优点，但内壁阻碍润滑油流动、

工艺复杂；当轴承座伸到箱体内部时常加内

肋，如图4-12所示。 AABB a) 外肋形式 b) 内肋形式 图4-12 提高轴承座刚度的箱体结构 为提高轴承座处的联接刚度，座孔两侧的联接螺栓的距离应尽量缩短，但又不能与端盖螺钉孔干涉。同时，轴承座附近还应做出凸台，凸台高度要保证安装时有足够的板手空间，凸台结构如图4-13所示。另外箱盖和箱座的联接凸缘应取厚些，箱座底凸缘的宽度应超过箱体内壁，如图4-14所示。 a) 正确 b) 不好

图4-13 凸台结构 图4-14 箱体底座凸缘

箱体结构应便于润滑和密封。为保证其密封性且便于传动件的润滑和散热，箱体剖分面处几何精度和粗糙度应有一定要求，重要的表面要刮研，箱座凸缘上表面需要铣出回油沟。

箱体工艺性的好坏，直接影响箱体制造质量、成本及检修维护，设计时应特别注意： 1）铸造工艺性 应力求形状简单，壁厚均匀，过渡平缓，铸件表面沿拔模方向应有斜度，一般为1：10~1：20。

2）机械加工工艺性 应尽可能减少机械加工面积，严格区分加工表面与非加工表面，还应考虑机械加工时走刀不要相互干涉。

（2）附件设计 1）窥视孔及盖

窥视孔用来检查传动件的啮合情况，齿侧间隙接触斑点及润滑情况等。箱体内的润滑油也由此孔注入，为减少油内的杂质注入箱内，可在窥视孔口处装一过滤网。

窥视孔通常开在箱体顶部，且要能看到啮合位置。其大小视减速器的大小而定，但至少应能将手伸入箱内进行检查操作。孔上要有盖板，用钢板或铸铁制成，用M8~M12螺钉坚固。中小型窥视孔及盖板的结构尺寸，见表4-3。 表4-3 窥视孔及盖板 A1AR B2B1BAA2A1Ld A2 95 130 180 230 330 430 B2 70 105 130 180 230 330 h 3 3 3 4 4 6 R 10 15 15 20 25 30 A 115 160 210 260 360 460 B 90 135 160 210 260 360 A1 75 100 150 200 300 400 B1 50 75 100 150 200 300 螺钉 d M8 M10 M10 M12 M12 M12 L 15 20 20 25 25 25 个数 4 4 6 8 8 8 2）通气器

通气器多装在箱盖顶部或窥视孔盖上，其作用是将工作时箱内热涨气体及时排出，其结构尺寸见表4-4。

表4-4 通气器 通气器1 d D D1 S L L a d1 L DD1 aM10?1 M12?1.25 M16?1.5 d13 18 22 30 32 38 42 45 50 11.5 16.5 19.5 25.4 25.4 31.2 36.9 36.9 41.6 10 14 17 22 22 27 32 32 36 16 19 23 28 29 34 36 38 46 8 10 12 15 15 18 18 20 25 2 2 2 4 4 4 4 4 5 3 4 5 6 7 8 8 8 8 d1M20?1.5 M22?1.5 M27?1.5 M30?30 M33?2 M36?3 D4 ?D2A--Ab 通气器2 h1D3Bb1KdD1A1HA haD2dd M27?1.5 M36?2 M48?3 D1 B h H D2 H1 a 6 8 ? 4 4 K b h1 b1 D3 32 42 D4 L 孔数 15 ?30 20 ?40 30 ?45 15 ?45 20 ?60 25 ?70 36 32 48 42 62 52 10 8 12 11 15 13 22 6 29 8 18 32 6 24 41 6 36 55 8 10 5 32 10 56

3）吊环螺钉、吊耳及吊钩

为便于拆卸及搬运，应在箱盖上安装吊环螺钉或铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。吊环螺钉为标准件，可按起重量选用。图4-15为吊环螺钉的螺孔尾部结构，其中图c所示的螺孔的工艺性较好，属于应该采用的结构。吊环螺钉一般用于拆卸机盖，当然也可以用来吊运一些轻型减速器。为了减少机加工工序，可在箱盖上铸出吊耳来替代吊环螺钉，其结构见表4-5。箱座两端凸缘下部铸出的吊钩，是用来吊运整台减速器或箱座零件的。 表4-5 吊耳和吊钩 1、吊耳 C3=(4～5) ?1 C4=(1.3～1.5)C3 b=(1.8～2.5)?1 R=C4 r1≈0.2C3 b 2、吊耳环 3、吊钩 Hr≈0.25C3 ?1:箱盖壁厚 d=b≈(1.8～2.5) R≈(1～1.2)d e≈(0.8～1)d Red??bK=C1+C2(K为箱座接合面凸缘宽度) H≈0.8K h≈0.5H r≈0.25K b≈(1.8～2.5)? ?hr0.5KKb4、吊钩 HK= K=C1+C2(K为箱座接合面凸缘宽度) H≈0.8K h≈0.5H r≈0.25K b≈(1.8～2.5)? H1:按结构确定 KrrhH1 4）启盖螺钉 启盖螺钉的直径一般等于凸缘联接螺栓的直径，螺纹有效长度大于凸缘厚度。如图4-16。 5）定位销 定位销有圆柱形和圆锥形两种结构，一般取圆锥销。如图4-17。 b 图4-16 启盖螺钉 图4-17 定位销 6）油标 油标用来指示油面高度，常见的有油尺、圆形油标、长形油标等。一般采用带有螺纹部分的油尺如图4-18所示。 油尺安装位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出，不能太高以免与吊耳相干涉，箱座油尺座孔的倾斜位置应便于加工和使用。 图4-18带螺纹部分的油尺 图4-19放油孔位置 7）放油孔及螺塞 在油池最低位置设置放油孔，螺塞及封油垫圈的结构尺寸如表4-6。 表4-6 六角头螺塞

D D0 L 23 28 31 34 l 12 15 16 18 a 3 4 4 4 D 19.6 25.4 25.4 31.2 s 17 22 22 27 d1 17 22 26 29 螺塞：Q235 油封圈：耐油橡胶；工业用革；石棉橡胶纸 材料 M16?1.5 26 M20?1.5 30 M24?2 M27?2 34 38 M30?2 42 36 18 4 36.9 32 32 5、装配图的检查和修改

当装配图设计的第三阶段结束以后，应对装配图进行检查与修改，首先检查主要问题，然后检查细部。具体如下：

(1)装配图中传动系统与课程设计任务书中传动方案布置是否完全一致。如齿轮位置，输入输出轴的位置等。

(2)图中的主要结构尺寸与设计计算的结果是否一致。

(3)轴上零件沿轴向及周向能否定位，能否顺利装配、拆卸。

(4)附件的结构、安装位置是否合理。

(5)绘图规范方面，视图选择是否恰当，投影是否正确，是否符合标准。

6、完成装配图

这一阶段的主要内容如下：

(1)尺寸标注 装配图上应标注的尺寸有以下几类：

1）特性尺寸 表示机器或部件性能及规格的尺寸，如传动零件中心距及偏差。 2）最大外形尺寸 如减速器的总长、总宽、总高等尺寸。 3）安装尺寸 箱座底面尺寸（包括底座的长、宽、厚），地脚螺栓孔中心的定位尺寸，地脚螺栓孔之间的中心距和地脚螺栓孔的直径及个数，减速器中心高尺寸，外伸轴端的配合长度和直径等。

4）主要零件的配合尺寸 对于影响运转性能和传动精度的零件，其配合尺寸应标注出尺寸、配合性质和精度等级，例如轴与传动件、轴承、联轴器的配合，轴承与轴承座孔的配合等。对于这些零件应选择恰当的配合与精度等级，这与提高减速器的工作性能，改善加工工艺性及降低成本等有密切的关系。

标注尺寸时应注意布图整齐、标注清晰，多数尺寸应尽量布置在反映主要结构的视图上，并尽量布置在视图的外面。

表4-7列出了减速器主要零件的荐用配合，应根据具体情况进行选用。 配合零件 大中型减速器的低速级齿轮与轴的配合 一般齿轮、带轮、联轴器与轴的配合 要求对中性良好，即很少装拆的齿轮、联轴器与轴的配合 较常装拆的齿轮、联轴H7/m6,H7/k6 手锤打入（过渡配合） H7/r6 H7/n6 荐用配合 H7/r6，H7/s6 装拆方法 用压力机或温差法（中等压力的配合，小过盈配合） 用压力机（中等压力的配合） 用压力机（较紧的过渡配合） 器与轴的配合 滚动轴承内孔与轴的配合（内圈旋转） j6（轻负荷),k6,m6(中用压力机（实际为过盈配合） 等负荷) 木锤或徒手装拆 滚动轴承外圈与箱体座H7，H6（精度要求高孔的配合（外圈不转） 时） (2)技术特性与技术要求

1）技术特性 装配图绘制完成后，应在装配图的适当位置写出减速器的技术特性，包括输入功率和转速、传动效率、总传动比和各级传动比等。

2）技术要求

技术要求通常包括以下几方面： 对零件的要求：装配前所有零件要用煤油或汽油清洗，箱体内不允许有任何杂物存在，箱体内壁涂防侵蚀涂料。

对零件安装、调整的要求：在安装、调整滚动轴承时必须留有一定的游隙或间隙。游隙或间隙的大小应在技术要求中注明。

对密封性能的要求：剖分面、各接触面及密封处均不许漏油。剖分面允许涂以密封油漆或水玻璃，不允许使用任何填料。

对润滑剂的要求：技术要求中应注明所用润滑剂的牌号、油量及更换时间等。

对包装、运输、外观的要求：对外伸轴和零件需涂油严密包装，箱体表面涂灰色油漆，运输或装卸时不可倒置等。

（3）对全部零件进行编号

零件编号方法有两种，一种是标准件和非标准件混在一起编排，另一种是将非标准件编号填入明细栏中，而标准件直接在图上标注规格、数量和图标号或另外列专门表格。 编号指引线尽可能均匀分布且不要彼此相交，指引线通过有剖面线的区域时，要尽量不与剖面线平行，必要时可画成折线，但只允许弯折一次，对于装配关系清楚的零件组可采用公共指引线。标注序号的横线要沿水平或垂直方向按顺时针或逆时针次序排列整齐。每一种零件在各视图上只编一个序号，序号字体要比尺寸数字大一号或两号。

（4）编制零件明细栏及标题栏，格式如下：

五、拆卸零件绘制零件工作图

零件工作图是制造检验零件和制订工艺规程的基本技术文件，零件工作图应包括制造和检验零件时所需的全部内容，即零件的图形、尺寸及公差、形位公差、表面粗糙度、材料、热处理及其它技术要求、标题栏等。

本课程设计要求绘制（齿轮、轴或箱体，任选2个A3图纸）工作图2张。下面对这三类零件的设计要点作一简单介绍。

（一）轴类零件工作图设计要点

1、视图 一般只需一个视图，有键槽或孔的位置，应增加必要的剖面图，对不易表达清楚的部位如中心孔、退刀槽应绘制局部放大视图。

2、标注尺寸 主要是轴向和径向尺寸。不同直径段的轴类零件径向尺寸均要款出，有配合处的轴径，要标出尺寸偏差，尺寸和偏差相同的直径应逐一标出，不得省略；轴向尺寸应首先根据加工工艺性选好定位基准面，注意不能标出封闭的尺寸链。所有倒角、圆角都应标注或在技术要求中说明。

3、形位公差 轴的形位公差标注方法及公差值可参考资料2

4、表面粗糙度 轴的所有表面都要加工，其表面粗糙度值

5、技术要求

（1）材料：对材料的机械性能及化学成份的要求。 （2）热处理要求。

（3）对加工的要求：如是否保留中心孔，如保留应在零件图上画中心孔或按国标加以说明。

（4）其它：台对未注圆角、倒角的说明。 （二）齿轮类零件工作图设计要点

1、视图 一般需两个视图。

2、尺寸标注 径向尺寸以中心线为基准，齿宽方向的尺寸以端面为基准标注，轴孔应标注尺寸偏差，键槽标注参照有关手册。

3、形位公差 一般要标注的项目有： （1）齿顶圆的径向圆跳动。

（2）基准端面对轴线的端面圆跳动。 （3）键槽侧面对孔心线的对称度。

（4）轴孔圆柱度。

4、表面粗糙度 齿轮类零件所有表面都应注明表面粗糙度，可从下表推荐值选取。 5、啮合参数表 包括齿轮的主要参数及误差检验项目。 6、技术要求

（1）对毛坯的要求（铸件、锻件）。 （2）对材料的力学性能和化学成分的要求。 （3）对未注圆角、倒角的说明。

（4）对机械加工未注公差尺寸的公差等级的要求。 （5）对高速齿轮平衡试验的要求。 （三）箱体零件工作图的设计要点

1、视图 可按箱体工作位置布置主视图，辅以左视图、俯视图及若干局部视图，表达箱体的内外结构形状。细部：螺纹孔、回油孔、油尺孔、销钉孔、槽等，也可用局部剖视、剖面、向视图表示。

2、尺寸标注 标注时应考虑设计、制造、测量的要求。

首先找出尺寸基准将各部分结构分为形状尺寸和定位尺寸。形状尺寸如箱体长、宽、高、壁厚、孔径等直接标出；定位尺寸如孔中心位置尺寸应从基准直接标出。

设计基准与工艺基准力求一致，如箱座、箱盖高度方向的尺寸以剖分面为基准，长度方向尺寸以轴孔中心线为基准。对影响机器工作性能及零部件装配性能的尺寸应直接标出，如轴孔中心距、嵌入式端盖其箱体沟槽外侧两端面间的尺寸等。

同时标注尺寸时要考虑铸造工艺特点，木模多由基本形体拼接而成，故应在基本形体的定位尺寸标出后，再标注各部分形体自身的形状尺寸。

重要配合尺寸标出极限偏差。机体尺寸多，应避免遗漏、重复、封闭。

3、形位公差 按表面作用在下列荐用表数值中查阅 4、表面粗糙度按表面作用在下列荐用表数值中查阅 5、技术要求

（1）清砂、时效处理。

（2）铸造斜度及铸造圆角。 （3）内表面清洗后涂防锈漆。 （4）其它。

六、编写设计说明书

设计计算说明书既是图纸设计的理论依据又是设计计算总结，也是审核设计是否合理的技术文件之一。因此，编写设计说明书是设计工作的一个重要环节。 设计计算说明书要求计算正确、论述清楚、文字简练、书写工整。

设计计算说明书应包括有关简图，如传动方案简图、轴的受力分析图、弯矩图、传动件草图等，引用的公式、数据、应注明来源、参考资料编号、页次。

用16开纸书写，标出页次，编好目录，做好封面，最后装订成册。 设计说明书主要内容大致包括： 1、目录

2、设计任务书 3、传动方案分析 4、电动机的选择

5、传动装置运动及动力参数的计算 6、传动零件的设计计算 7、轴的计算

8、滚动轴承的选择和计算 9、键联接的选择和计算 10、联轴器的选择

11、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择

12、参考资料（资料编号、书名、主编、出版单位、出版年） 书写格式示例：

计算及说明 四、设计部件绘制装配图 1、轴系部件设计 （1）轴承类型的选择 （2）传动件 （3）轴 1）轴的结构设计

主要参数： 结果

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