盤磨機傳動裝置設計畢業論文第50頁盤磨機傳動裝置設計【摘要】齒輪傳動是現代機械中應用最廣的一種傳動形式。它的主要優點是：1、瞬時傳動比恒定、工作平穩、傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力；2、適用的功率和速度范圍廣，傳動效率高，工作可靠、使用壽命長；3、外輪廓尺寸小、結構緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器,用于原動機和工作機或執行機構之間,起匹配轉速和傳遞轉矩的作用,在現代機械中應用極為廣泛國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據優勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。近十幾年來,由于近代計算機技術與數控技術的發展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機械傳動產品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產品更加精致，美觀化。在21世紀成套機械裝備中,齒輪仍然是機械傳動的基本部件。CNC機床和工藝技術的發展,推動了機械傳動結構的飛速發展。在傳動系統設計中的電子控制、液壓傳動、齒輪、帶鏈的混合傳動,將成為變速箱設計中優化傳動組合的方向。在傳動設計中的學科交叉,將成為新型傳動產品發展的重要趨勢。【關鍵詞】減速器

軸承

齒輪

機械傳動TheDesignofThePlateMill’sGearJiaGenqinClassof0601MachineryManufacturingAbstract：Wheelgear’sspreadingtomoveisathemostwidekindoftheapplicationspreadstomoveaforminthemodernmachine.ItsmainadvantageBE:1、spreadstomovetosettle,workthaninamomentsteady,spreadtomoveaccuratecredibility,candeliverspacearbitrarilysportandthemotiveoftheoftwostalks；Powerandspeedscope；2、appliesarewide；spreadstomoveanefficiencyhigh；workisdependable,servicelifelong；3、Outlinesizeoutsidetheissmall,structuretightlypacked.Thewheelgearconstitutedto；fromwheelgear,stalk,bearingsandboxbodydeceleratesamachine,usedingforprimemoverandworkmachineorperformanceorganizationof,havealreadymatchedtoturnsoonanddeliverafunctionofturning,theapplicationisextremelyextensiveinthemodernmachine.Localdecelerationmachinemuchwiththewheelgearspreadtomove,thepolespreadtomoveforlord,butwidespreadexistpowerandweightratiosmall,orspreadtomoveratiobigbutthemachineefficiencyleadalowproblem.Therearealsomanyweaknessesonmaterialqualityandcraftlevelmoreover,theespeciallylargedecelerationmachine’sproblemismoreoutstanding,theservicelifeisn’tlong.Thedecelerationmachineofabroad,withGermany,DenmarkandJapanbeplacedintoleadaposition,occupyingadvantageinthematerialandthemanufacturingcraftspecially,deceleratingthemachineworkcredibilitylike,servicelifelong.Butitspreadstomoveaformtostilltakesettlingstalkwheelgeartospreadtomoveaslord,physicalvolumeandweightproblem,don’talsoresolvelikeThedirectionwhichdeceleratesamachinetoisthefacingbigpowerandspreadtomoveratio,smallphysicalvolume,highmachineefficiencyandservicelifetogrowgreatlynowadaysdevelops.Deceleratingtheconnectingofmachineandelectricmotorbodystructureisalsotheformwhichexpandsstrongly,andhavealreadyproducedvariousstructureformsandvariousproductsofpowermodelnumbers.Beclosetotenseveralinthelastyearses,controlatechnicaldevelopmentbecauseofthemoderncalculatortechniqueandthenumber,makethemachineprocessaccuracy,processanefficiencytoraiseconsumedly,pushedamachinetospreadthediversificationofmovablepropertyarticlethus,themoldpieceofthewholemachinekitturns,standardizing,andshapedesigntheartturn,makingproductmorefine,thebeautyturns.Becomeasetamachinematerialin21centuriesmedium,thewheelgearisstillamachinetospreadadynamicbasicparts.CNCtoolmachineandthecrafttechnicaldevelopment,pushedamachinetospreadtomovestructuretoflytodevelopsoon.Bespreadingtomovetheelectronicscontrol,liquidinthesystemdesigntopresstospreadtomove,wheelgear,takethemixtureofchaintospreadtomove,willbecomebecomesoonaboxtodesigninexcellentturntospreadtomoveacombinationofdirection.Theacademicsthatisinspreadmovethedesigncrosses,willbecomenewspreadamovablepropertyarticletheimportanttrendofthedevelopment.Keywords：ReductiongearBearinggearmechanicaldrive一、傳動裝置的總體設計（一）傳動方案分析1、傳動裝置的布局要求：在分析盤磨機傳動裝置方案時，首先應該滿足機械設計的基本要求，此外還要保證工作可靠，傳動效率高，結構簡單，工藝性能好等，同時應注意常用機械傳動方式的特點及在布局上的要求：（1）帶傳動平穩性好，能緩沖吸振，但承載能力小，宜布置在高速級；（2）鏈傳動平穩性差，且有沖擊、振動，宜布置在低速級；（3）蝸桿傳動放在高速級時蝸輪材料應選用錫青銅，否則可選用鋁鐵青銅；（4）開式齒輪傳動的潤滑條件差，磨損嚴重，應布置在低速級；（5）錐齒輪、斜齒輪宜放在高速級；根據工作需要，所以，盤磨機與減速器之間應該選用錐齒輪進行傳動。2、傳動系統方案的擬定盤磨機傳動系統方案如下圖所示：電動機1→聯軸器2→直齒圓柱齒輪減速3→聯軸器5→錐齒輪傳動6→主軸7→盤磨機4電動機1通過聯軸器2將動力傳入直齒圓柱齒輪減速器3，再經過直齒圓柱齒輪減速器3通過聯軸器5將動力傳至錐齒輪6，由錐齒輪6通過主軸7傳送到盤磨機4上工作。采用兩級圓柱齒輪減速器，由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度，應此選用展開式。3、確定減速器類型由于兩級圓柱齒輪減速器由三種：直齒、斜齒和人字齒輪，根據以下工作條件和技術資料分析，因此選定直齒圓柱齒輪減速器。表1.1工作條件和技術資料：工作條件工作期限工作班制載荷性質生產方式8年單班制輕微成批生產技術數據主軸轉速電動機功率電動機轉速圓錐齒輪傳動比n=45r/minP=5.5KWn=1500r/mini=3.5動力來源電動機，三相交流，電壓380/220V其它要求單向運轉，總減速比允差±5%；體積最小，強度足夠（二）電動機的選擇電動機已經標準化、系列化。應按照工作機的要求，根據選擇的傳動方案選擇電動機的類型、容量和轉速，并在產品目錄中查出其型號和尺寸。1、電動機類型和結構型式的選擇電動機有交流電動機和直流電動機之分，一般工廠都采用三相交流電，因而多采用交流電動機。交流電動機有異步電動機和同步電動機兩類，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電動機應用最多。目前應用最廣泛的是Y系列自扇冷式籠型三相異步電動機，其結構簡單、起動性能好、工作可靠、價格低廉，維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合。按已知的工作要求和條件，選用Y型全封閉籠型三相異步電動機。2、確定電動機的功率由已知條件可知：Pd＝5.5kW3、確定電動機的轉速由已知條件可知：同步轉速n=1500r/min，由附表8.1Y系列（IP44）電動機的技術資料查出有兩種適用的電動機型號，其技術參數及傳動比的比較情況見下表1.2：表1.2Y電動機的技術數據方案電動機型號額定功率電動機轉速（r/min）Ped/kW同步轉速滿載轉速1Y132S—45.515001440傳動裝置的傳動比總傳動比圓錐齒輪兩級齒輪323.59.14根據電動機型號，確定電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如下表1.3所示：表1.3電動機的安裝及外形尺寸中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底腳安裝尺寸A×B132475×345×315216×178地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD1238×8010×43（三）總傳動比的確定及分配由選定電動機的滿載轉速nm和盤磨機主軸的轉速nW，可得傳動比為所以總傳動比i是圓錐齒輪傳動比i3與兩級圓柱齒輪傳動比i0的和。因圓錐齒輪傳動比i3＝3.5，所以兩級圓柱齒輪傳動比對于展開式兩級圓柱齒輪減速器，推薦高速級傳動比i2＝（1.3～1.5）i1，又i1·i2＝9.14，得：i1＝3.5，i2＝2.6。在分配兩級傳動比時主要應考慮以下幾點：（1）兩級傳動的傳動比應在推薦的范圍內選取。（2）應使傳動裝置的結構尺寸較小、重量較輕。但兩級減速器的總中心距和總傳動比相同時，傳動比分配方案不同，減速器的外廓尺寸也不同。（3）應使傳動件的尺寸協調，結構勻稱、合理，避免互相干涉碰撞。（4）在兩級減速器中，高速級和低速級的大齒輪直徑應盡量相近，以利于浸油潤滑。（四）各種運動和動力參數計算為進行傳動件的設計計算，應首先推算出各軸的轉速、功率和轉矩。一般按由電動機至絞車機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數。由機械設計手冊查得機械傳動和摩擦副的效率概略值，如下表1.4：表1.4機械傳動和摩擦副的效率概略值序號種類效率η18級精度的一般圓柱齒輪傳動（油潤滑）0.9728級精度的一般錐齒輪傳動（油潤滑）0.94～0.973彈性聯軸器0.99～0.9954滾子軸承（稀油潤滑）0.98(一對)由表可得：η1、η2、η3、η4分別為彈性聯軸器、齒輪傳動的軸承、直齒圓柱齒輪傳動、錐齒輪傳動。取η1＝0.99、η2＝0.98、η3＝0.97、η4＝0.95。1、各軸轉速nⅠ＝n0＝1440r/min2、各軸的輸入功率Ⅰ軸PⅠ＝Pd·η1·η2＝5.5×0.99×0.98kW＝5.34kWⅡ軸PⅡ＝PⅠ·η3·η2＝5.34×0.97×0.98kW＝5.07kWⅢ軸PⅢ＝PⅡ·η3·η2＝5.07×0.97×0.98kW＝4.82kW主軸PⅣ＝PⅢ·η1·η22·η4＝4.82×0.99×0.982×0.95＝4.35kW3、各軸輸入轉矩Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸主軸運動和動力參數的計算結果列于下表1.5：表1.5運動和動力參數軸名參數Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸主軸轉速n/（r/min）輸入功率P/kW輸入轉矩T/（N·m）14405.33635.4411.45.071181584.82291454.35923傳動比i效率η3.50.972.60.973.50.95二、傳動件和軸的設計計算（一）錐齒輪傳動設計計算1、選擇齒輪材料及精度等級小圓錐齒輪選用45鋼調質，硬度為217-255HBS；大圓錐齒輪選用45鋼正火，硬度為169-217HBS。因為是減速器外的錐齒輪，并經查表《常見機器中齒輪的精度等級》得，錐齒輪應選擇8級精度。2、按齒面接觸疲勞強度設計因兩軸交角Σ=90°時，齒面按接觸疲勞強度的校核公式為設計公式為可求出d1值，先確定有關參數與系數：（1）轉矩T1T1=291N·m（2）載荷系數，查表《載荷系數》表取K=1.4（3）齒寬系數ψR一般ψR=0.25～0.3，取ψR=0.3（4）齒數比uu=i=3.5（5）由表《彈性系數ZE》得彈性系數（6）齒數z1小齒輪齒數z1取10，則大齒輪齒數z2＝35（7）許用接觸應力由《接觸疲勞強度極限》圖查得σHlim1＝650MPa，σHlim2＝580MPa由表《安全系數SH和SF》查得安全系數SH＝1N1＝60njLh＝60×158×1×（8×52×40）＝1.58×108N2＝N1/i＝1.58×108/3.5＝4.5×107查圖《接觸疲勞壽命系數》得ZNT1＝1.1，ZNT2＝1.25由式可得由表《錐齒輪的模數》取標準模數m＝103、主要尺寸計算（1）分度圓錐角δδ2＝90°－δ1＝90°－16°=74°（2）分度圓直徑dd1＝mz1＝10×10mm＝d2＝mz2＝10×35mm＝（3）齒頂圓直徑da（我國規定的標準值為ha＊＝1，c＊＝0.25）齒頂高ha＝ha＊m＝m＝10da1＝d1＋2hacosδ1＝100＋2×10×0.96=119.2da2＝d2＋2hacosδ2＝350＋2×10×0.27=355.4（4）齒根圓直徑df齒根高hf＝（ha＊＋c＊）m＝1.25m＝12.5df1＝d1－2×hfcosδ1＝100－2×12.5×0.96=76df2＝d2－2×hfcosδ2＝350－2×12.5×0.27=343.25（5）錐距R（6）齒寬b齒寬b的取值范圍是（0.25～0.3）R，b=（0.25～0.3）×182=45.5～54.6，取b=50mm（7）齒頂角θa與齒根角θfθa1＝θa2＝arctan(ha/R)=arctan(10/182)=3°θf1＝θf2＝arctan(hf/R)=arctan(12.5/182)=4°（8）齒頂圓錐角δaδa1＝δ1+θa1＝16°+3°=19°δa2＝δ2+θa2＝74°+3°=77°（9）齒根圓錐角δfδf1＝δ1-θf1＝16°-4°=12°δf2＝δ2-θf2＝74°-4°=70°4、按齒根彎曲疲勞強度校核當齒根彎曲疲勞強度計算的校核公式為則校核合格。確定有關系數與參數：（1）齒形系數YF由表《標準外齒輪的齒形系數YF》查得：YF1＝3.22，YF2＝2.35。（2）應力修正系數YS由表《標準外齒輪的應力修正系數YS》查得：YS1＝1.47，YS2＝1.71。（3）許用彎曲應力[σF]由圖《試驗齒輪的彎曲疲勞極限》查得σHlim1＝210MPa，σHlim2＝190MPa由表《安全系數SH和SF》查得SF＝1.3，由圖《彎曲疲勞壽命系數YNT》查得YNT1＝YNT2＝1由式[σF]＝YNTσHlim/SF得故所以，齒根彎曲強度校核合格。5、驗算齒輪的圓周速度v由表《常用精度等級齒輪的加工方法》可知選8級精度是合適的。（二）直齒圓柱齒輪Ⅱ的傳動設計1、選擇齒輪材料及精度等級小齒輪選用45鋼調質，硬度為220-250HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為170-210HBS。因為是普通減速器，查表《常見機器中齒輪的精度等級》得，直齒圓柱齒輪應選擇8級精度。2、按齒輪面接觸疲勞強度設計因兩齒輪均為鋼質齒輪，可由下式可求出d1值，先確定有關參數與系數：（1）轉矩T1T1=1.18×105N·mm（2）載荷系數，查表《載荷系數》表取K=1.1（3）齒數z1和齒寬系數ψd小齒輪齒數z1取25，因i=2.6，則大齒輪齒數z2＝65，因直齒圓柱齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表《齒寬系數》取齒寬系數ψd=1（4）許用接觸應力由《接觸疲勞強度極限》圖查得σHlim1＝560MPa，σHlim2＝530MPa由表《安全系數SH和SF》查得安全系數SH＝1N1＝60njLh＝60×411.4×1×（8×52×40）＝4.1×108N2＝N1/i＝4.1×108/2.6＝1.58×108查圖《接觸疲勞壽命系數》得ZNT1＝1.04，ZNT2＝1.13由式可得[σH]1＝ZNT1σHlim1/SH＝1.04×560/1MPa＝582.4MPa[σH]2＝ZNT2σHlim2/SH＝1.13×530/1MPa＝598.9MPa故由表《漸開線齒輪的模數》取標準模數m＝33、主要尺寸計算（1）分度圓直徑dd1＝mz1＝3×25mm＝d2＝mz2＝3×65mm＝（2）齒寬bb2＝b＝ψd·d1＝1×75mm＝b1＝b2＋5mm＝80（3）標準中心距a（4）齒頂圓直徑da（我國規定的標準值為ha＊＝1，c＊＝0.25）齒頂高ha＝ha＊m＝m＝3mmda1＝d1＋2ha＝75＋2×3=81da2＝d2＋2ha＝195＋2×3=201（5）齒根圓直徑df齒根高hf＝（ha＊＋c＊）m＝1.25m＝3.75mmdf1＝d1－2×hf＝75－2×3.75=67.5df2＝d2－2×hf＝195－2×3.75=187.54、按齒根彎曲疲勞強度校核根據式則校核合格。確定有關系數與參數：（1）齒形系數YF由表《標準外齒輪的齒形系數YF》查得：YF1＝2.65，YF2＝2.29。（2）應力修正系數YS由表《標準外齒輪的應力修正系數YS》查得：YS1＝1.59，YS2＝1.74。（3）許用彎曲應力[σF]由圖《試驗齒輪的彎曲疲勞極限》查得σHlim1＝210MPa，σHlim2＝190MPa由表《安全系數SH和SF》查得SF＝1.3，由圖《彎曲疲勞壽命系數YNT》查得YNT1＝YNT2＝1由式[σF]＝YNTσHlim/SF得故則齒根彎曲強度校核合格。5、驗算齒輪的圓周速度v由表《常用精度等級齒輪的加工方法》可知選8級精度是適合的。（三）直齒圓柱齒輪Ⅰ的傳動設計1、選擇齒輪材料及精度等級小齒輪選用45鋼調質，硬度為220-250HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為170-210HBS。因為是普通減速器，查表《常見機器中齒輪的精度等級》得，直齒圓柱齒輪應選擇8級精度。2、按齒輪面接觸疲勞強度設計因兩齒輪均為鋼質齒輪，可由下式可求出d1值，先確定有關參數與系數：（1）轉矩T1T1=3.54×104N·mm（2）載荷系數，查表《載荷系數》表取K=1.1（3）齒數z1和齒寬系數ψd小齒輪齒數z1取25，又傳動比為3..5，則大齒輪齒數z2≈88，因直齒圓柱齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表《齒寬系數》取齒寬系數ψd=1（4）許用接觸應力由《接觸疲勞強度極限》圖查得σHlim1＝560MPa，σHlim2＝530MPa由表《安全系數SH和SF》查得安全系數SH＝1N1＝60njLh＝60×1440×1×（8×52×40）＝1.44×109N2＝N1/i＝1.44×108/2.6＝5.54×108查圖《接觸疲勞壽命系數》得ZNT1＝1，ZNT2＝1.05由式可得[σH]1＝ZNT1σHlim1/SH＝1×560/1MPa＝560MPa[σH]2＝ZNT2σHlim2/SH＝1.05×530/1MPa＝556.5MPa故由表《漸開線齒輪的模數》取標準模數m＝23、主要尺寸計算（1）分度圓直徑dd1＝mz1＝2×25mm＝d2＝mz2＝2×88mm＝（2）齒寬bb2＝b＝ψd·d1＝1×50mm＝b1＝b2＋5mm＝55（3）標準中心距a（4）齒頂圓直徑da（我國規定的標準值為ha＊＝1，c＊＝0.25）齒頂高ha＝ha＊m＝m＝2mmda1＝d1＋2ha＝50＋2×2=54da2＝d2＋2ha＝176＋2×2=180（5）齒根圓直徑df齒根高hf＝（ha＊＋c＊）m＝1.25m＝2.5mmdf1＝d1－2×hf＝50－2×2.5=45df2＝d2－2×hf＝176－2×2.5=1714、按齒根彎曲疲勞強度校核根據式，則校核合格。確定有關系數與參數：（1）齒形系數YF由表《標準外齒輪的齒形系數YF》查得：YF1＝2.65，YF2＝2.22。（2）應力修正系數YS由表《標準外齒輪的應力修正系數YS》查得：YS1＝1.59，YS2＝1.78。（3）許用彎曲應力[σF]由圖《試驗齒輪的彎曲疲勞極限》查得σHlim1＝210MPa，σHlim2＝190MPa由表《安全系數SH和SF》查得SF＝1.3，由圖《彎曲疲勞壽命系數YNT》查得YNT1＝YNT2＝1由式得故則齒根彎曲強度校核合格。5、驗算齒輪的圓周速度v由表《常用精度等級齒輪的加工方法》可知選8級精度是適合的。（四）軸的結構設計及低速軸的強度校核1、低速軸的設計及強度校核（1）選擇軸的材料，確定許用應力選擇軸的材料為45鋼，調質處理。由表《軸的常用材料及部分機械性能》查得抗拉強度極限σB＝650MPa，屈服極限σS＝360MPa，σ-1＝300MPa，彎曲疲勞極限再由表《軸的許用彎曲應力》得許用彎曲應力[σ-1b]＝60MPa。（2）按扭矩強度估算軸徑根據表《常用材料的[τ]值和C值》查得C=107～118。又由式得：考慮到該軸段上開有鍵槽，故將估算直徑加大3%～5%，取為34.2～38.4mm。由設計手冊取標準直徑d=35mm（3）設計軸的結構由于設計的是兩級減速器，可將齒輪布置在箱體內部的一側，軸的外伸端安裝錐齒輪。1）確定軸上零件的位置和固定方式要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。參考圖如下圖1-a)，確定齒輪從軸的右端裝入，齒輪的左端用軸肩（或軸環）定位，右端用套筒固定。這樣齒輪在軸上的軸向位置完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接。軸承安裝于減速器的另一側，其軸向用軸肩固定，軸向采用過盈配合固定。2)確定各軸段的直徑如下圖1-a，軸段⑥（外伸端）直徑最小，d6=35mm；考慮到要對安裝在軸段②上的錐齒輪進行定位，軸段①上應有軸肩，同時為順利地在軸段②上安裝軸承，軸段①必須滿足軸承內徑的標準，故取軸段①的直徑d1為40mm；用相同的方法確定軸段②、③、⑤的直徑d2=45mm、d3=55mm，d5=40mm；為了便于拆卸左右軸承，可查出6208型滾動軸承的安裝高度為3.5mm，取d4=47mm。3)確定各軸段的長度齒輪輪轂寬度為75mm，為保證齒輪固定可靠，軸段②的長度應略短于齒輪輪轂寬度，取l2=73mm；為保證齒輪端面于箱體內壁不相碰，齒輪端面于箱體內壁間應留有一定的間距，取該間距，取該間距為10mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為18mm），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm，所以軸段l1=37.5mm，查閱有關的聯軸器手冊取l6=80mm；根據箱體結構及聯軸器距軸承蓋要有一定距離的要求，取l5=70mm；由于時兩級圓柱減速器，根據另一齒輪確定l3=10mm，l4=70mm。4)確定鍵槽的主要尺寸在軸段②、⑥上分別加工出鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5～10mm，鍵槽寬度按軸段直徑查手冊得到。經查表《鍵的主要尺寸》得到：低速軸上⑥段的鍵槽鍵寬b為10mm，鍵高h為8mm鍵長L為70mm。低速軸上②段的鍵槽鍵寬b為14mm，鍵高h為9mm鍵長L為60mm。5）選定軸的結構細節，如倒角、圓角、退刀槽等的尺寸。按設計結果畫出軸的結構草圖（見圖1-a）（4）按彎扭合成強度校核軸徑1）畫出軸的受力圖（圖1-b），將軸上作用力分解為水平面分力和垂直面分力，受力分析如下：圓周力：（d2為齒輪分度圓直徑）徑向力：Fr2=Ft2tanα=2985×tan20°=1086N（標準的法向嚙合角α=20°）法向力：2）作水平面內的彎矩圖（圖1-c）。支點反力為：FHA=64/190.5Ft2=64/190.5×2985N=1003NFHB=Ft2－FHA=2985－1003N=1982NⅠ-Ⅰ截面處的彎矩為：MHⅠ=1003×126.5N·mm=126880N·mmⅡ-Ⅱ截面處的彎矩為：MHⅡ=1982×64N·mm=126848N·mm3）作垂直面內的彎矩圖（圖1-d）支點反力為：FVA=（64/190.5）Fr2-Fn2·d2/(2×190.5)=（64/190.5）×1086-(3177×195)/(2×190.5)]=-1261NFVB=Fr2-FVA=1086-(-1261)=2347NⅠ-Ⅰ截面左側彎矩為：MVⅠ左=126.5FVA=126.5×(-1261)=-159517N·mmⅠ-Ⅰ截面右側彎矩為：MVⅠ右=64FVB=64×2347=150208N·mmⅡ-Ⅱ截面處的彎矩為：MVⅡ=26.5FVB=26.5×2347=62196N·mm4）作合成彎矩圖（圖1-e）Ⅰ-Ⅰ截面：Ⅱ-Ⅱ截面：5）作轉矩圖（圖1-f）T=9.55×106P/n=2.91×105N·mm6）求當量彎矩因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環變化，修正系數α為0.6。Ⅰ-Ⅰ截面：Ⅱ-Ⅱ截面：圖17)確定危險截面及校核強度由圖1可以看出，截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受轉矩相同，但彎矩MeⅠ＞MeⅡ，且軸上還有鍵槽，故截面Ⅰ-Ⅰ可能為危險截面。但由于軸徑d3＞d2，故也應對截面Ⅱ-Ⅱ進行校核。Ⅰ-Ⅰ截面：Ⅱ-Ⅱ截面：查表《軸的許用彎曲應力》得[σ-1b]=60MPa，滿足σe≤[σ-1b]的條件，故設計的軸有足夠強度，并有一定裕量。（6）修改軸的結構因所設計軸的強度裕度不大，此軸不必再作修改。2、中間軸的設計（1）選擇軸的材料，確定許用應力選擇軸的材料為45鋼，調質處理。由表《軸的常用材料及部分機械性能》查得抗拉強度極限σB＝650MPa，屈服極限σS＝360MPa，σ-1＝300MPa，彎曲疲勞極限再由表《軸的許用彎曲應力》得許用彎曲應力[σ-1b]＝60MPa。（2）按扭矩強度估算軸徑根據表《常用材料的[τ]值和C值》查得C=107～118。又由式得：由設計手冊取標準直徑d=25mm（3）設計軸的結構1）確定軸上零件的位置和固定方式要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。確定大齒輪從軸的左端裝入，小齒輪從軸的右端裝入，用軸肩（或軸環）定位。這樣齒輪在軸上的軸向位置完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接。軸承安裝于減速器內，其軸向用軸肩固定，軸向采用過盈配合固定。2)確定各軸段的直徑如下圖2，軸段①（外伸端）直徑最小，d1=25mm，則d5=d1=25mm；由于小齒輪軸段②和大齒輪軸段④的直徑為d2=d4=30mm；用相同的方法確定軸段③的直徑d3=35mm；為了便于拆卸左右軸承，可查出6205型滾動軸承的安裝高度為3mm。3)確定各軸段的長度由于小齒輪輪轂寬度為80mm，為保證齒輪固定可靠，軸段②的長度應略短于齒輪輪轂寬度，取l2=78mm；由于大齒輪輪轂寬度為50mm，為保證齒輪固定可靠，軸段④的長度應略短于齒輪輪轂寬度，取l4=48mm；為保證齒輪端面于箱體內壁不相碰，齒輪端面于箱體內壁間應留有一定的間距，取該間距，取該間距為10mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為15mm），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm，所以軸段l1=32mm，用同樣的方法可以確定軸段③、⑤為l3=10mm，l5=35mm4)確定鍵槽的主要尺寸在軸段②、④上分別加工出鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5～10mm，鍵槽寬度按軸段直徑查手冊得到。經查表《鍵的主要尺寸》得到：中間軸上②段鍵槽鍵寬b為8mm，鍵高h為7mm，鍵長L為70mm。中間軸上④段的鍵槽鍵寬b為8mm，鍵高h為7mm，鍵長L為40mm。5）選定軸的結構細節，如倒角、圓角、退刀槽等的尺寸。按設計結果畫出軸的結構草圖（見圖2）圖23、高速軸的設計（1）選擇軸的材料，確定許用應力選用45鋼并經調質處理。由表《軸的常用材料及部分機械性能》查得強度極限σB＝650Mpa，再由表《軸的許用彎曲應力》得許用彎曲應力[σ-1b]＝60MPa。（2）按扭矩強度估算軸徑根據表《常用材料的[τ]值和C值》查得C=107～118。又由式得：考慮到該軸段上裝聯軸器和有鍵槽，故將估算直徑加大3%～5%，取為16.5～18.6mm。由設計手冊取標準直徑d=（3）設計軸的結構1）確定軸的固定方式要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。參考圖如下圖3。2)確定各軸段的直徑如下圖3，軸段①（外伸端）直徑最小，d1=18mm；考慮到要對安裝在軸段①上的聯軸器進行定位，軸段②上應有軸肩，同時為順利地在軸段②上安裝軸承，軸段②必須滿足軸承內徑的標準，故取軸段②的直徑為d2=25mm；由于小齒輪④的齒頂圓直徑為54mm，即d4=54mm；用相同的方法確定軸段⑥的直徑d6=25mm；為了便于拆卸左右軸承，可查出6205型滾動軸承的安裝高度為3mm，取d3=d5=30mm。3)確定各軸段的長度小齒輪輪轂寬度為55mm，則軸段④的長度取l4=55mm；為保證小齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面于箱體內壁間應留有一定的間距，根據高速軸的齒輪與箱體間的距離，取該間距為10mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為15mm），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm，所以軸段l5=15mm,l6=15mm,l3=87.5mm，根據箱體結構及聯軸器距軸承蓋要有一定距離的要求，取l2=70mm；查閱有關聯軸器手冊取l1=40mm。4)確定鍵槽的主要尺寸在軸段①上加工出鍵槽，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5～10mm，鍵槽寬度按軸段直徑查手冊得到。經查表《鍵的主要尺寸》得到：高速軸上①段的鍵槽鍵寬b為6mm，鍵高h為6mm，鍵長L為30mm。5）選定軸的結構細節，如倒角、圓角、退刀槽等的尺寸。按設計結果畫出軸的結構草圖（見圖3）圖3（五）齒輪的結構設計1、直齒圓柱齒輪Ⅰ的設計由于直齒齒輪的齒頂圓直徑da≤200mm時，采用實體式結構，此結構型式的齒輪常用鍛鋼制造。齒輪Ⅰ的小齒輪的各部分尺寸見下表（單位：mm）：分度圓直徑d齒頂高ha齒根高hf齒寬b15022.555齒頂圓直徑da齒根圓直徑df中心距a模數m54451132齒輪Ⅰ的大齒輪的各部分尺寸見下表（單位：mm）：分度圓直徑d齒頂高ha齒根高hf齒寬b217622.550齒頂圓直徑da齒根圓直徑df中心距a模數m1801711132直齒圓柱齒輪Ⅰ的圖樣如下圖所示：圖42、直齒圓柱齒輪Ⅱ的設計當直齒齒輪的齒頂圓直徑da≤200mm時，采用實體式結構；當直齒齒輪的齒頂圓直徑da=200～500mm時，采用腹板式結構。這些結構型式的齒輪一般多用鍛鋼制造。齒輪Ⅱ的小齒輪的各部分尺寸見下表（單位：mm）：分度圓直徑d齒頂高ha齒根高hf齒寬b17533.7580齒頂圓直徑da齒根圓直徑df中心距a模數m8167.51353齒輪Ⅱ的大齒輪的各部分尺寸見下表（單位：mm）：分度圓直徑d齒頂高ha齒根高hf齒寬b219533.7575齒頂圓直徑da齒根圓直徑df中心距a模數m201187.51353對于大齒輪腹板結構，計算如下：d1=1.6ds=1.6×45mm=D1=da－(10～12)mn=201－(10～12)×3=165～171mm，取D1=D0=1/2（D1＋d1）=1/2（168＋72）mm=120d0=0.25（D1－d1）=0.25（168－72）mm=24c=0.3b=0.3×75mm=直齒圓柱齒輪Ⅱ的小齒輪圖樣如下圖所示：圖5直齒圓柱齒輪Ⅱ的大齒輪圖樣如下圖所示：圖6（六）滾動軸承的選擇根據安裝軸承的直徑和安裝尺寸B的大小來選擇軸承代號，而B的大小由軸承與減速器連接的結構來確定。并經查表10.1《深溝球軸承》得：高速軸兩端選擇新標準的代號為6205的軸承；中間軸兩端選擇新標準的代號為6205的軸承；低速軸兩端選擇新標準的代號為6208的軸承。軸承的示意圖（如圖7）：圖7軸承的基本尺寸如下表：軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mmdDBrsmindaminDamaxrasmax620525521513146162084080181.147731（七）聯軸器的選擇和強度校核1、聯軸器的選擇在選擇聯軸器時，首先應根據工作條件和使用要求確定聯軸器的類型，然后再根據聯軸器所傳遞的轉矩、轉速和被連接軸的直徑確定其結構尺寸。型號公稱扭矩/N·m許用轉速/（r/min）軸孔直徑（d1、d2）軸孔長度Y型J、J1、Z型鐵鋼mmLL1LHL11607100710016，18423042型號D質量/kg轉動慣量/kg·m2許用補償量徑向△Y軸向△XmmmmHL19020.00640.15±0.5因為彈性柱銷聯軸器傳遞轉矩的能力大、結構更簡單、耐用性好，用于軸向竄動較大、正反轉或啟動頻繁的場合。而彈性套柱銷聯軸器易磨損、壽命較短，故選用彈性柱銷聯軸器。查表《彈性柱銷聯軸器》可知蝸桿軸聯接電動機選用HL1型號，聯軸器的基本數據如上表：2、聯軸器的校核聯軸器的計算轉矩可按下式計算：Tc=KT式中T為名義轉矩，單位為N·m；Tc為計算轉矩，單位為N·m；K為工作情況系數，由表《聯軸器和離合器的工作情況系數K》得：K=1.4蝸桿軸與電動機之間的聯軸器校核名義轉矩T=9.48N·m，則Tc=1.4×9.48N·m=13.27N·m由上表知：額定轉矩Tm=160N·m；許用轉速[n]=7100r/min。又Tc=13.27N·m＜Tm=160N·m；n=1400r/min＜[n]=7100r/min，所以選擇該聯軸器合適。（八）鍵的選擇和強度校核1、鍵的選擇鍵應該選擇平鍵A型，平鍵連接結構簡單、裝卸方便，對中較好，故應用很廣泛。根據軸徑及查表《鍵的主要尺寸》可得：低速軸⑥段鍵槽鍵寬b為10mm，鍵高h為8mm，鍵長L為70mm。低速軸②段鍵槽鍵寬b為14mm，鍵高h為9mm，鍵長L為60mm。中間軸②段鍵槽鍵寬b為8mm，鍵高h為7mm，鍵長L為70mm。中間軸④段鍵槽鍵寬b為8mm，鍵高h為7mm，鍵長L為40mm。高速軸①段鍵槽鍵寬b為6mm，鍵高h為6mm，鍵長L為30mm。2、鍵的校核對于鍵的校核，選擇低速軸上⑥段的鍵進行校核，其他鍵同樣的原理和步驟進行校核。低速軸上⑥段平鍵連接的受力情況（如圖8）：圖8鍵的工作長度l=L-b=70-10=60mm。T為被固定零件傳遞的轉矩，單位為N·mm；T=2.91×105N·mm。由于鍵載荷性質為輕微沖擊，經查表《鍵連接的許用應力》得：鍵連接中最弱材料的許用擠壓應力[σjy]=100～120MPa；又因此，選用該鍵是合適的。三、減速器的結構設計（一）軸、滾動軸承的組合設計1、軸的結構設計軸的強度與工作應力的大小和性質有關。因此在選擇軸的結構形狀時應注意以下幾個方面：（1）使軸的形狀接近于等強度條件，以充分利用材料承載能力；（2）盡量避免各軸段剖面突然改變以降低局部應力集中，提高軸的疲勞強度；（3）改變軸上零件的布置，有時可以減小軸上的載荷；（4）改進軸上零件的結構也可以減小軸上的載荷。同時，零件在軸上的固定要根據零件的作用來確定。軸與其他零件相配合時，軸頭或軸頸、端面應該縮過2～3mm，以保證軸上零件的壓緊，為了保證零件端面緊靠定位面，軸肩處的圓角半徑R不能太大，應使R≤C或R＜R’，若同一軸的多個軸段上有鍵槽時，為了減少鍵槽加工時的裝夾次數，各鍵槽在軸同一側表面線上加工。2、滾動軸承的組合設計滾動軸承的標準部件，設計時只需要選擇軸承的類型和型號，并進行軸承的組合設計即可，軸承類型是根據載荷大小、方向和極限轉速高低、旋轉精度、工作條件及經濟性等要求來選擇尺寸大小，由軸承的壽命計算來確定；為使軸正常工作通常采用如下調整措施：保證滾動軸承應有的間隙，軸承底座及壁應有足夠的厚度，并用加強肋加強其剛性。軸承的組合設計包括軸承套圈的軸向固定、軸組件的軸向固定、軸承的預緊、滾動軸承的配合與裝拆，軸承的潤滑與密封。（二）箱體的結構設計1、箱體的結構分析一般絕大多數中、小型減速器均采用滾動軸承，只有載荷很大，工作條件惡劣，在轉速很高的場合才采用滑動軸承。箱體時減速器中的一個重要零件，是被用來支承和固定軸系零件保證傳動零件的正確嚙合，使箱體內零件具有良好的潤滑及密封，箱體的形狀較為復雜，其重量占整個減速器總重量的一半，因此箱體結構設計對減速器工作性能，制造工藝，材料消耗很重要及成本有很大影響，設計時必須全面考慮。減速器根據其毛坯制造方法和箱體部分等可分為：鑄造箱體和焊接箱體箱體大多數時鑄造而成，材料多采用灰鑄鐵HT200或HT250，對于重型箱體，為了提高承受振動和沖擊的能力，可采用球墨鑄造或鑄鋼。鑄造箱體剛性好，易切削并可得到合理的復雜外形，但重量大，適宜用于成批生產。在單件生產中，特別是大型減速器，為了減輕重量和縮短生產周期，箱體常采用Q215或Q235鋼板焊接而成。軸承底座部分用于鑄鋼制成，焊接箱體的壁厚可比鑄造箱體壁厚薄20%～30%。為使箱體零件裝卸方便，箱體常制成剖分式，其剖分面常與軸線平面重合，由水平和傾斜兩種，前者加工方便應用較多，后者有利于各級齒輪傳動的潤滑，但部分處結合面加工困難，應用較少。2、箱體的結構尺寸名稱符號計算公式結果箱座厚度δδ=0.025a+1≥88箱蓋厚度δ1δ1=0.02a+1≥88箱蓋凸緣厚度b1b=1.5δ112箱座凸緣厚度bb=1.5δ12箱座底凸緣厚度b2b=2.5δ20地腳螺釘直徑dfdf=0.036a+12M20地腳螺釘數目na≤250時，n=44軸承旁聯結螺栓直徑d1d1=0.75dfM16蓋與座聯結螺栓直徑d2d2=（0.5～0.6）dfM10軸承端蓋螺釘直徑d3d3=（0.4～0.5）dfM8視孔蓋螺釘直徑d4d4=（0.3～0.4）dfM6定位銷直徑dd=（0.7～0.8）d28df，d1，d2至外箱壁的距離C1見表《凸臺及凸緣的結構尺寸》262216df，d1，d2至凸緣邊緣距離C2見表《凸臺及凸緣的結構尺寸》242014軸承旁凸臺半徑R1R1=C220外箱壁至軸承座端面的距離l1l1=C1+C2+（5～10）48齒輪頂圓與內箱壁距離△1△1>1.2δ15齒輪端面與內箱壁距離△2△2>δ10箱蓋，箱座肋厚m1、mm1=0.85δ1；m=0.85δ77軸承端蓋外徑D2D2=D+(5～5.5)d3120（低速軸）92（中間軸）92（高速軸）軸承旁聯結螺栓距離SS≈D2120（低速軸）92（中間軸）92（高速軸）（三）減速器的附件結構設計1、通氣器通氣器的結構不僅要由通氣能力，而且還要有能防止灰塵進入箱體內；故通氣孔不僅要直通頂端，較完善的通氣器內部做成各種曲路，并有金屬網，以減少灰塵隨空氣吸入箱體，通氣器選擇通氣帽式的，并選用d為M27×1.5的通氣器。通氣器的各部分尺寸如下表：dD1BhHD2M27×1.515≈3015≈4536H1aδKb3264108h1b1D3D4L226321832圖92、油標油標的作用是觀察箱體內油面的高度，它設置在便于檢查及油面穩定之處。常用的油標有圓形油標、長形油標、管狀油標和桿式油標等。一般多用帶有螺紋的桿式油標。采用桿式油標時，應使箱座油標座孔的傾斜位置便于加工和使用，油標安置的部位不能太低，以防油進入油標座孔而溢出。油標的各部分尺寸如下表：dd1d2d3hM16416635abcDD112852622油標樣圖（如圖10）圖103、放油螺塞放油孔應設在箱座底面的最低處，常將箱體的內底面設計成放油孔方向傾斜1°～1.5°，并在其附近做成一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放。根據減速器箱體結構選擇六角螺塞M10，其尺寸如下表：dd1DeSLhM10×18.51812.7112010bb1RCD0H320.50.7182六角螺塞樣圖（如圖11）圖114、吊環螺釘、吊耳和吊鉤為了拆卸及搬運減速器，應在箱蓋上裝有吊環螺釘或鑄出吊耳，并在箱座上鑄出吊鉤。比較簡單的加工方法是在箱蓋上直接鑄出吊耳環，箱座兩端也鑄出吊鉤，用以起吊或搬運整個箱體。吊耳環的尺寸大小根據下列公式計算：d=b≈(1.8～2.5)δ1=(1.8～2.5)×8mm=14.4～20mm，取d=18mmR≈(1～1.2)d=(1～1.2)×18mm=18～21.6mm，取R=20mme≈(0.8～1)d=(0.8～1)×18mm=14.4～18mm，取e=16mm吊耳環結構示意圖（如圖12）圖12吊鉤的尺寸大小根據下列公式計算：K=C1+C2=16+14mm=30mmH≈0.8K=0.8×30mm=24mmh≈0.5H=0.5×24mm=12mmr≈K/6=30/6mm=5mmb≈(1.8～2.5)δ=(1.8～2.5)×8mm=14.4～20mm，取b=18mmH1按結構確定，取H=32mm吊鉤結構示意圖（如圖13）圖135、定位銷為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度，在箱體連接凸緣的長度方向兩端各設1個圓錐定位銷,兩銷間的距離盡量遠些，以提高定位精度。6、起蓋螺釘起蓋螺釘上的螺紋長度要大于箱蓋連接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，加工成大倒角或半圓形，以免頂壞螺紋。7、窺視孔和窺視蓋窺視孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態、接觸斑點及齒側間隙等，還可用于注入潤滑油。窺視孔應開在便于觀察傳動件嚙合區的位置，尺寸大小以便于觀察為宜。窺視孔蓋可用鑄鐵、鋼板或有機玻璃制成，它和箱體之間應加密封墊片密封。箱體上開窺視孔處應凸出宜塊，以便技工處與孔蓋的接觸面。窺視孔蓋采用鋼板，樣圖（如圖14）圖148、軸承端蓋在確定軸承端蓋的尺寸之前，首先對軸承的位置進行分析，軸承的位置必須適當，根據前面軸承的位置可以判斷，軸承是采用油潤滑方式。軸承端蓋是用來固定軸承的位置、調整軸承間隙并承受軸向力的，軸蓋的結構形式由凸緣式和嵌入式兩種。凸緣式軸承端蓋的密封性能好，調整軸承間隙方便，因此使用較多。而嵌入式軸承端蓋結構簡單、密封性能差，調整間隙不方便，因而選用凸緣式軸承端蓋，端蓋采用鑄鐵件，設計制造時要考慮鑄造工藝性，盡量使整個端蓋的厚度均勻。（1）高速軸兩旁的軸承端蓋設計由滾動軸承6205可查表《深溝球軸承》得D=52mm，根據表《減速器軸承端蓋與軸承套環結構尺寸》得：d0=d3＋1mm=8＋1mm=9mmD0=D＋2.5d3=52＋2.5×8mm=7D2=D0＋2.5d3=72＋2.5×8mm=9e=1.2d3=1.2×8mm=9.6mm，取e=10mm又e1≥e，取e1=20mmD4=D－(10～15)mm=52－(10～15)mm=37～42mm取D4=40mm由于d1、b1由密封尺寸確定，經查表《氈圈油封及槽》得：軸徑D0d0bBmin203221515405241615由表知：d1=d0=21mm，b1=Bmin=15mmm由結構確定，取m=37其結構圖（如圖15、圖16）：圖15圖16（2）中間軸兩旁的軸承端蓋設計由于軸承與高速軸相同，估端蓋與低速軸端蓋一樣，如圖15所示。（3）低速軸兩旁的軸承端蓋設計由滾動軸承6208可查表《深溝球軸承》得D=80mm，根據表《減速器軸承端蓋與軸承套環結構尺寸》得：d0=d3＋1mm=8＋1mm=9mmD0=D＋2.5d3=80＋2.5×8mm=100D2=D0＋2.5d3=100＋2.5×8mm=1e=1.2d3=1.2×8mm=9.6mm，取e=10又e1≥e，取e1=18mmD4=D－(10～15)mm=80－(10～15)mm=65～70取D4=67mm由上表《氈圈油封及槽》知：d1=d0=41mm，b1=Bmin=15mmm由結構確定，取m=34其結構圖（如圖17、圖18）：圖17圖18（四）減速器的潤滑與密封1、潤滑減速器潤滑的目的時為了減輕箱內傳動零件的磨損，提高傳動的效率，延長使用壽命，此外潤滑還起到冷卻散熱、吸振、防銹和降低噪聲等作用。絕大多數減速器均采用油潤滑。油潤滑有浸油潤滑和噴油潤滑兩種方法。傳動體和齒輪傳動時借助油的粘度將油帶到嚙合處進行潤滑，通常取齒輪頂圓到油池底面的高度為30～50mm。滾動軸承常用油潤滑或脂潤滑。當浸油齒輪圓周速度小于2m/s或dn≤2×105mm·r/mim(d為軸承內徑，n為轉速)時，宜采用脂潤滑。為防止箱體內的油浸入軸承與潤滑脂混合，防止潤滑脂流失，應在箱體內側裝擋油環。潤滑脂的裝填量不應超過軸承空間的1/3～1/2.2、軸伸端的密封軸伸端密封的作用是防止軸承處的油溢出和外界的污物，灰塵和水氣進入軸承腔內。密封種類有接觸式和非接觸式兩種，橡膠油封是接觸式密封中的一種，效果較好。氈圈密封是接觸式密封中壽命較低、密封效果相對較差的一種，但其結構簡單、價格低廉，適用于脂潤滑軸承中。氈圈的剖面為矩形，工作時應將氈圈嵌入剖面為梯形的環形槽中并壓緊在軸上，以獲得密封效果。氈圈密封的接觸面易磨損，一般用于圓周速度小于4～5m/s的場合。在兩軸承端蓋采用該密封形式。為避免磨損可采用非接觸式密封，隙縫密封是其中常用的一種。它是利用充滿潤滑脂的環形間隙來達到密封效果。隙縫密封結構簡單、成本低，但不夠可靠，適用于脂潤滑的軸承中。選擇密封方式還要考慮軸的圓周速度、潤滑劑種類、環境條件和工作溫度等。3、箱體結合面的密封通常在箱體結合面上除密封膠或水玻璃處，也可以在上面開油溝，以提高密封效果，為了保證箱體與底孔的配合，接合面上嚴禁加墊片密封，另外觀察孔蓋板以及油塞等箱底、箱蓋的配合處均需要安裝紙封油環或皮封油環，以保證密封效果良好。四、減速器的零件圖、裝配圖和三維圖的繪制（一）零件圖繪制零件圖的繪制采用AUTOCAD2004進行繪制；1、零件圖的作用（1）反映設計者的意圖，是設計、生產部門組織設計、生產的重要技術文件。（2）表達機器或部件運載零件的要求，是制造和檢驗零件的依據。2、繪制零件圖（1）軸：采用主視圖和剖視圖。主視圖按軸線水平布置，再在鍵槽處的剖面視圖。（2）齒輪：采用主視圖和側視圖。主視圖按軸線水平布置（全剖），反映基本形狀；再在鍵槽處的剖面視圖。3、合理標注尺寸及偏差（1）軸：徑向尺寸以軸線為基準標注，有配合處徑向尺寸應標尺寸偏差；軸向尺寸以軸孔配合端面及軸端面為基準，反映加工要求，不允許出現封閉尺寸鏈。（2）齒輪：徑向尺寸以軸線為基準，軸孔、齒頂圓應標相應的尺寸偏差；軸向尺寸以端面為基準，鍵槽尺寸應相應標出尺寸偏差。4、合理標注形狀和位置公差：（1）軸：取公差等級為7級，查得軸形位公差推薦標注項目有圓柱度、圓跳動度、對稱度。（2）齒輪：取公差等級為7級。查表并求得形位公差。推薦標注項目有圓柱度、圓跳動度、對稱度。5、合理標注表面粗糙度：（1）軸：查表《軸加工表面粗糙度Ra薦用值》。①與傳動件及聯軸器等輪轂相配合的表面取1.6。②與滾動軸承相配合的表面，取0.8③與傳動件及聯軸器相配合的軸肩端面取3.2。④平鍵鍵槽工作面取0.8，非工作面取3.2。⑤與軸承相配合的軸肩端面，取0.8（2）齒輪：查表《齒輪表面粗糙度Ra薦用值》。①齒輪工作面、齒頂圓、與軸肩配合的端面取3.2。②軸孔取1.6。6、零件圖圖紙（1）輸出軸圖紙（具體見打印A3圖紙，圖號為003）（2）從動齒輪圖紙（具體見打印A3圖紙，圖號為002）（二）裝配圖繪制1、裝配圖的作用裝配圖表明減速器各零件的結構及其裝配關系，表明減速器整體結構，所有零件的形狀和尺寸，相關零件間的聯接性質及減速器的工作原理，是減速器裝配、調試、維護等的技術依據，表明減速器各零件的裝配和拆卸的可能性、次序及減速器的調整和使用方法等。2、裝配圖繪制裝配圖的繪制是采用2004版AutoCAD軟件繪制，標準件都是按照國家技術標準手冊上的參數尺寸進行繪制，每個零件的尺寸都可在草繪環境下測得，在裝配好的零件圖上，已經布置好零件的具體裝配位置和順序，各個零件在裝配環境下的尺寸可以通過裝配環境下的草繪進行測量。3、裝配圖圖紙裝配圖圖紙（見打印A0圖紙，圖號為001）（三）三維圖圖樣1、輸出軸的三維圖（具體見打印A3圖紙，圖號為004）樣式如圖19所示：圖192、從動齒輪的三維圖（具體見打印A3圖紙，圖號為005）樣式如圖20所示：圖203、減速器的三維圖（具體見打印A3圖紙，圖號為006）五、從動軸的加工工藝（一）從動軸的加工工藝過程1、零件圖樣分析

圖19所示零件是減速器中的傳動軸。它屬于臺階軸類零件，由圓柱面、軸肩和鍵槽等組成。軸肩一般用來確定安裝在軸上零件的軸向位置，各環槽的作用是使零件裝配時有一個正確的位置，并使加工中磨削外圓或車螺紋時退刀方便；鍵槽用于安裝鍵，以傳遞轉矩；螺紋用于安裝各種鎖緊螺母和調整螺母。

根據工作性能與條件，該傳動軸圖樣(圖19)規定了主要軸頸，外圓以及軸肩有較高的尺寸、位置精度和較小的表面粗糙度值，并有熱處理要求。這些技術要求必須在加工中給予保證。因此，該傳動軸的關鍵工序是軸頸和外圓的加工。2、確定毛坯該傳動軸材料為45鋼，因其屬于一般傳動軸，故選45鋼可滿足其要求。由于傳動軸屬于中、小傳動軸，并且各外圓直徑尺寸相差不大，故選擇φ60mm的熱軋圓鋼作毛坯。3、確定主要表面的加工方法

傳動軸大都是回轉表面，主要采用車削與外圓磨削成形。由于該傳動軸的主要表面的公差等級(IT6)較高，表面粗糙度Ra值(Ra=0.8um)較小，故車削后還需磨削。外圓表面的加工方案可為：粗車→半精車→磨削。4、確定定位基準

合理地選擇定位基準，對于保證零件的尺寸和位置精度有著決定性的作用。由于該傳動軸的幾個主要配合表面及軸肩面對基準軸線A-B均有徑向圓跳動和端面圓跳動的要求，它又是實心軸，所以應選擇兩端中心孔為基準，采用雙頂尖裝夾方法，以保證零件的技術要求。

粗基準采用熱軋圓鋼的毛坯外圓。中心孔加工采用三爪自定心卡盤裝夾熱軋圓鋼的毛坯外圓，車端面、鉆中心孔。但必須注意，一般不能用毛坯外圓裝夾兩次鉆兩端中心孔，而應該以毛坯外圓作粗基準，先加工一個端面，鉆中心孔，車出一端外圓；然后以已車過的外圓作基準，用三爪自定心卡盤裝夾(有時在上工步已車外圓處搭中心架)，車另一端面，鉆中心孔。如此加工中心孔，才能保證兩中心孔同軸。5、劃分階段

對精度要求較高的零件，其粗、精加工應分開，以保證零件的質量。

該傳動軸加工劃分為三個階段：粗車(粗車外圓、鉆中心孔等)，半精車(半精車各處外圓、臺階和修研中心孔及次要表面等)，粗、精磨(粗、精磨各處外圓)。各階段劃分大致以熱處理為界。6、熱處理工序安排

軸的熱處理要根據其材料和使用要求確定。對于傳動軸，正火、調質和表面淬火用得較多。該軸要求調質處理，并安排在粗車各外圓之后，半精車各外圓之前。

綜合上述分析，傳動軸的工藝路線如下：

下料→車兩端面，鉆中心孔→粗車各外圓→調質→修研中心孔→半精車各外圓，車槽，倒角→劃鍵槽加工線→銑鍵槽→修研中心孔→磨削→檢驗。7、加工尺寸和切削用量

傳動軸磨削余量可取0.5mm，半精車余量可選用1.5mm。加工尺寸可由此而定，見該軸加工工藝卡的工序內容。

車削用量的選擇，單件、小批量生產時，可根據加工情況由工人確定；一般可由《機械加工工藝手冊》或《切削用量手冊》中選取。8．擬定工藝過程

定位精基準面中心孔應在粗加工之前加工，在調質之后和磨削之前各需安排一次修研中心孔的工序。調質之后修研中心孔為消除中心孔的熱處理變形和氧化皮，磨削之前修研中心孔是為提高定位精基準面的精度和減小錐面的表面粗糙度值。擬定傳動軸的工藝過程時，在考慮主要表面加工的同時，還要考慮次要表面的加工。在半精加工φ40mm、φ45mm時，應車到圖

在擬定工藝過程時，應考慮檢驗工序的安排、檢查項目及檢驗方法的確定。（二）從動軸的加工工藝過程卡片具體見《機械加工工藝過程序卡片》，卡片零件圖號為007（三）從動軸的加工工序卡具體見《機械加工工序卡片》，卡片零件圖號號為008（四）從動軸的數控加工編程1、說明：毛坯為φ60的45鋼T0101端面刀T0202外圓刀2、編程：O0001G97G42S600M03M08T0101FN10G00X70Z2.0G01Z0X-1.0Z1.0G00X100Z100M09M06T0202S800M08G00X70Z2.0G71U2.0R0.3G71P11Q12ΔU0.1W0.1F0.2S800T0202N11G00X70Z0.0G01X19X20Z-1Z-37.5X21.5X22.5ΔW-1ΔW-73X26.5X27.5ΔW-1N12ΔW-12G70P11Q12G00X100Z100M06T0101M05M工件掉頭夾φ45用φ55作擋肩，重新對刀。G97G42S600M03M08T0101FN10G00X70Z2.0Z0.0G01X-1.0Z1.0G00X100Z100M06T0202G00X70Z2.0G71U2.0R0.3G71P10Q20ΔU0.1W0.1F0.2S800T0202N10G00G01X-1.0X16.5X17.5Z-1ΔW-79X19X20ΔW-1ΔW-69X26.5X27.5ΔW-1ΔW-5G01X28.5N20G00X70.0Z2.0G70P10Q20G00X100Z100M05M09M30六、設計小結本論文在葉老師的悉心指導和嚴格要求下業已完成，從課題選擇到具體構思和內容，無不凝聚著老師的心血和汗水，在三年的大學學習和生活期間，也始終感受著導師的精心指導和無私的關懷，我受益匪淺。在此向各位老師表示深深的感謝和崇高的敬意。這次做論文的經歷也會使我終身受益，我感受到做論文是要真真正正用心去做的一件事情，是真正的自己學習的過程和研究的過程，沒有學習就不可能有研究的能力，沒有自己的研究，就不會有所突破，那也就不叫論文了。希望這次的經歷能讓我在以后學習中激勵我繼續進步。不積跬步何以至千里，本設計能夠順利的完成，也歸功于各位任課老師的認真負責，使我能夠很好的掌握和運用專業知識，并在設計中得以體現。正是有了他們的悉心幫助和支持，才使我的畢業論文工作順利完成，在此向所有機械系的全體老師表示由衷的謝意。感謝他們三年來的辛勤栽培。參考文獻：1、陳立德主編《機械設計基礎》高等教育出版社，2004.72、陳立德主編《機械設計基礎課程設計指導書》高等教育出版社，2004.63、倪森壽主編《機械制造工藝與裝配》化學工業出版社，2002.124、胡家秀主編《簡明機械零件設計實用手冊》機械工業出版社，1999.105、顧京主編《數控機床加工程序編制》機械工業出版社，2006.076、徐茂功桂定一主編《公差配合與技術測量》機械工業出版社，2000.87、張龍勛主編《機械制造工藝課程設計指導書》機械工業出版社，1999.118、季世民主編《機械制造基礎》高等教育出版社，2003.89、田東主編《SolidWorks2005三維機械設計》機械工業出版社，2006.210、成大先主編《機械設計手冊》化學工業出版社，2000.12Pd＝5.5kWi=32i3＝3.5i0＝9.14i1＝3.5i2＝2.6nⅠ＝1440r/minnⅡ＝411.4r/minnⅢ＝158r/minn主＝45r/minPⅠ＝5.34kWPⅡ＝5.07kWPⅢ＝4.82kWPⅣ＝4.35kWTⅠ＝35.4N·mTⅡ＝118N·mTⅢ＝291N·mT主＝923N·m[σH]1＝715MPa[σH]2＝725Mpam＝10δ1＝16°δ2＝74°d1＝100d2＝350ha＝10da1＝119.2da2＝355.4hf＝12.5df1＝76df2＝343.25R=182mmb=50mmθa1＝θa2＝3°θf1＝θf2＝4°δa1＝19°δa2＝77°δf1＝12°δf2＝70°V=0.83m/sm＝3d1＝75d2＝195b2＝75b1＝80a＝135ha＝3mmda1＝81da2＝201hf＝3.75mmdf1＝67.5df2＝187.5V=1.61m/sm＝2d1＝50d2＝176b2＝50b1＝55a＝113ha＝2da1＝54da2＝180hf＝2.5mmdf1＝45df2＝171V=3.768m/sd=35d1=40mmd2=45mmd3=55mmd4=47mmd5=40mmd6=35mml1=37.5l2=73mml3=10mml4=70mml5=70mml6=80mmFt2=2985NFr2=1086NFn2=3177NFHA=1003NFHB=1982NFVA=-1261NFVB=2347Nd=25d1=25d2=30d3=35d4=30d5=25l1=32l2=78l3=10l4=48l5=35d=18d1=18d2=25d3=30d4=54d5=30d6=25l1=4l2=7l3=102l4=5l5=15l6=15d1=72D1=168D0=120d0=24c=22.5d=18mmR=20mme=16mmK=30mmH=24mmh=12mmr=5mmb=18mmH=32mmD=52mmd0=9mmD0=7D2=9e=10mme1=20mmD4=4d1=21b1=15mmm=37mmD=80mmd0=9mmD0=100D2=120e=10mme1=18D4=67d1=41b1=15mmm=34mm目錄TOC\o"1-3"\h\z前言 11城市現狀 21.1自然狀況 21.2社會經濟發展現狀 51.3城市結構與人口 61.4城市能源供應及消費狀況 71.5環境狀況 71.6交通條件 82設計依據、設計原則及規范與標準 92.1設計依據 92.2編制原則 92.3編制應遵循的規范、標準 113我國城鎮燃氣概況與發展燃氣政策 123.1我國能源 123.2城鎮燃氣概況 143.3我國發展城鎮燃氣政策 194氣源確定與氣源基本參數 PAGEREF_