减速器实习报告（精选多篇）

推荐第1篇：减速器

包头职业技术学院毕业设计

设计题目：减速器箱体机械加工工艺及卡具设计

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摘要

箱体零件是一种典型零件，其加工工艺规程和工装设计具有典型性。该箱体零件结构复杂，零件毛坯采用铸造成型，在加工过程中，零件毛坯采用先面后孔的加工路线，以保证工件的定位基准统

一、准确，为了消除切削力、夹紧力、切削热和因粗加工所造成的内应力对加工精度的影响，整个工艺过程分为粗，精两个阶段。通过对加工零件的分析完成了机械加工工艺的设计及各加工工序机动时间的计算。根据箱体零件的结构及其功能，运用定位夹紧的知识完成了卡具设计。 关键词 箱体 工艺 卡具

目录

摘要„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„

1绪论„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1.1 课题背景„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1.2 制定工艺路线的意义与作用及其基本要求„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1.3 卡具设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2零件的分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2.1箱体零件的功用和结构特点„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2.2箱体零件图样分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2.3箱体零件工艺分„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2.4箱体零件的主要技术要求„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2.5主要设计内容„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 3工艺规程设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 3.1箱体的材料及毛坯„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 3.2减速器箱体加工的主要问题和加工工艺过程设计所应采取的措施„„„„„„„ 3.3减速器箱体加工定位基准的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 3.4制定箱体的工艺路线„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„

3.5机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定.确定切削用量及基本时间（机动时间）。时间定额计算及生产安排„„„„„„„„„„„„„„„„

4卡具设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4.1工件加工工艺分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4.2定位方案及定位元件设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„

4.3夹紧方案及夹紧元件设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4.4镗杆的直径与长度„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4.5卡具体的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4.6镗套的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4.7切削力及夹紧力计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 结论„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 致谢„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„

绪论

1.1课题背景

毕业设计是我们在学校学习的最后一门课程也是对自己在大学中所学知识的一个全面的检验。

本课题是来自于实际的生产中，是一个典型箱体的加工工艺设计。要求对部分加工工序进行卡具设计。本课题的题目是：减速器箱体机械加工工艺及卡具设计。在毕业设计中要求我们要运用所学知识，勤动脑，培养独立思考能力，要有创新精神。

1.2制定工艺规程的意义与作用及其要求

机械加工工艺过程是机械生产过程的一部分，是直接生产过程。他使用金属切削刀具或者磨料工具加工零件，使零件达到的形状，尺寸要求和表面粗糙度。

因此机械制造加工工艺主要是用切的方法改变毛坯的形状、尺寸和材料的物理机械性质，成为具有所需的一定精度、粗糙度的零件。

对机械加工工艺规程的基本要求可以总结为质量、生产率和经济性三方面。这三者虽然有时候有矛盾，但是要把它们协调处理好，就成为一个整体。在编制工艺规程的时候要保证质量的前提下，尽量降低成本。因此，好的工艺规程应该是质量、生产率和经济性统一的表现。 1.3卡具设计

制造业中广泛应用的卡具，是产品制造工艺阶段中十分重要的工艺装备之一，生产中所使用卡具的质量、工作效率及卡具的使用的可能性，对产品加工质量及生产效率有决定性的影响。机床卡具一般都是有定位装置、卡紧装置及其它元件组一装在个基本原件（卡具体）上形成的。由于各类机床的加工工艺特点、卡具和机床的连接方式等不尽相同，因此每一类卡具在总体结构和所需元件等方面都有自己的特点，但设计的步骤和方法则基本相同。 2零件的分析

2.1箱体零件的功用和结构特点

箱体是机械的基础原件，它将机器和部件中的轴、齿轮等有关零件连成一个整体，并保持正确的相互位置，以传递转矩或改变转速来完成规定的运动。因此箱体的加工质量直接影响机器的工作精度、使用性能和寿命。

箱体的种类很多，器尺寸大小很结构形式随着机器的机构和箱体在机器中的功用不同有着较大的差异，但从工艺上分析他们又有许多的相同之处，其结构特点：a、外形基本上由六个或五个平面组成的封闭式多面体，又分成整体式和组合式两种。b、结构形状比较复杂，内部是空腔形，腔体壁薄且厚薄不均。c、箱体上通常布置有平行孔系或垂直孔系。d、箱体上的加工面，主要是平面，此外还有许多精度要求较高的轴承支撑孔和精度要求较低的紧固孔。

2.2箱体零件工艺分析

此零件为减速器箱体设计合理的加工方法，工序数量和顺序，应考虑一下的关系：

①零件成形的内在联系

本箱体的材料为HT200.所以采用铸造。机械加工中的安排原则与零件的材

料、种类、结构形状、尺寸大小、精度高低相关联。从图纸上可以看出此箱体的主要的加工面有：A-F面

②零件加工质量的内在联系

在加工过程中，粗、精加工阶段应该分开，其目的在于对主要表面能及时发现毛坯的气孔，缩孔、疏孔等缺陷，以避免后续工序的浪费。粗、精加工由于其加工目的不同，切削用量选取的原则各异，其切削力、切学热和且切削功率也不同。对加工中的主要表面和次要表面，为保证主要表面的加工精度和表面粗糙度不受加工过程的影响，也应划分加工阶段和工序。此箱体应该先加工R面，以及其上的6个孔。然后是铣三个支撑轴承的孔的端面，最后是精度要求不高的孔和断面的加工

③零件加工成本的内在联系

机械加工工艺过程中的设计应该考虑工厂的优势，尽量做到机械加工过程中投入最小，物力消耗最低。

④零件加工生产率的内在联系

机械加工工艺过程设计中采用工序集中还是工序分散原则；各工序的工时定额是否符合生产节拍，是否合理的采用了高生产率的工艺方法等。 综上所述主要保证以下精度： A．R面作为精基准的粗糙度 B．a-F面作为配合面的粗糙度 C．前后两孔的同轴度 D．R面到孔轴线的尺寸精度

2.3箱体零件的主要技术要求

箱体零件的精度要求较高，从零件图可归纳一下 几项精度要求。 ⑴孔径精度

孔径的尺寸误差和几何误差会使轴承与孔配合不良。装轴承的孔不圆，也使轴承外环变形而引起主轴的径向跳动。主要孔的尺寸精度约为IT8级，可由镗保证。 ⑵孔和平面的位置精度

一般都要规定主要孔和主轴箱安装基面的平行度要求，他们决定了主轴与床身轨道的相互位置关系。这项精度是在总装过程中通过刮研达到的。为减少刮研工作量，一般都要规定主轴轴线对安装基面的平行度公差。在垂直和水平两个方向上

只允许主轴前端向上和向前偏。 ⑶主要平面的精度

R面是定位基准，要有一定的平面度和垂直度，公差等级为5级。 ⑷表面粗糙度

重要孔和主要表面的表面粗糙会影响连接面的配合刚度，器具体要求用Ra值来评价主要孔为Ra1.6㎛，其它各纵向孔为Ra6.3㎛，定位基准面为Ra2.0㎛，其它面是Ra3.2㎛。

毛坯铸造时，应防止砂眼和气孔的产生。为减少毛坯的制造时产生残余应力，应使箱体壁尽量均匀，箱体铸造后安排退火或时效处理工序。 2.4主要设计内容

本课题的基本内容是减速器箱体的加工工艺过程与卡具设计，要研究的主要内容有： ⑴分析零件图

在设计开始时，应认真分析零件图，了解其箱体零件的结构特点和相关的技术要求，对箱体零件的每一个细节都应仔细分析，如箱体加工表面的平行度、粗糙度、垂直度，以及箱体各孔系自身的精度（同轴度、圆柱度‘粗糙度等）和它们的相互位置精度(轴线之间的平行度、垂直度以及轴线与平面之间的平行度、垂直度等要求)，箱体零件的尺寸是整个零件加工的关键，必须弄清楚箱体零件的每一个尺寸。我们采用AutoCAD软件绘制零件图，一方面增加对零件的了解和认识，另一方面增加对CAD软件的熟悉。 ⑵工艺分析

在设计开始时,我们必须根据批量等严格地选择毛坯、拟定工艺路线（基准的选择、定位、夹紧等问题）、确定加工余量、计算工艺尺寸、计算工时定额和每一步的工时以及分析定位误差，为了与实际加工吻合，我们还必须对加工设备、切学用量、加工方法等进行选择和设计。 ⑶设计专用卡具

在设计卡具过程中，主要考虑一下几点：

① 基准选择：在选择基准时侯，要注意区别粗基准与精基准以及要了解基准的选择原则，同时要知道基准的选择既要满足选择原则，同时还要方便定位和夹紧，避免引起不必要的加工误差，在基准选择完之后就要考虑用什么元件进行定位。

② 限制的自由度：在装夹的过程中，要注意自由度的限制，必须做到准确的定位，不能出现欠定位或过定位。

③ 夹紧机构：设计夹紧机构时必须计算夹紧力和切削力，不能出现夹紧力过小而使工件在切学过程中出现松动而影响精度，也不能出现因夹紧力过大而使工件变形影响工件质量。同时，要根据零件生产批量和生产率的考虑来选择夹紧方式（手动、气动或液压夹紧）。

④ 卡具的用途：为了工件定位准确和夹紧的快速，提高效率和降低工人的劳动强度，提高箱体零件的加工精度和安装赵正方便，我们要采用专用的铣床夹具和镗床夹具。同时，因为铣床卡具有T型槽、镗床夹具有镗模等特殊结构，因此还要考虑夹具与机床的匹配，即机床的工作台尺寸和结构能否满足夹具的安装。

在卡具的设计过程中，我们统一以R面为主要定位面进行加工。卡具的设计必须保证卡具的准确定位机构合理，考虑卡具的定位误差和安装误差。我们将通过对工件与卡具的认真分析，结合一些卡具的具体设计事例，查阅相关的卡具设计资料，联系工厂看见的一些箱体零件加工的卡具来解决这些问题。

3工艺规程设计

3.1箱体的材料及毛坯

箱体材料一般选用HT200-HT400的各种牌号的灰铸铁，最常见的为HT200,这是因为灰铸铁不仅成本低，而且具有较高的耐磨性、可铸性、可切削行和阻尼特性。此外，精度要求较高的坐标镗床主轴可选耐磨铸铁，负荷大的主轴箱也可采用钢件。

毛坯的加工余量与生产批量、毛坯尺寸、结构、精度和铸造方法等因素有关，有关数据可查阅有关资料及数据具体情况而定。如Ⅱ级精度灰铸铁铁件，在大批大量生产时，平面的总加工余量为4.5-3㎜，孔的半径余量为4.5㎜;成批生产时小于φ30㎜的孔和单件小批生产小于φ50㎜的孔不铸出。 ① 毛坯的种类

常用毛坯种类有：铸件、锻件、焊件、冲压件以及各种型材和工程塑料件等。在确定毛坯时，一般要综合考虑一下几点: a依据零件的材料及机械性能要求确定毛坯。对于本箱体材料选为铸铁，选用铸造毛坯。

b依据零件的结构形状和外形尺寸确定毛坯，对于结构比较复杂的零件采用铸造比锻造合理; c依据生产类型确定毛坯。大批大量生产中，应选用制造精度与生产率都比较高的毛坯制造方法。例如模锻、压力铸造等。单件小批生产则采用设备简单甚至用手工的毛坯制造方法，例如手工木摸砂型铸造。

d确定毛坯时既要考虑毛坯车间现有生产能力又要充分注意采用新工艺、新技术、新材料的可能性。

本箱体生产纲领较大，属于大批量生产，材料为HT200用铸造成型。

② 毛坯的形状及尺寸确定

毛坯的尺寸等于零件的尺寸加上或减去加工余量。毛坯的形状尽可能与零件相适应。在确定毛坯的形状时，为了方便加工，有时还要考虑下面问题：

a为了装夹稳定，加工方便，零件的镗削可以考虑用专用夹具。

b为了提高机械加工的生产率，本零件可采用流水线和专用机床进行生产。 在考虑毛坯是，要考虑经济性。虽然毛坯的形状尺寸与零件接近，可以减少加工余量，提高材料的利用率，降低加工成本，但这样可能导致毛坯制造困难，需要采用昂贵的设备进行生产。因此，毛坯种类形状及尺寸的确定一定要考虑零件成本问题而且要保证零件的使用性。由于本箱体是大批量生产，所以应考虑提高生产效率为先，其次是节约成本的考虑。

对于零件上的小孔由于铸造困难，不宜铸造出，所以在铸造时只对尺寸尺寸较大的进行铸造。

③毛坯的热处理

经验证明，HT200铸造性能良好，焊接性能尚好，可切削性好，用于机架，连杆，箱体等。

毛坯的热处理的主要目的是消除因铸造引起的内应力。 毛坯铸造时不允许有沙眼、气孔、缩孔、非金属夹杂物等影响机械性能的缺陷。特别是主要加工面要求更高。毛坯还应该达到规定的化学成分和机械性能要求。

3.2减速器箱体加工的主要问题和加工工艺过程设计所采用的相应措施

箱体类零件的主要加工部分是平面和孔系。一般来说，保证平面的加工精度要求要比孔的加工精度要求容易，对于箱体而言，在加工过程中主要问题是保证孔的尺寸精度以及位置精度，处理好孔和平面之间的相互关系。

①平面和孔的加工顺序

箱体类零件的加工应遵循先面后孔的原则，即先加工箱体上的基准平面，再以基准平面定位加工其他平面，然后在加工孔系。因为面的面积较大，用面定位可以确保定位可靠，夹紧劳靠，因而可以保证孔的加工精度。其次先加工面可以切去铸件表面的凹凸不平，为提高孔的加工精度创造条件，便于对刀具的调整，也有利于保护刀具。

②孔系加工方案的选择

箱体孔系的加工方案应该选择能够满足孔系加工精度要求的加工方法及设备。除了从加工精度和加工效率两方面考虑外，也要适当考虑经济因素，在满足精度要求以及生产率的条件下，应该选用价格比较低的机床。 3.3减速器箱体加工定位基准的选择

⑴粗精准的选择

粗精准选择应当满足一下要求：保证各主要孔的加工余量均匀；保证端面的加工余量均匀。

⑵精基准的选择

从保证箱体面与孔、孔与孔、面与面之间的位置度关系考虑，经济准的选择应该能保证箱体在整个加工过程中基本上能用统一基准定位。 综合在本零件图中先以以其 面为粗基准来加工 面，然后在以表面 为精基准来加工其上面的孔。。。。。。。。。。。。。 3.4制定箱体的工艺路线

对于大量生产的零件，一般是首先加工出统一的定位基准。后续工序安排应当遵循先粗后精、粗精分开和先面后孔的原则。先粗加工平面，再粗加工孔系。按上述原则亦先精加工平面再加工孔系。各螺纹孔的攻丝，由于切削力较小，可安排在粗、精加工阶段中分散进行。因此该零件的工艺流程如下；

1、铸造

2.时效

3.油漆

4、铣平面

粗铣半精铣R面

5.钻扩绞

钻扩绞R面上螺纹底孔倒角 6.铣A-F面 7.磨

磨R面

8.镗 粗镗 半精镗A –F孔 9.时效

10.镗 精镗A-F孔 11.铣 铣H面

12.钻扩攻

钻扩攻M18螺纹 13.铣

铣G面及u型槽 14.钻扩锪

钻扩锪φ12孔

15.钻扩绞攻

钻扩绞攻A-F面螺纹孔 16.攻 攻R面螺纹 17.去毛刺 清理

18.检验

由于在本方案加工中采用的是铸造毛坯，大批量生产，工序集中有利于保证各加工面间的相互位置精度要求，有利于采用高生产率机床，节省装夹工件时间，减少工件的搬动次数 3.5机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定。确定切削用量及基本功时（机动时间）。机动时间0.6min辅助时间0.3min单件时间1min。时间定额计算及生产安排

1、R面的加工余量

根据工序要求，顶面加工分粗、半精铣磨加工。各工步余量如下：

粗铣：参照《机械加工工艺手册第1卷》表3.2-23。其余量规定为 2.7-3.4mm，现取3.3mm半精铣0.9 磨余量0.3

2、R面上工艺孔及其他φ10孔

参照《机械加工工艺手册》表2.3-47，表2.3-48.确定工序尺寸及加

工余量为： 钻孔：φ8mm 扩孔：φ9m 铰孔：φ10mm

3.A-F面加工余量 A-F采用铣削 磨削加工方法 加工余量查《机械加工工艺手册》知 铣加工余量2.7mm 磨削加工余量0.3mm 4.H.G 面采用铣削加工 加工余量3mm 5.钻螺纹孔 采用钻扩绞攻加工方法 余量为钻φ8扩φ9mm绞 φ9.5 mm 6.H面螺纹孔采用钻扩攻方法 钻φ16mm17mm 7.φ12孔加工采用钻扩 余量为钻φ11mm扩φ12mm

工序尺寸

1、粗铣半精铣R面保证尺寸72.3-0.12 2在R面钻定位孔，铰定位孔及锪孔，保证

φ10K7 3.A-F面铣后保证余量0.3单面偏差-0.02mm

4.H.G 面铣削后保证尺寸保证与零件设计尺寸一样上 5螺纹孔工序尺寸按刀具实际尺寸

2.5确定切削用量及工时定额 工序4铣R面

1、机床：x52K 夹具：专用夹具

刀具：细齿锥柄立铣刀刀具尺寸φ22mm

量具：专用量具

2、铣刀每齿进给量为0.12

3、切削速度：粗铣12.43m/min半精铣13.8m/min

4、实际切削工时为5.6min 主轴转速：粗铣180r/min 精铣200r/min 5.机动时间=508mm/0.72mm/r/180r/min+508mm/0.6mm/r/200r/min=8.2 Min 辅助时间1.5min单件时间9.7*1.1=10.7min 工序5钻R面上螺纹低孔

1、机床：z518 夹具：专用夹具

刀具：钻头φ8扩刀φ9绞刀φ10mm

量具：卡尺 塞规

2、主轴转速：340r/min

3、切削速度：钻32.6m/min 扩23.0m/min 绞24.0m/min

4、进给量：0.2mm/r 5走刀次数：1 6.机动时间=1.5+1.05+1.05=3.6min 辅助时间=1.5min单件时间=5.1*1.1=5.6min

工序6铣A-F面

1、机床：X52k 夹具：专用夹具

刀具：高速钢套式面铣刀

量具：专用量具

2、切削速度78m/min

3、主轴转速：250r/min 4.机动时间=1.5min 辅助时间=0.3min单件时间=2min

工序7磨R面

1、机床：MM7112 夹具：专用夹具

刀具：磨具 H=20mm 量具：专用量具

2、主轴转速：800r/min

3、切削速度：5m/min

4、进给量：8mm/r

5、切削深度：0.3mm

6、走刀次数：1 7.机动时间0.5min 辅助时间0.2min 单件时间1min 工序8粗镗半精镗A-F孔 1.机床T68 夹具；专用夹具 刀具;双刃浮动镗 量具；专用量具

2.主轴转速粗镗700r/min 半精镗800r/min 3.切削速度粗镗130m/min半精镗140m/min 4.进给量粗镗0.1mm/r半精镗0.08mm/r 5.机动时间4.7min辅助时间4min单件时间9.6min 工序10精镗A-F孔 1.机床T68 夹具；专用夹具 刀具;双刃浮动镗 量具；专用量具 2主轴转速900r/min 3切削速度150m/min

4进给量0.06mm/r 5.机动时间3.33min辅助时间2.5min单件时间6.2min 工序11铣H面 1.机床X60w 夹具；专用夹具 刀具;高速钢套式面铣刀 量具；专用量具 2.主轴转速200r/min 3.切削速度78m/min 4.机动时间0.5min辅助时间0.2min单件时间0.77min 4.进给量4mm/r 工序12钻扩攻M18螺纹孔 1.机床x60W 夹具；专用夹具 刀具;钻头 扩刀 丝锥 量具；专用量具 2主轴转速340r/min 3切削速度钻32.6m/min 扩23.0m/min攻20m/min 4进给量钻0.2mm/r扩0.2mm/r攻0.5mm/r 5.机动时间1.05min辅助时间0.3min单件时间1.5min 工序13铣G面u型槽 1机床X60W 夹具；专用夹具

刀具;高速钢套式面铣刀.立铣刀 量具；专用量具 2主轴转速；250r/min 3切削速度;铣G面78m/min 铣U型槽13.8m/min 4进给量;铣G面4mm/r铣U型槽0.6mm/r 5.机动时间2.2min辅助时间0.5min单件时间3min 工序14钻扩锪φ12孔 1.机床z516

夹具；专用夹具 刀具;钻头 扩刀 锪钻 量具；专用量具 2.主轴转速；340r/min 3切削速度；钻32.6m/min 扩23.0m/min 锪24.0m/min 4进给量；0.2mm/r 5.机动时间2.5min辅助时间0.6min单件时间3.6min 工序15钻扩绞攻 1.机床Z516 夹具；专用夹具

刀具;钻头 扩刀 绞刀 丝锥 量具；专用量具 2主轴转速；340r/min 3切削速度;钻32.6m/min扩23.0m/min绞24.0M/min攻20M/min 4进给量;0.2mm/r 攻0.15mm/r 5.机动时间4.62min辅助时间0.8min单件时间6min 工序16攻R面螺纹 1.机床z516 夹具；专用夹具 刀具;丝锥 量具；专用量具 2主轴转速340r/min 3切削速度;20m/min 4进给量;0.15mm/r 5.机动时间1.3min辅助时间0..2min单件时间1.7min 工序17磨A-F面 1.机床MM7112 夹具；专用夹具 刀具;磨具 量具；专用量具

2主轴转速;800r/min 3切削速度5m/min 4进给量;8mm/r 4卡具的设计

镗床卡具的设计

为了提高劳动生产率，保证加工质量，降低劳动强度，需要设计专用卡具。经过和老师的商量，决定设计第 道工序-——镗 孔的镗床卡具。本卡具将用于 镗床，刀具为硬质合金镗刀，对该孔进行加工。 4.1工件加工工艺分析

加工内容： 镗减速器箱体上的 孔，为了保证其加工精度，在镗孔前所有的表面均已加工达到规定的尺寸和位置精度要求。 4.2定位方案及定位元件设计

结合零件图的设计图。采用一面两孔定位方案，一个大支撑板限制三个自由度，一个圆柱销限制两个自由度，一个菱形销限制一个旋转自由度。 4.3夹紧方案及夹紧元件设计

根据夹紧力应朝向主要定位基准面所以选取u型面为夹紧力施力点 。通过查阅相关书籍决定采用弓形压板装置。 4.4镗杆的直径与长度

镗杆的直径一般取孔径的0.7到0.8倍左右。采用前后双导向结构，镗杆的工件长度最好等于导向部分直径的10倍最大不超过20倍。镗杆装刀位置应该根据零件图确定，当在一根镗杆上安装几把镗刀时，其镗刀位置应对称分布，使刀杆径向分力平衡，以减少变形。 φ ：镗杆直径。取为33㎜ 此镗杆的大致长度可算得为550㎜ 4.5夹具体的设计

夹具体底座的长度根据工件的尺寸与镗套的长度尺寸来确定。镗模支架与孔端面之间的距离取为 80㎜，夹具体底座的尺寸为： L= 546㎜ B=415㎜

至于夹具体的高度要根据箱体高度来确定。

4.6镗套的设计

镗套的结构形式和精度直接影响被加工孔的精度。常用的镗套有以下两类： ① 固定式镗套

固定式镗套与钻套相似，它固定在镗模打的导向支架上而不随镗杆一起转动。镗杆与镗套之间有相对移动和相对转动，使接触面之间产生摩擦和磨损。图中所示是固定镗套的两种结构，其中A型镗套无润滑装置，易于磨损，只适用于低速切削。B型镗套带有润滑油杯，镗套内孔上有油槽，可注油脂润滑，加工时可适当提高切削速度。

4.1 固定式镗套

②回转式镗套

回转式镗套带有可旋转部分。镗杆与镗套之间只有相对移动而无相对转动、使两者之间的摩擦大大降低。避免了高速镗孔时因发热而出现的“咬死”现象。因此，回转式镗套一般应用在高速锤孔或速因镗杆直径较大时线度超过20m/min的场合。

根据回转部分安装的位置不同，可分为内滚式回转镗套和外滚式回转镗套。如图4.2所示是在同一根镗杆上采用两种回转式镗套的结构。图中的后导向a采用的是内滚式镗套。前导向b采用的是外滚式镗套。

4.2回转式镗套

在钻床夹具中，钻套一般布置在被加工孔的前面，而镗模上镗套的位置则应按零件结构和加工要求确定。故参考文献【3】表8-69选择：B型固定式镗套（JB/T 8046.1-1995）,其镗套的长度可计算得：

φ 的镗套长度：L=(1.5∼2)d=（1.5∼2）x33=49.5∼66mm。取66mm 引导形式：

前后双支撑引导 4.7切削力及夹紧力计算 切削力：

根据文献【17】查表4-1得： 切削力公式：

FZ=9.81×CFZapxFZf Y fz(60v)nfzKFZ 式中 ap=0.3mm f=0.10mm/r 根据文献【17】查表4-1得： Cfz=92 xfz=1.0 yFZ=0.75 NFZ=0 根据文献【17】查表4-3得：KFZ=(HB∕190)0.8=1.04 将以上数据带入式（3.3）得切削力如下： 即FZ=9.81×CFZapxFZf Y fz(60v)nfzKFZ=47.87N 在计算切削力时，必须把安全系数考虑在内。安全系数k=k1k2k3k4。 其中：k1为基本安全系数2.0 k2为加工性质系数1.1 k3为刀具钝化系数1.1 k4为动力源波动系数1.5 所以 F’=KFV=2×1.1×1.1×1.5×47.87=173.77N 夹紧力：

根据文献[7]查表1-2-35得：

MQ=WO·[rtgφ1+rztg(α+φ2)] 式中：

ηo——除螺旋外机构的效率，其值为0.85∼0.95，取为0.9. r——螺杆端部与工件的当量摩擦半径（mm），其值视螺杆端面的结构形式而定参见根据文献[7]表查1-2-20.取r =0

φ1——螺杆端部与工件间的摩擦角φ1=0 φ2——螺旋副的当量摩擦角（。），φ2=arctg

tg2，式中φ2为螺旋副的cos摩擦角，β为螺纹牙型半角，参见文献[7]查表1-2-22。β=0 φ2=8˚32’ 根据工件受力切削 找出在加工状态中对夹紧最不利的瞬间状态，按静力平衡原理计算出理论夹紧力。最后保证夹紧可靠，再乘以安全系数作为实际夹紧力的数值。

螺旋加紧产生的夹紧力按下式计算：

wa=QL

r1tg1r2tg(2)式中：wa——单个螺旋夹紧产生的夹紧力; Q——原始作用力 L——作用力力臂

α——螺纹升角由文献[7]查表1-2-21得：α=1˚22΄

r2——螺纹中经之半；根据文献[7]查表1-2-21得；r2=6.675 其余符号意义与以前形同

由以上数值可以算得夹紧力如下：

wa=

QL1088.16459.740.001= =429.43N

r1tg1r2tg(2)06.675tg954\'则MQ=WO·[rtgφ1+rztg(α+φ2)]=468.8[0+6.675tg9˚54΄]=500.27N 采用次加紧机构能满足要求

4.8夹具精度分析计算

⑴定位误差计算

定位误差包括基准不重合误差和基准位移误差。基准不重合误差是定位基准与设计基准不重合所引起的误差。基准位移误差是定位基准位移误差。基准位移误差又可分为由于工件定位表面不准确所引起的和由于夹具定位元件不准确所引起的两部分。工件定位表面不准确所引起的基准位移误差，对一批零件来说，就有一个尺寸分布带，其中有系统误差和随机误差。而夹具定位元件不准确所引起的基准位移误差，对于一个夹具来说是系统误差，但如果有几个夹具同时使用，则随机误差在一起，出现多峰状尺寸分布曲线。

则：定位误差（ΔD）=基准不重合误差(ΔB)+基准位移误差（ΔY） 基准不重合误差(ΔB)：

在此夹具中定位基准与设计基准重合，所以基准不重合误差为0.因此只要计算

基准位移误差。

基准位移误差；

工件以平面定位时不考虑定位副的制造误差，即ΔY=0 ⑵夹具精度计算

夹具精度计算是一个非常重要的环节，它是检验夹具是否合乎零件加工要求。利用夹具在机床上加工工件时，机床、夹具、工件、刀具等形成一个封闭的加工系统，它们之间相互联系，最后形成工件和刀具之间正确的正确位置关系，从而保证工序尺寸的要求。这些联系环节中的任何误差，都将以加工误差的形式直接影响工件的加工精度，这些误差主要有：

① 因工件在夹具中定位不准确，使工件的原始基准偏离规定位置而产生工件定位误差。

② 因夹具在机床上安装不准确，使夹具的安装面偏离规定位置而产生夹具安装误差。

③ 因刀具相对夹具位置不准确，或刀具与导向。对刀元件之间的配合间隙引起的导向或对刀误差。

④ 因机床精度、刀具制造精度和磨损，加工调整、加工变形等因素引起的与加工方法有关的加工方法误差。

这里主要考虑夹具制造与装夹误差。因为镗套存在尺寸公差，所以镗杆会有一定的偏移。

e =(H/2+h+B)Δmax∕H 式中e——刀具引偏量； H——小镗套高度； h——中间距离； B——大镗套高度；

Δmax——刀具与镗套之间的最大间隙。

本夹具中，镗杆与镗套的配合选用H6/g5.可确定Δmax=0.075mm。将H=150mm，B=180mm，h=380+30=410mm。代入上面公式，可求得e=0.252mm。

上述各项误差都是按最大值计算的。实际上各项误差都不可能出现最大值，而且各项误差方向也不可能都一样。即有：

Δ0=（0.05²+0.02²+0.029²+0.01²+0.252²）½≈0.067mm 式中Δ0为与夹具有关的加工误差总和。该值小于两孔的尺寸公差，故此夹具的制造与装夹误差满足要求。

结论

本文是对蜗杆减速器速器箱体加工工艺及钻夹具的设计，主要做了以下工作：调查研究设计的原始资料，明确加工应满足的要求，收集了国内外有关技术文献，现有壳体加工零件图的设计图纸及经验总结。差速器壳体加工工艺的设计为：首先进行五面粗车到精车, 根据零件的特点,在组合机床上用车削方法加工平面,只有使机床结构简单、刚性好、加工精度高,这样才能保证零件的精度。然后进行前后面、右面各孔的粗加工、精加工。大量的钻、镗工序都分开,没有集中在同一个主轴箱完成。这是因为,钻孔与镗孔直径往往相差很大,主轴转速也就相差很大,导致主轴箱的传动链复杂和设计困难。然后针对两面钻孔设计了一套钻床夹具。本夹具采用的是“一面两销”定位方法。它的特点是：可以简便的消除工件的六个自由度，使工件获得稳定可靠的定位，有同时加工零件五个表面的可能，既能高度集中工序，又有利于提高各面上孔的位置精度。另外本设计本设计还有许多欠缺的地方，例如夹具在加紧装置设计方面针对夹紧力选用的螺旋夹紧在个方面考虑不是很全面。

致谢

经过两个多月来的专心设计，在张海军.邢志刚老师耐心、细致和极其辛苦的辅导下，我们小组设计出了一套相对完整的箱体加工（尤其是铣加工）工艺流程，完成了专用组合机床概念设计和专用夹具设计。对于本次毕业设计我感触颇多，首先该课题的工作量大大超过以往的课程设计，难度也超过我的想象，由于设计早期阶段时间没有充分利用，导致在后期阶段工作量具增，进度缓慢，在这里再次感谢两位老师的理解，让我感觉到一位良师益友的帮助对于一个处于困难时期的人是多么的重要，完成设计后我有种脱胎换骨的感觉，让我更加坚信该毕业设计课题的实用性。由于本人能力有限，设计中难免会出现诸多譬如设计思想不成熟、设计不周到、不完善以及一些错误等不足之处，还请老师给予批评指正，在这里万分感谢！

主要参考文献

[1]《 金属机械加工工艺人员手册》 上海科学技术出版社 金属机械加工工艺人员手册小组编

[2] 《金属切削机床夹具设计手册》 机械工业出版社 蒲林祥主编 [3] 《机械制造技术》 机械工业出版社 王茂元主编 [4]《机械制图》 机械工业出版社 金大鹰主编 [5] 《公差配合与测量技术基础》中国电力出版社 韩丽华主编

[6] 《机械工程材料及成型工艺基础》 机械工业出版社 张至丰主编

推荐第2篇：二级减速器开题报告

课程设计开题报告

题目：二级圆柱齿轮减速器设计

姓名： 学号： 专业年级：

指导教师：

二○一四年十月七日

一、选题的依据及意义：

随着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的需求是多样化的，这就决定了未来的生产方式趋向多品种、小批量。在各行各业中十分广泛地使用着齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置.它是机械设备的重要组成部分和核心部件。目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区，推动了中国装配制造业发展。

圆柱齿轮减速器是一种使用非常广泛的机械传动装置。减速器是用于原动机与工作机之间的独立的传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。在现代机械中应用极为广泛，具有品种多、批量小、更新换代快的特点。目前生产的各种类型的减速器还存在着体积大、重量重、承载能力低、成本高和使用寿命短等问题，与国外先进产品相比还有较大的差距。对减速器进行优化设计，选择最佳参数是提高承载能力、减轻重量和降低成本等各项指标的一种重要途径。 目的： 通过设计熟悉机器的具体操作，增强感性认识和社会适应能力，进一步巩固、深化已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题的能力。学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。对所学技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。学会利用多种手段(工具)解决问题，如：在本设计中可选择CAD等制图工具。了解减速器内部齿轮间的传动关系。 意义： 通过设计，培养学生理论联系实际的工作作风，提高分析问题、解决问题的独立工作能力；通过实习，加深学生对专业的理解和认识，为进一步开拓专业知识创造条件，锻炼动手动脑能力，通过实践运用巩固了所学知识，加深了解其基本原理

二、国内外研究概况及发展趋势（含文献综述）：

1、国外减速器技术发展简况

齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。 国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Alan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。

目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。

2、国内减速器技术发展简况

国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器(500kw以上)，多从国外(如丹麦、德国等)进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点?。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环(齿轮)减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积(或重量)比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成功的\"内平动齿轮减速器\"不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/重量(或体积)比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位。国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工作，发表过一些研究论文，在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作。

二、平动齿轮减速器工作原理简介,平动齿轮减速器是指一对齿轮传动中，一个齿轮在平动发生器的驱动下作平面平行运动，通过齿廓间的啮合，驱动另一个齿轮作定轴减速转动，实现减速传动的作用。平动发生器可采用平行四边形机构，或正弦机构或十字滑块机构。本成果采用平行四边形机构作为平动发生器。平动发生器可以是虚拟的采用平行四边形机构，也可以是实体的采用平行四边形机构。有实用价值的平动齿轮机构为内啮合齿轮机构，因此又可以分为内齿轮作平动运动和外齿轮作平动运动两种情况。外平动齿轮减速机构，其内齿轮作平动运动，驱动外齿轮并作减速转动输出。该机构亦称三环(齿轮)减速器。由于内齿轮作平动，两曲柄中心设置在内齿轮的齿圈外部，故其尺寸不紧凑，不能解决体积较大的问题。?内平动齿轮减速，其外齿轮作平动运动，驱动内齿轮作减速转动输出。由于外齿轮作平动，两曲柄中心能设置在外齿轮的齿圈内部，大大减少了机构整体尺寸。由于内平动齿轮机构传动效率高、体积小、输入输出同轴线，故由广泛的应用前景。?

三、本项目的技术特点与关键技术? 1.本项目的技术特点,本新型的\"内平动齿轮减速器\"与国内外已有的齿轮减速器相比较，有如下特点：(1)传动比范围大，自I=10起，最大可达几千。若制作成大传动比的减速器，则更显示出本减速器的优点。(2)传递功率范围大：并可与电动机联成一体制造。(3)结构简单、体积小、重量轻。比现有的齿轮减速器减少1/3左右。(4)机械效率高。啮合效率大于95%，整机效率在85%以上，且减速器的效率将不随传动比的增大而降低，这是别的许多减速器所不及的。 (5)本减速器的输入轴和输出轴是在同一轴线上

三、研究内容及实验方案：

研究内容：

1.采用复合形法，以体积最小为目标进行减速器优化设计；

2.与常规设计结果进行比较分析；

3.绘制减速器装配图及主要零件图。

实验方案：

1.收集有关资料写开题报告

2.以减速器体积最小为目标函数建立优化设计的数学模型

3．采用复合型法编写优化设计程序、计算

4.计算减速器各项尺寸，并进行结果分析

5.运用OUT-CAD绘制减速器装配图及主要零件图

6.撰写设计总结

四、目标、主要特色及工作进度

目标：本课题以减速器体积最小为目标函数，设计减速器的最优参数， 绘制减速器装配图及主要零件图。

主要特色：减速器体积小，重量轻，承载能力提高，降低成本 工作安排：

1.收集资料、开题报告、外文翻译

2.建立优化设计的数学模型

3．编写优化设计程序、计算

4.减速器常规设计计算、结果分析

5.绘制减速器装配图及主要零件图

6.撰写设计总结

7.答辩准备及论文答辩

五、预期结果

1、一份减速器设计任务书；

2、一减速器设计说明说；

3、一张减速器装配图；

六、参考文献

【1】璞良贵，纪名刚主编.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社

【2】唐增宝 常建娥主编.机械设计课程设计.第4版武汉：华中科技大学出版社 【3】孙靖民主编.机械优化设计.第三版.北京：机械工业出版社 【4】王昆等主编.机械设计课程设计手册.北京：机械工业出版社 【5】杨黎明主编.机械零件设计手册.北京：国防工业出版社

推荐第3篇：减速器实训报告

减速器拆装实训报告

一、实训目的 1.通过拆装，了解减速器铸造箱体的结构以及轴和齿轮的结构； 2.了解减速器轴上零件的定位和固定、轴承的类型、以及各附属零件的作用、构造和安装位置； 3.熟悉减速器的拆装和调整的方法和过程；

二、实验设备（减速器的类型） 一级蜗杆减速器或一级圆柱齿轮减速器

三、减速器主要零部件名称与作用

四、思考题

1、轴上零件是如何定位和固定的？

2、减速器中哪些零件需要润滑？如何选择润滑剂？

3、减速器中轴承的型号？

五、心得体会： 本课程以工作任务为 线索，整合相应的知识、技能，让学生在贴近生产 实际的具体情境中学习， 既符合职业教育的基本规

律，又有利于培养学生在 工作过程中分析问题和解 决问题的综合职业能力。 改变理论与实践 脱节的常规教学模式， 将理论教学体系和实 践教学体系同步展开， 两个教学过程相互穿 插、并列进行。

创建了集理论教学、实践教学、技能训练于一体的机械拆装实训室，内设常见简单机械（如缝纫机头、床头先箱等）。还有机构示教板以及实物陈列柜；同时，充分利用校外众多企业的生产现场和校内各个实训基地作为现场教学的课堂。因此，这种教学环境为教师提供实物教学和理论联系实际的条件，为学生提供增强感性认识、增加工程意识和学用结合的环境。能在一定程度上使教学内容浅显易懂，有效地解决教师难教、学生难学的问题。 实践性教学环境篇2：减速器测绘实训总结

减速器测绘实训总结

班 级：

姓 名：

学 号：

指导教师：

二○一 二 年 六 月 十七 日

学院机电工程系

减速器测绘实习报告

一、测绘的目的及意义

1、使我们掌握零件测绘的方法和步骤；

2、了解徒手画草图的意义；

3、熟悉测绘所需工具的使用方法

4、进一步加强作图能力、提高作图速度，为今后的工作积累经验。

二、测绘基本内容和主要任务 测绘部件：减速器

1、根据装配体的复杂程度编制工作进度和计划，编组分工，准备好测绘工具及绘图用品等。

2、分组分别拆卸减速器的各组零件并做好记录

3、对拆卸下来的零件进行数据的测量

4、绘制零件草图并标注尺寸

5、重新装配

三、测绘实训的基本要求

1、爱护和保管好实习场所内的所有设备、测绘用的工具、装配体及其所有零件。

2、准确详细测量个零件的定形定位尺寸

四、零件测绘的方法和步骤

1、零件测绘，是对零件以目测的方法，徒手画出零件草图，按尺寸标注的基本要求注出所有尺寸的尺寸线、尺寸界线及箭头，然后使用量具及一定的方法进行相应尺寸的测量、在标注在零件草图中，然后对零件进行核查、修改和完善，最后完成零件工作图的绘制。

2、草图的绘制步骤：

（1）分析了解零件

（2）确定表达方案

（3）绘制零件草图

（4）对草图进行全面审核、补充、修改

五、实习心得总结

上个星期五接到李老师的通知，于是下午我们就开始了为期一周的测绘。刚开始时我先给他们分工，两个或三个人合作测量一组零件。并告诉他们一定要把所有可能出现的尺寸详细准确的测量记录出来。但是在画图的时候发现还是少一些数据，少了这些数据就没法继续画图了，于是我叫了一个组员星期一又去了一次南校测量减速器。这一次才基本上测齐了所需要的数据，在以后的学习工作中，我一定要做到做事严谨，考虑周全。

本来以为画图是一件很简单的事，每个人给他们分好工，只要他们做好自己的工作，几天我们就能画完。可事实并非如此，并不是所有的组员都能保质保量的完成任务的，所以在以后的生活中，我要根据他们自身的能力合理安排任务。还有一个致命的问题是我绘图速度太慢了，这是很致命的，所以在以后的绘图中，我必须在保证绘图质量的前提下，提高绘图速度。

通过这次测绘，我把书中的知识真正应用到实践中了，我真正的感到了“实践出真知”这句话的内涵，自己亲身实践的东西才是自己永生难忘的。我还体会到了团结互助是必不可少的，我们是一个团队，单靠一个人是无法在规定时间内保质保量的完成任务的。 篇3：主减速器实训报告单

北 京 广 播 电 视 大 学

主减速器实训报告 1 2 3篇4：减速器拆装实验报告(含练习题答案) 减 速 器 实 验 报 告

一．实验目的

1.通过拆装，了解齿轮减速器铸造箱体的结构以及轴和齿轮的结构； 2.了解减速器轴上零件的定位和固定、齿轮和轴承的润滑、密封以及各附属零件的作用、构造和安装位置；

3.熟悉减速器的拆装和调整的方法和过程； 4.培养对减速器主要零件尺寸目测和测量能力。 二．实验设备

1.二级展开式圆柱齿轮减速器 2.拆装及测量工具：扳手、游标卡尺、钢板尺、铅丝、涂料及百分表等。

三．实验记录及实验结果

四．思考题 1.轴上零件是如何定位和固定的? 答： 齿轮：中间的带键槽的是安装齿轮的，进行周向固定，通过轴肩和轴套径向固定； 轴承：轴承端盖用螺钉或箱体连接而使轴承外圈得到轴向定位；

联轴器：键槽固定，防止轴向滑动；定位螺丝固定，定位位置。 2.滚动轴承在安装时为什么要留出轴向间隙？应如何调整？

答： 轴承一般是配对使用，安装方向相反，在轴上它有一个调节螺母，安装时留一点轴向间隙防止轴承工作时温度升高膨胀而卡死从而损坏设备。间隙的大小视负荷轻重即轴承大小而定。轴承使用一段时间后还应重新调整轴承间隙，不然会加速轴承的损坏。 3.滚动轴承的安装、调整、润滑与密封等问题

答：（1）、轴和安装轴承的外壳或轴承座，以及轴承装置中的其他受力零件必须足够的刚性，

因为这些零件的变形都要阻滞滚动体的滚动而使轴承提前破坏。

（2）、一般来说，一根轴需要两个支点，每个支点可由一个或一个以上的轴承组成，常

用的轴承配置方法有：双支点各单向固定、一支点双向固定，另一端支点游动、两端游动支承。

（3）、锥齿轮或蜗杆在装配时，通常需要进行轴向位置的调整。

（4）、轴承的配合是指内圈与轴颈及外圈与外壳孔的配合。

（5）、润滑对于滚动轴承具有重要意义，轴承中的润滑剂不仅可以降低摩擦阻力，还可

以起着散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用，常用的润滑方式有油

润滑及脂润滑两类。

（6）、轴承的密封装置是为了阻止灰尘、水、酸气和其他杂物进入轴承，并阻止润滑剂

流失而设置的，可分为接触式和非接触式两大类。 4.箱体的中心高度的确定应考虑哪些因素？

答：箱体中心高度决定于安装在它的内部或外部的零件和部件的尺寸和形状及其相互配

置、受力与运动情况。其次，还需达到需求刚度，满足力学性能和工艺要求。 5.减速器中哪些零件需要润滑？如何选择润滑剂？

答： 齿轮、轴承、传动轴等等。选用润滑剂时要考虑的几个主要因素：运动速度、载荷大

小、工作环境温度、摩擦副表面、周围环境、润滑装置。 6.如何选择减速器主要零件的配合与精度？如齿轮、联轴器与轴的配合，滚动轴承与轴及箱体孔的配合。

答：齿轮和联轴器与轴使用的是键连接的方式，有定心要求且是可拆连接，固采用有一定过

盈量的过渡配合，公差等级可均为it9。滚动轴承与轴需要有较高的相对转动，固采用基孔制间隙配合，轴的精度可为it8；滚动轴承与箱体孔可采用基轴制有一定过盈量的过渡配合，孔的精度采用it9。篇5：减速器测绘实训总结

减速器测绘实训总结

班

级：

11级制造自动化与测控技术

姓

名：

赵

振 学 号： 201101704057 指导教师： 李 彩 霞

二○一 年 月 日

德州学院机电工程系

减速器测绘实习报告

一、测绘的目的及意义

1、通过测绘可以继续深入学习零件图和装配图的知识，对制图课程所学内容进行一次全面系统的复习、巩固和综合应用。

2、了解零部件的测绘程序，熟悉零部件的测绘方法，进一步培养学生的动手能力、绘图能力，以及独立分析问题和解决问题的能力。

3、能够正确贯彻执行国家标准的有关规定，运用所学的基本理论、基本技能和基本知识，绘制出符合“gb”要求的图样。

4、通过本次测绘，进一步提高徒手绘图的能力，进一步培养学生耐心、细致的工作作风和严肃认真的工作态度。

二、测绘基本内容和主要任务

测绘部件：减速器 1.绘制装配示意图一张。（每人1张） 2.绘制主要零件草图：绘制箱体、主动轴、主动齿轮、两种透盖和箱盖、从动轴、从动齿轮、两种闷盖等零件草图。（每两人一套，共10张，即每人5张） 3.绘制减速器装配图一张。（每人1张） 4.绘制主要零件工作图：绘制箱体、主动轴、主动齿轮、两种透盖和箱盖、从动轴、从动齿轮、两种闷盖等零件草图。（每两人一套，共10张，即每人5张） 5.测绘结束时，要写出机械零部件测绘实训总结，要求文字通顺，条理清楚简洁，书写工整（可用电脑打印），每人提交一份。

三、测绘实训的基本要求

1、通过对减速器的拆卸、组装、全面了解减速器的工作原理、用途、构造和各零件的主要结构、形状，弄清各零件之间的相对位置和装配连接关系。绘制图样（包括零件草图）应做到：视图选择合理、得当，内容表达完整、准确，尺寸标注清晰、齐全，字体工整，图面整洁。

2、零件图、装配图应该注写必要的技术要求。技术要求的选择要合理，可用。零件图与装配图的对应结构尺寸应一致。

四、零件测绘的方法和步骤

1、零件测绘，是对零件以目测的方法，徒手画出零件草图，按尺寸标注的基本要求注出所有尺寸的尺寸线、尺寸界线及箭头，然后使用量具及一定的方法进行相应尺寸的测量、在标注在零件草图中，然后对零件进行核查、修改和完善，最后完成零件工作图的绘制。

2、草图的绘制步骤：

（1）分析了解零件

（2）确定表达方案

（3）绘制零件草图

（4）对草图进行全面审核、补充、修改

五、实习心得总结

测绘实习是我们机械专业的一个重要实践环节。学校把实习作为一个重要的学习环节，其目的在于通过此次实习使我们获得基本的感性知识，理论联系实际，扩大知识面;同时实习又是锻炼和培养学生能力及素质的重要渠道，培养学生具有认真的精神，培养我们初步担任技术工作的能力，这些实际知识，对我们学习后面的课程乃至以后的工作，都是十分必要的基础。

长达一周的机械制图测绘终于结束了，从初期的南校工程测试中心测量单级人字齿圆柱齿轮减速器所有尺寸数据，到绘制草图、标记数据，到最终的装配图绘制，我们经历了很多，期间有苦有累，有困难有快乐，但我们在这期间不断成长，以前觉得书本上很空洞的东西现在清楚明了了许多，我真正的感到了“实践出真知”这句话的内涵，自己亲身实践的东西是自己永生难忘的。

在为期一周的机械制图测绘中，我们一个小组的人员每天都早早起床去图书室绘图，一绘就是几个小时，每晚大约九点钟才回到寝室。几天下来我们都感觉很累，但我们仍乐在其中。

制图测绘期间我的出勤率为100%，测绘中自己做到了独立认真，仔细地绘图。在遇到问题时和同组同学互相讨论，或请教其他懂的同学。通过对齿轮轴的绘制使我掌握了零件绘制的基本方法和步骤，学会了一些常用工具的使用方法，能够 根据测量数据准确画出零件图形，使我进一步加深了对《机械制图》书中有关知识的认识，进一步提高了自己的机械制图文学素养，能够在图纸上更加正确合理地表达出零件图形。通过此次测绘更重要的是使自己所学的理论知识运用到了实践，使抽象的知识形象生动化。达到了学以致用的目的。 在绘图过程中自己主要存在以下几方面的问题：（1）、对于结构比较复杂的零件三视图难以准确绘出。（2）、有些零件的微小细节容易漏画。（3）、对一些零件数据的计算公式记得还不太熟练。通过此次测绘实习使我领悟到，在今后的学习中一定要打好基础知识根基，加强动手能力和实践能力。

推荐第4篇：轮边减速器开题报告

燕山 大学

本科毕业设计开题报告

课题名称：课题性质：

课题来源：

学院（系）

专业： 机械设计制造及其自动化

月日

一、综述本课题国内外研究动态，说明选题的依据和意义

轮边减速器一般为双极减速驱动桥中安装在轮毂中间或附近的第二级减速器。在一些矿山水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引汽车及大型公共汽车等，要求有较高的动力性，而汽车车速相对较低，因而其传动系的低档总传动比很大，为了使变速器分动器传动轴等总成不致因承受过大尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致一些重型汽车大型汽车的主减速比必须很大，还有一些越野

汽车要求在坏路上和无路地区具有良好的通过性，即要求汽车在满载情况下能以平均车速通过各种坏路及无路地带时有足够离地间隙(如松软的土壤、沙漠、山地、雪地沼泽等)，因此在设计上述重型汽车、大型公共汽车、越野汽车时，需要在车轮旁附加轮边减速器。

我国研制汽车轮边减速器始于20世纪70年代中期，由于各种原因，至今发展不快，只有几个厂家从事生产，技术水平只相当国外20世纪80年代末的水平，数量和质量也远远满足不了国内运输业发展的需要。进入21世纪以来，我国经济形势发生了很大的变化。公路运输得到了很快的发展，为了降低运输成本，缓解铁路压力，促使了汽车的运输能力和载货量逐渐加大。因此，重型汽车轮边减速器在我国的应用前景十分广阔。自从我国加入WTO之后，减速器行业面临极大的压力与挑战，为了应对这一严峻形势，一方面要引进更多更好的国外产品与相关技术，另一方面必须迅速发展民族工业。国外的汽车减速器应用得比较好，技术也比较先进，但价格比较高。一般情况是：国外的整机的价格是国内价格的2～3倍，而易损件、备件的价格却是5～8倍，因此，发展我国的轮边减速器产品是非常必要的。轮边减速器属于汽车减速零部件的关键总成，是为了提高汽车的驱动力，以满足或修正整个传动系统力的匹配。本论文就是对轮边减速器进行研究，找出合适的方法，为自主研发出具有结构简单，高精度和高可靠性的减速器提供理论支持。

(1)重型汽车轮边减速器多以行星齿轮为主，世界上的一些发达国家，如日本、瑞典、俄罗斯和美国等，对行星齿轮传动的研究、生产和应用都十分重视，在传动性能、传递功率、结构优化、转矩等方面均处于领先地位。发展比较快且取得一定科研成果的是在行星齿轮传动动力学方面。近几年来，随着我国对制造业的扶持和资金的投入以及科学技术不断进步，机械科技人员经过不懈的努力以及技术引进和消化吸收，在行星齿轮理论研究和优化设计等方面取得了～定的研究成果，在行星齿轮传动非线性动力学模型和方程方面的研究是国内两个关于行星齿轮传动动力学的代表，他们的研究成果取得了一定的成就并把许多技术应用于实际当中。与此同时，现代优化设计理论也应用到行星齿轮传动技术中，根据不同的优化目标，通过建立轮边减速器行星齿轮数学模型，产生了多种优化设计方法。在已经取得的成果中，有针对行星轮均载机构和功率分流方面的优化设计，有针对行星齿轮传动啮合效率、结构性能、体积的多目标优化设计研究，有专门针对如重型汽车轮边减速器行星传动机构齿轮模态优化设计，有针对行星机构噪声、振动、固有频率特性研究，这些成果的研究有利于提高了工程技术人员对行星传动技术的认识。在新理论和新数学计算方法出现的同时，行星齿轮减速器的优化设计方法也随着更新，比较新的研究成果：有可靠性工程理论在优化设计中的应用，有遗传算法在行星齿轮优化设计中的应用，有模糊数学在行星齿轮优化设计中的应用，有可靠性工程理论在优化设计中的应用，基于可靠性工程的理论通过引入强度可靠性系数方程来进行优化设计。这些新的设计理论和新的设计方法将许多设计理论概念和研究成果应用到优化设计中，对行星齿轮传动优化设计理论研究的发展有很大的贡献。

(2)对于行星齿轮减速器结构设计方面，目前国外已经广泛采用了CAD／CAE／CAM一体化的设计方法，这是一种面向零件的参数化的3D实体模型

设计技术，与以往传统的二维设计方法相比，这是一条革命性的设计理念。通过三维结构设计与优化设计的完美结合，可以使设计一体化，对工作效率的提高是非常有好处的。当前，国外的一些公司针对产品的不同特点，开发出了很多专用的优化设计模块，这些优化设计模块之间有良好的数据接口，产品的几何模型可以通过它们实体造型模块的优化结果直接输出，这样的设计大大提高了工作效率，对于产品开发周期缩短，企业研发能力的提高都有好处，由于开发的产品周期短、速度快，可以使企业在市场竞争中处于领先地位。目前，我国机械设计发展比较快，设计水平也在不断的提高。

(3)随着计算机广泛应用于设计领域，在产品的研发初期，可以应用计算机辅助工程(CAE)，通过计算机模拟实际工作情况，对产品的各项性能进行检测，比如对其静态的，动态的性能进行测试，这样可以在设计时发现产品的缺陷，避免样机制造的风险，用CAE技术不仅可以降低研发成本，缩短研发周期，而且可以对设计的结果进行验证，这样可以整体了解产品的性能，省去一些不需要的环节，节省研发费用，现在对于一些特别复杂的机械零件，由于在CAE中不易建模而采用在三维CAD中进行建模，把所建好的实体模型数据，用另一种可以让CAE软件识别的格式保存，然后导入到CAE软件中。目前，采用ADAMS、ANSYS等有限元分析软件对所设计的机械产品进行有限元分析在设计中得到了广泛的应用。随着计算机性能的提高和设计人员经验的积累，对产品设计的仿真模型与实际模型相差很小，这样可以保证仿真性能的可靠性。近些年由于国家对制造业的重视，许多国内高校及科研部门对计算机辅助方面有了一定的投入，特别在有限元方面，并取得了一定得成果。随着有限元方法的应用，普及以及设计人员的经验积累，实体建模将越来越接近真实结构，这样的研究成果才能真正指导生产实践。

二、研究的基本内容，拟解决的主要问题：

本论文就是对轮边减速器进行研究，找出合适的方法，为自主研发出具有结构简单，高精度和高可靠性的减速器提供理论支持。

1查找相关参数及结构特点，进行车轮减速器和桥壳总成的设计；

2确定轮边减速器和桥壳的结构形式；

3确定轮边减速器和桥壳的主要性能参数；

4轮边减速器和桥壳的总成的设计、计算、分析、制图；

5其他相关零部件的设计；

6结合本课题查阅并翻译不少于3000字的英文资料；

7编写设计说明书；

三、研究步骤、方法及措施：

方法主要有文献研究法：通过对中国学术期刊网，万方数据资源系统等中英文数据库的检索，收集有关资料，并对收集的资料进行归纳分析，为论文作铺垫。

(1)重要零部件选型设计：选择轮边减速器和桥壳的结构形式及零部件的结构设计，选择和计算基本参数。

(2主要零部件的强度校核：利用有限元发对轮边减速器行星架的结构强度进行分析校核。

(3总装图与零件图的计算机绘制：本项目的所有图纸运用CATIA软件进行绘制，均采用电子文本，部分重要零部件采用三维图，并在计算机上进行模拟装配，以求减少设计失误。

四、研究工作进度：

第1-4周：调查研究，收集资料，翻译外文资料，确定轮边减速器的结构形式。

第5-8周：确定轮边减速器的总体尺寸和结构参数，计算性能参数并进行结构设计。

第9-12周 ：绘制轮边减速器和桥壳总成图。

第13-16周：绘制零部件二维工程图，整理资料，撰写毕业论文。 第17-18周：毕业答辩

五、主要参考文献：

【1】刘淮信主编.汽车设计.北京； 清华大学出版社，2001

【2】陈家瑞主编.汽车构造，机械工业出版社，1997

【3】机械设计手册编委会.机械设计手册.北京；机械工业出版社，2004

【5】邓勋、张文明、郭耀斌.BZQ3390矿用自卸车轮边减速器的设计.煤矿机械，2008，vol.29（No.6）;16-18

【6】张华增、曹人乐.改进轮边减速器垫片结构.科技创新报，2008,No.22;78

【7】焦万铭、冯雅丽、杨钰.狂勇气车轮边二级行星减速器设计.矿山机械，2008，vol.36;38-39

【8】刘玉春、罗维东等.矿用汽车轮边减速器可靠性优化设计.机械设计制造，2006，No.9;18-20.

【9】杨锁望、韩玉琪、杨钰.矿用自卸车驱动桥壳结构分析与改进设计.专用汽车，2005，No.1;21-23

【10】杨钟胜.矿用自卸车驱动桥轮边减速器的研究与制造.汽车工艺与材料，2011，No.10；37-47

【11】项生田、李剑敏等.轮边减速器行星架结构强度和疲劳寿命分析.汽车工程，2011，vol.33(no.5);417-421

【12】张宝成.轮边减速器内齿圈的结构改进设计.北京矿冶研究总院.

【13】李必文、张春良.轮边减速器优化设计存在的问题及对策.中国工程机械学报，2008，vol.6(no.1);53-57

【14】汪振晓、李增辉.轮边减速器总成的设计.汽车科技增刊，2008,

【15】陈海、洪恒恒等.驱动桥桥壳有限元分析及结构优化.开发研究，2011，no.7；48-49

【16】尹道骏.重型汽车轮边减速器的研究.合肥工业大学.2010

【17】C.Yuksel、A.kahraman.Dynamic tooth loads ofplanetary gear sets having tooth profile wear.The university of Toledo,2004.

【18】C.H.Mcmurray、W.J.Blanchflower.Multi-Channel,Probe Colorimeter for Use with the Micro-elisa Test,Which Makes Use of Disposable Flat-bottom Microhemagglutination plates，Clinical Chemistry，1979，vol.25(no.4)；570-576

【19】Yichao Guo、Robert G.Parker，Purely rotational model and vibration modes of compound planetary gears.Mechanism and Machine Theory，2010

六、导师意见：

七、审核意见：

审查结果：

1、通过；指导教师（签字）年月日、完善后通过；

3、未通过负责人（签字）：年月日2

推荐第5篇：减速器中间轴设计报告

机械设计大作业

轴系设计报告

02015732 曾祥

东南大学机械工程学院

指导老师：钱瑞明 2017.11.16

东南大学机械工程学院 曾祥

目录

减速器中间轴的设计 ............................................................................................................2

一、

二、

三、轴系基本尺寸的设计计算 ...............................................................................2 减速器中间轴的绘制 .......................................................................................8 心得体会 .......................................................................................................18

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

减速器中间轴的设计

一、轴系基本尺寸的设计计算

1.选择轴的材料

由题意轴的材料为45调质钢,查表19.1,硬度为217~255 HBS,对称循环弯曲许用应力[σ-1]=180Mpa。 2.初步计算轴径

根据式（19.3），查表19.3，A取115，得

dminA3P20115346.6mm n300因为轴上开有两个键槽，直径增大10%~15%，轴的直径为52mm，为了更好的选取合适的轴承，轴的直径取55mm。 3.轴的机构设计

1) 拟定轴上齿轮、轴承、轴承盖等零件的装配方向、顺序和相互关系，轴上零件的布置方案如图一所示。 2) 轴上零件的定位和轴的主要尺寸的确定参见图一（第8页） a) 最小轴径为两端安放轴承的部位，初步选定30211圆锥滚子轴承面对面布置，其尺寸dDB为55mm100mm21mm，即两端与轴承配合的轴径为55mm。左端轴承采用端盖轴套轴向定位，配合轴段长度l125mm，右侧轴承采用轴套端盖轴向定位。

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

取齿轮2安装段直径dg158mm，配合选b)

H7，配合轴段长度应该比齿轮2略宽，取r6l298mm，为了便于安装，左侧端面采用锥面导向结构，齿轮2右侧和齿轮3左侧通过轴肩轴向定位固定，齿轮3安装段直径同样选dg258mm，配合选

H7，配合轴段r6长度应该比齿轮3略宽，取l3118mm，为了便于安装，左侧端面采用锥面导向结构，由题目要求轴肩宽20mm，轴肩高度hc)

0.07d，取h6mm，轴环直径dr67mm

齿轮2距箱体内壁20mm，，左侧轴承距箱体内壁5mm，则轴套1长25mm。齿轮3距箱体内壁15mm，右侧轴承距箱体内壁5mm，则轴套2长20mm。

d) 齿轮

2、3轴向定位采用平键，查GB/T 1095-2003，其尺寸分别为16mm10mm90mm、16mm10mm110mm

e) 3) 轴承盖总厚取42mm。

轴结构的工艺性

取轴端倒角为245,按规定确定各轴肩的圆角半径，键槽位于同一轴线。

4.按弯扭合成校检轴的强度

1) 中间轴转矩的计算

2) T2T39.55106P/n=9.5510620/300636666.67Nmm

画出轴空间受力简图（图2a）将轴上的力分解为垂直面（图b）和水平面受力（图c），集中力取齿轮的中点和圆锥滚子轴承中心垂线与轴的交点。

3) 轴上受力分析

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

Fr2Ft2Fa2l1l2Fa3Ft3Fr3l3

图 2a

Fr2Fa2FvaFa3Fr3Fvb

图 2b 70414.86Nmm64912.85Nmm3795.27Nmm93273.32Nmm

图2c

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

Ft2FhaFt3Fhb

图2d 15991.63Nmm430026.93Nmm

图2e 齿轮2的圆周力

Ft22T22T22636666.673001.22N d2z2mn2/cos2835/cos12齿轮2的径向力

tanntan20Fr2Ft23001.221116.76N cos2cos12齿轮的轴向力

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

Fa2Ft2tan23001.22tan12637.93N

齿轮3的圆周力

Ft32T22T22636666.678406.28N d3z3mn3/cos3256/cos8齿轮2的径向力

tanntan20Fr3Ft38406.283089.70N cos3cos8齿轮的轴向力

Fa3Ft3tan38406.28tan81181.43N

4) 计算作用于轴上的支反力 水平面支反力

FhbFt2l1Ft3(l1l2)5196.70Nmm l1l2l3FhaFt2Ft3Fhb208.36Nmm

垂直面反力

Fr2(l2l3)Fa2d2d3Fa3Fr3l322l1l2l3Fva845.77Nmm

FvbFr2Fr3Fva1127.17Nmm

5) 计算轴的弯矩，并画出弯矩图 齿轮2中心水平面处弯矩为

MHg2l1Fha76.75208.3615991.63Nmm

齿轮2中心垂直面处弯矩为（最大）

d2835】76.75845.77【637.93】22cos12

-64912.85Nmm【70414.86】Mvg2l1Fva【Fa2齿轮3中心水平面处弯矩为

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

MHg3l3Fhb82.755196.70430026.93Nmm

齿轮3中心垂直面处弯矩为（最大）

d3256】82.751127.17【1181.43】 22cos8-93273.32Nmm【3795.27】Mvg3l3Fvb【Fa36) 分别画出垂直面水平面的弯矩图（图c、e）；求两处合成弯矩（两者方向遵循矢量叠加原理，在此只需要大小，方向不予计算给出）

Mg2Mvg22MHg2272207.93NmmMg3Mvg32MHg32440026.22Nmm

7) 8) 画扭矩图（图f） 校核轴的强度

只校核危险截面（承受最大弯矩和扭矩的截面）和轴径较小的截面。轴单向转动，转矩为脉动循环，取0.7，实心轴取0，考虑键槽影响，d乘以0.875，，则有

Mg32(T)2440026.222(0.7636666.67)2c47.91MPa0.1d30.1(0.87558)3

故轴安全。 9) 轴承寿命计算 圆锥滚子轴承

1Fr1Fva2Fha2871.06N Fr2Fvb2Fhb25317.54N

FAFa3Fa2543.5N查表17.7，e1.5tan

1.5tan150.402，查表17.5，Y1.49

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

Fs1Fr1292.30N 2YFr21784.41N2Y Fs2Fa1FAFs22327.91N Fa2Fs21784.41N

e1.5tan1.5tan150.402,Fa1X10.40,Y11.49;X21,Y20P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.1(0.40871.061.492327.91)4198.71NFr12.67e,Fa2Fr20.34e

P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.1(0.405317.5401784.41)2339.72N

查GB/T 297-1994， 30211的Cr=90.8kN,则

16670C10L10h()31.57106h

nP

1二、减速器中间轴的绘制

中间轴2D、3D图绘制如下

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

图3

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

图 1

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

图4 轴3D俯视图

图5轴3D左视图

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

图 6 轴3D正视图

图7

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

轴3D装配图

图8

轴装配3D主视图

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

图9

轴装配3D左视图

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

图10

轴装配3D俯视图

减速器中间轴设计

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图11

轴装配3D轴测图

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

三、心得体会

经过一个多月的设计绘图，我终于把减速器中间轴画好。其中碰到很多困难，比如solidworks不会用，轴上零件定位固定装置的选用问题。设计环节遇到问题时，我通过参考教材p406例题以及参考资料一步步地解决。技术上遇到问题，通过借阅相关书籍熟练掌握了solidworks的基本用法。

轴的设计是综合性很强的一个项目，不仅仅要考虑轴的长度，还要考虑轴上零件定位固定、轴的强度、轴承的选用及寿命。运算量最大的部分就是通过弯扭合成检验轴的强度，弯矩图、扭矩图、强度理论这些都是材料力学的重要知识，在计算遇到困难时我会查询材料力学相关资料来完成扭矩图弯矩图的绘制，最后完成轴强度的校验。在参考课本上例题计算弯矩时，发现了例题上一个不太精确的取值。P406例题19.1选用7211C滚动轴承，属于角接触轴承，接触角为15，但是在计算轴承跨距时忽略了接触角的影响，直接把滚子中心坐垂线与轴线交点作为受力中心，精度不高的情况下可以这样做，但是为了提高计算精度，我选用圆柱滚子轴承30211，采用面对面布置并且考虑接触角的影响，减小了误差。

这次设计任务提高了我对轴承代号、选用和寿命的计算的能力，熟悉了轴的设计和强度校核，同时学会了solidworks的简单应用，不仅为期末考试减少了复习任务，还提高了机械设计的能力。

减速器中间轴设计

推荐第6篇：圆柱齿轮减速器设计开题报告

一、选题的依据及意义：

齿轮减速器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，在某些场合也用来增速，称为增速器。其特点是减速电机和大型减速机的结合。无须联轴器和适配器，结构紧凑。负载分布在行星齿轮上，因而承载能力比一般斜齿轮减速机高。满足小空间高扭矩输出的需要。广泛应用于大型矿山，钢铁，化工，港口，环保等领域。与K、R系列组合能得到更大速比。按照齿形分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆柱—圆锥齿轮减速器; 二级圆柱齿轮减速器就是按其分类来命名的。圆柱齿轮减速器的设计是按传统方法进行的。设计人员按照各种资料、文献提供的数据，结合自己的设计实验，并对已有减速器做一番对比，初步定出一个设计方案，然后对这个方案进行一些验算，如果验算通过了，方案便被肯定了。显然，这个方案是可采用的。但这往往使设计的减速器有很大的尺寸富余量，造成财力、物力和人力的极大浪费。因此，优化圆柱齿轮减速器势在必行。

圆柱齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的圆柱齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。圆柱齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，圆柱齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。对这种减速器进行优化设计，必将获得可观的经济效益。

选做这个毕业设计，一方面对于减速器的内部结构和工作原理也有一定的了解和基础，其次通过对圆柱齿轮减速器这一毕业课题设计可以巩固我大学4年来所学的专业知识，对于我也是一种检验。可以全面检验我大学所学的知识是否全面，是否能灵活运用到实际生活工作中。在做的过程中我还可以不断学习和拓宽视野和思路，做到理论与实际相结合的运用。最重要的是对于即将离校走向社会的我是一种挑战，培养我独立思考，树立全局观念，为以后的我奠定坚实的基础。

二、国内外研究概况及发展趋势（含文献综述）：

随着时代进步，科技与时俱进，对于齿轮的传动越来越多的科技因素在起 着主导地位。世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对齿轮传动的应用，生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能，传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的圆柱传动技术，如封闭圆柱齿轮传动、圆柱齿轮变速传动和微型圆柱齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。圆柱齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对圆柱齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。

近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的齿轮传动技术有了迅速的发展。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平。 纵观国内减速器行业的现状，为保持行业的健康可持续发展在充分肯定行业不断发展、进步的同时，更应看到存在的问题，并积极研究对策，采取措施，力争在较短时间内能有所进展。目前，同外减速器行业存在的比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次、缺乏有国际影响力的产品品牌、行业整体散、乱情况依然较为严重。基于此，推进行业优势企业间的购并、整合，尽快形成有着一定的市场影响力的品牌、有较大规模的和实力、有较强产品研发和技术支持能力的这样若干个集团型企业，如此放能在与国外同行的竞争中保持一定的优势并不断得以发展。

国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。

目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。在第一代通用硬齿面齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器系列产 2 品的基础上，由西安重型机械研究落开发并完成标准化的新一代圆柱及圆锥——圆柱齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器业已投方市场。新一代减速器的突出特点为不仅在产品性能参数上进一步进行于优化，而且在系列设计上完全遵从模块化的设计原则，产品造型更加美观，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展而对基础件产品提出的愈来愈高的配套要求。此外，南京高精齿轮股份有限公司也推动了PR系列的模块式齿轮减速器系列产品。但总体而言，国内同外减速器系列产品的开发及更新工作近几年进展缓慢，与国外同行在此方面的差距有拉大的趋势。而且与市场的需求也很不适应，西安重型机械研究所及国内其他单位今年已着手开始这方面的开发级标准化工作。

在通用减速器的制造方面，国内目前生产厂家数目众多，如对各种类型的圆柱齿轮机圆锥——圆柱齿轮或者齿轮——蜗杆减速器系列产品，国内主要厂家有南京高精齿轮股份有限公司、宁波东力传动设备有限公司、江阴齿轮箱制造有限公司、江苏泰星减速器有限公司、江苏金象减速机有限公司、山西平遥减速机厂等。对象蜗杆减速器，目前国内主要生产圆弧圆柱蜗杆减速器、锥面包络圆柱蜗杆减速器、平面二次包络环面蜗杆减速器等多种类型，主要生产厂家有江苏金象减速机有限公司、首钢机械制造公司、杭州减机厂、杭州万杰减速剂有限公司、天津万新减速机厂、上海浦江减速机有限公司等，对各种通用圆柱齿轮减速器、包括标准的NGW系列圆柱齿轮减速器，也包括各类回转圆柱减速器及封闭式圆柱齿轮检录其等，主要生产厂家有荆州巨鲸动机械有限公司、洛阳中重齿轮箱有限公司、西安重型机械研究所、石家庄科一重工有限公司、内蒙兴华机械厂等。

在各类专用传动装置的开发机制造方面，国内近几年取得的明显的进展，如重庆齿轮箱有限责任公司生产的MDH28型磨机边缘驱动传动装置，其最大功率已达7000KW，传动转矩达5000KN.m，总重46吨，生产的1700热连轧主传动齿轮箱子的最大模数为30，重量达180吨。由杭州前进齿轮箱有限公司生产的gwc70/76型1.2万吨及装箱船用齿轮箱，传动功率已达6250KW。(转载中国锻压网)由南京高精齿轮股份有限公司及重庆齿轮箱有限公司生产的里磨系列齿轮箱最大功率已达3800KW，由西安重型机械研究所、洛阳重重齿轮箱有限公司、荆州巨鲸传动机械有限公司等开发制造的重载圆柱齿轮箱系列产品在矿山、冶金、建材、煤炭及水电等行业也都得到了广泛应用，其中西安重型机械研究所开发的水泥行业辊压机悬挂系列圆柱齿轮箱的输入功率已达1250KW，用于铝造轧

3 机的圆柱齿轮箱有司责任公司、杭州前进出论箱有限公司、西安重型机械研究所开发的风力发电增速箱系列产品也逐步取代进口产品，广泛应用于国内风电行业。在大型齿圈的制造方面，国内目前最大直径为9.936米，净重达80吨的齿圈已由中信重机制造完成，并用于武钢集团年产500万吨氧化球生产线，至此用于大型烧结机、磨机、回转窑的大型驱动装置以及用于转炉及烧结设备的大型柔性传动装置国内均可圈套供货，而无需再行进口。

在其他类型新产品的开发方面，行业企业也取得了不少成果，如西安重型机械研究所开发的工程车辆变速箱和风机及泵用差动节能调速装置、洛阳中重齿轮箱有限公司的大型矿井提升机圆柱齿轮箱、江苏金象减速机公司的磨机驱动齿轮箱、北京太富力传动有限公司的大型三环传动齿轮箱及传动装置等，也都受到了市场的欢迎并得以广泛应用。

在行业企业的产能扩展及技术改造方面，近几年呈现出跨越式的发展，这一方面得益于近几年市场强劲需求的拉动，另一方面也是受企业扩大生产规模、提升加工制造水平、进而提升企业竞争力的主观愿望的驱动，国内主要产品厂家近二年购进的关键加工设备，如大型磨齿机、镗铣床、技工中心及热处理设备等，累计超过200余台（套），预计行业产能扩大一倍以上，技改工作的开展固然有提审行业企业规模和生产集中度及竞争力的客观效果，但由于仍存在行业企业数量多、规格小及水平参差不齐等实际问题，因之随着市场需求的回落和国外同行厂商大规模进入国内市场，行业竞争必将进一步加剧，这也必将促进行业企业间的购并、整合甚至转型。

据有关资料介绍，人们认为目前齿轮传动技术的发展方向如下：

（1） 标准化、多品种 目前世界上已经有50多个渐开线圆柱齿轮传动系列设计；而且还演化出多种形式的圆柱减速器、差速器和圆柱变速器等多种产品。

（2） 硬齿面、高精度 圆柱传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和氮化等化学热处理。齿轮制造精度一般均在6级以上。显然，采用硬齿面、高精度有利于进一步提高承载能力，使齿轮尺寸变得更小。

（3） 高转速、大功率 圆柱齿轮传动机构在高速传动中，如在高速汽轮中已获得日益广泛的应用，其传动功率也越来越大。

大规格、大转矩 在中低速、重载传动中，传递大转矩的大规格的圆柱齿轮传

4 动已有了较大的发展。

三、研究内容及实验方案：

在圆柱齿轮传动的设计时，应该根据设计任务书所要求该圆柱传动的要求（原始数据及设计技术要求），进一步分析该传动所需的使用要求、工作状况和所需齿轮的机械特性，首先应了解和掌握该圆柱齿轮传动的已知条件；通常，已知的其原始数据为输入功率、输入转速、传动比、工作特性和载荷工况等。

建立优化设计模型，优化问题的数学是实际优化设计问题的数学抽象。在明确设计变量、约束条件、目标函数之后，优化设计问题就可以转化成一般数学问题。采用惩罚函数法对设计参数进行约束优化，以中心距最小为目标进行优化设计，并与常规设计进行比较。进而绘制出减速器装配图及主要零件图。

二级圆柱齿轮减速器的优化设计的一般原则是：

（1）各级传动的承载能力大致相等（可以最大性能的发挥减速器的承载能力）；

（2）在一定承载能力下，减速器具有最小的外形尺寸和重量； （3）各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等。

四、目标、主要特色及工作进度

1、设计目标：

设计出的圆柱齿轮减速器：其输入功率P=6.2kW，输入转速n1=1450r/min，总传动比i=16.5，齿轮的宽度系数φa=0.4，工作寿命10年，每年工作300天。结构紧凑、传动功率较高，采用惩罚函数法，以中心距最小为目标进行减速器优化设计

2、圆柱齿轮减速器主要特色：

1、重量轻、体积小，结构紧凑、承载能力大

2、传动效率高

3、传动功率范围大，可以实现运动的合成与分解

4、运动平稳、抗冲击和振动的能力较强

5、采用硬齿面技术，使用寿命长，使用性广。

3、工作进度：

1.收集资料、开题报告、外文翻译

3.05－3.25

第1周—第3周 2.建立优化设计的数学模型

3.26－4.8

第4周—第6周 3．编写优化设计程序、计算

4.11－4.24

第 7周—第9周 4.减速器常规设计计算、结果分析

4.25－5.6

第10周—第12周 5.绘制减速器装配图及主要零件图

5.9－5.20

第13周—第14周 6.撰写毕业设计论文

5.21－5.31

第15周—第16周 7．答辩准备及论文答辩

6.1－6.2

第17周

五、参考文献

[1]、璞良贵，纪名刚主编.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社，2007 [2]、孙靖民主编.机械优化设计.第三版.北京：机械工业出版社，2005 [3]、方世杰，綦耀光主编.机械优化设计.北京：机械工业出版社，1997.2 [4]、王昆等主编.机械设计课程设计手册.北京：机械工业出版社，2004 [5]、Carrol, R., and Johnson, G.,“Optimal design of compact spur gear sets”, ASME Journal of mechanisms, transmiions and automation in design.Vol.106, No.1, March 1984, pp.95-101

推荐第7篇：减速器实验报告

东华理工大学长江学院

课程设计报告

课程设计题目：二级圆柱 减 速 器 实 验 报 告

学生姓名：饶坤 班

级：11300103 学号：1130010316 指导教师：廖志良

2013年12 月 30 日

二级圆柱减 速 器 实 验 报 告

实验 减速器拆装实验 一，目的要求

1.通过拆装，了解齿轮减速器铸造箱体的结构以及轴和齿轮的结构；

2.了解减速器轴上零件的定位和固定、齿轮和轴承的润滑、密封以及各附属零件的作用、构造和安装位置；

3.熟悉减速器的拆装和调整的方法和过程；

4.培养对减速器主要零件尺寸目测和测量能力二． 二． 实验设备

（l）两级斜齿圆柱齿轮减速器。

（2）千分尺、游标卡尺、直尺等。 （3）装拆工具。

三、实验步骤 减速器的主体结构

减速器为二级减速装置。箱体采用剖分式，便于安装和加工。箱体和底座用螺栓连接成一体，每个轴承底座都有凸台的设计目的是增强轴承轴的刚性。

拆卸时发现小齿轮和轴为一体，大齿轮为组合式，轴的两端用轴承支持。 上箱体的外形用四个筋板和两个起吊孔分别起到增加箱体刚度的作用，箱体上有观察孔此孔可以观察到齿轮的啮合情况并可以通过此孔向箱体内加润滑油。在上面有通气孔，通气孔可调节由于高速运转生热膨胀造成内外压强差。 在底座前方有油面指示器，可方便的查看箱体内润滑油的高度。在油面指示器的下方有放油螺栓可以排放污油和清洗液。 在箱体和底座上成对角的方向有两个定位销，在装配是起到定位作用

1、拆卸 （（1）观察整个减速器外形。

（2）将减速器箱座与箱盖拆开，观察减速器的内部结构，各轴的轴上零件 位置， 画出各轴的装配结构草图。 （3）将轴上零

件逐步拆开，用直尺、游标卡尺、千分尺、测量齿轮、套筒、轴承、轴承挡圈、轴等外形几何尺寸，并将这些尺寸标注在草图的相应位置上。 （4）将拆下零件装配在相应轴上，并将减速器装配好。

2、装配

按原样将减速器装配好。装配时按先内部后外部的合理顺序进行；装配轴套和滚动轴承时，应注意方向；应注意滚动轴承的合理拆装方法。经指导教师检查后才能合上箱盖。装配上、下箱之间的连接螺栓前应先安装好定位销钉。

五、注意事项

1、实验前必须预习实习指导书，初步了解有关减速器装配图。

2、文明拆装、切忌盲目。拆卸前要仔细观察零部件的结构及位置，考虑好合理的拆装顺序，拆下的零部件要妥善安放好，避免丢失和损坏。禁止用铁器直接打击加工表面和配合表面。

3、注意安全，轻拿轻放。爱护工具和设备，操作要认真，特别要注意手脚安全。

推荐第8篇：减速器课程设计说明书

减速器课程设计

一、零件建模

1、箱体零件建模过程

1、新建零件命名为箱体，确定进入草绘环境。

2、草绘箱体轮廓，完成后确定，拉伸160

3、选择抽壳工具，选择平面放置，输入厚度为12

4、选择上平面草绘，提取外边绘制长方形，到提取的边左右为32.25，上下为25。单击确定完成草绘。

5、选择相反方向拉伸。

6、选择箱体左边平面草绘，提取下边，绘制三个圆，直径分别为8

4、6

1、61.大圆到左边距离为152，两小圆到右边距离分别为112.5、188.5

7、删除多余线段，点击完成，拉伸25.

8、单击草绘使用先前平面进行草绘，绘制三个同心圆。直径分别为100、7

1、71。单击确定，拉伸25.

9、使用先前平面草绘三个同心圆直径分别为8

4、6

1、61.确定拉伸去除材料。

10、选择上三步拉伸镜像。选择筋工具绘制两个加强筋，镜像，完成箱体建模。 底座建模方式相同。箱体建模主要采用拉伸、旋转、镜像，基准面、基准轴的建立等。

11、

二、装配

1

1、输入轴装配

新建组建命名为输入轴装配，点击确定进入组件装配界面。插入轴3选择缺省，点击完成，再插入轴承，点击放置选择对齐，选择轴3中心轴和轴承中心轴完成部分约束。新建约束，选择对齐，选择轴承面与轴面，完成完全约束。同上完成另一轴承与齿轮的装配。

2、中间轴的装配

新建组建命名为中间轴装配，点确定进入装配环境。插入轴2选择缺省点击完成，再插入轴承1点击放置选择对齐进行约束，选择两零件的中心轴完成部分约束，新建约束，选择轴承面与轴端面完成完全约束，重复插入轴承与轴另一端面完成约束。插入齿轮，点击放置选择两零件中心轴完成部分约束，新建约束，选择轴承端面与轴的面完成完全约束。

3、输出轴装配

新建组建不使用缺省模板命名为输入轴装配，进入组件装配环境，插入轴1选择缺省点击完成，再插入轴承点击放置选择对齐，选择两零件中心轴完成部分约束，新建约束，选择对齐，再选择轴承面与轴端面完成完全约束。同样方法插入轴承完成输出轴的约束。

4、总装配

2

新建组建不使用缺省模板，命名为总装配，点击确定进入组件装配环境。插入底座选择缺省点击完成。插入输入轴装配组件点击放置选择对齐，然后选择底座大圆中心轴与输入轴中心轴完成部分约束，新建约束选择对齐选择轴承内端面与底座内面完成完全约束。插入中间轴装配组件点击放置，选择对齐，然后选择轴承与底座中间圆的中心轴完成部分约束，新建约束，选择轴承内端面与底座内表面完成完全约束。再插入输出轴装配组件，点击放置选择对齐，然后选择输出轴与底座最后一个圆的中心轴完成部分约束，新建约束选择对齐，然后选择轴承内端面与底座内表面完成完全约束。

插入箱盖，点击放置选择对齐，然后选择底座与箱盖上对应孔的中心轴完成部分约束，新建约束，然后选择底座与箱盖面完成完全约束。插入螺栓，点击放置，然后选择螺栓与箱体上孔的中心轴完成部分约束，新建约束选择对齐然后选择螺栓帽下表面与箱盖上面对齐完成完全约束。同样方法完成六个螺栓与螺母的装配。

建模过程其余零部件截图如下： 3

三、工程图

1、输入轴工程图

新建绘图，不使用缺省模板，点确定，选择A4横向，进入工程图绘制环境。点击文件选择属性设置绘图选项，设置绘图所有文本的高度为3.5，设置所有绘图参数的单位为毫米，设置创建投影视图的方法，设置完成。在选框内按住鼠标

4

右键选择插入普通视图，在视图类型里面选择几何参照，设置好参照。在视图显示里面显示类型选择线框相切边显示样式选择无，完成设置。插入尺寸新参照标注零件尺寸，如上图所示。

2、大齿轮工程图

建立方法与输入轴工程图方法相同。

四、课程设计感想

这次关于圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识；提高我们机械设计的综合素质等方面有重要的作用。

通过两三个星期的设计实践，使我们对机械设计有了更多的了解和认识。为我们以后的工作打下了坚实的基础。在此次设计过程中，不但使我们树立起了正确的设计思想，而且，也使我们学到了很多机械设计的一般方法，基本掌握了一般机械设计的过程，还培养了我们的基本设计技能，所以这次课程设计我们的收获是非常巨大的。

机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力。在此期间我们同学之间互相帮助，共同面对课程设计当中遇到的困难，培养我们面地团队精神。在这些过程中充分认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，将来要近一步加强自己的学习能力。为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

一分耕耘一分收获，虽然两三周的设计时间很紧迫，每天都要计算、画图到深夜，但是我们的收获也是很巨大的，相信这次的课程设计必将是我们走向成功的一个坚实基础。

5

在本次设计过程中得到了各位指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师们的指导和帮助.设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

推荐第9篇：《主减速器设计》

第三章

主减速器设计

一、主减速器结构方案分析

主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。

主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。

1.螺旋锥齿轮传动

螺旋锥齿轮传动(图5-3a)的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。

图5—3 主减速器齿轮传动形式

a)螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗杆

传动

2.双曲面齿轮传动

双曲面齿轮传动(图5-3b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。由于偏移距E的存在，使主动齿轮螺旋角1大于从动齿轮螺旋角2(图5—4)。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比

F1cos1F2cos2

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://www.daodoc.com (5-1)

图5-4双曲面齿轮副受力情况

式中,F

1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力；β

1、β2分别为主、从动齿轮的螺旋角。

螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(图5—4)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。

双曲面齿轮传动比为

i0sF2r2r2cos2F1r1r1cos1

(5-2) 式中，i0s为双曲面齿轮传动比；r

1、r2分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。

螺旋锥齿轮传动比i0L为

i0Lr2r1

(5-3) 令Kcos2cos，则i0sKi0L。由于1>2，所以系数K>1，一般

1为1.25～1.50。 这说明：

1)当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。

2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。

3)当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。

另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点： 1)在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。

2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的1大于从动齿轮的2，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30％。

3)双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://www.daodoc.com 强度提高。

4)双曲面主动齿轮的变1大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。

5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。6)双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。

但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：

1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96％，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99％。

2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。

4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。

由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。

一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮 传动均可采用。

3．圆柱齿轮传动

圆柱齿轮传动(图5—3c)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿

车驱动桥(图5—5)和双级主减速器贯通式驱动桥。

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图5—5 发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥 4．蜗杆传动

蜗杆(图5—3d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点：

1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比(可大于7)。

2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。 3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。 4)能传递大的载荷，使用寿命长。 5)结构简单，拆装方便，调整容易。

但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。

蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。

主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等。

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1.单级主减速器

单级主减速器(图5—6)可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。

单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。

2.双级主减速器

双级主减速器(图5—7)与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为7～12。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。

整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮(图5—8a)；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二

图5—6 单级主减速器 级为锥齿轮(图5—8b)；第一级为圆柱齿轮，第二级

为锥齿轮(图5—8c)。

对于第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平(图5—8d)、斜向(图5—8e)和垂向(图5—8f)三种布置方案。

纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。垂向布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。

在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿轮副传动

比的比值一般为1.4～2.O，而且锥齿轮副传动比一般为1.7～3.3，这样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。

3.双速主减速器

双速主减速器(图5—9)内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变速器相配合，可得到双倍于变速器的挡位。双速主减速器的高低挡减速比是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各挡速【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://www.daodoc.com 比的大小来选定的。大的主减速比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶，以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间挡位的变换次数；小的主减速比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶，以改善汽车的燃料经济性和提高平均车速。

图5-7双级主减速器

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图5-8双级主减速器布置方案

双速主减速器可以由圆柱齿轮组(图5-9a)或行星齿轮组(图5-9b)构成。圆柱齿轮式双速主减速器结构尺寸和质量较大，可获得的主减速比较大。只要更换圆柱齿轮轴、去掉一对圆柱齿轮，即可变型为普通的双级主减速器。行星齿轮式双速主减速器结构紧凑，质量较小，具有较高的刚度和强度，桥壳与主减速器壳都可与非双速通用，但需加强行星轮系和差速器的润滑。

图5—9 双速主减速器 a)圆柱齿轮式 b)行星齿轮式

1-太阳轮 2-齿圈 3-行星齿轮架 4-行星齿轮

5-接合齿轮

对于行星齿轮式双速主减速器，当汽车行驶条件要求有较大的牵引力时，驾驶员通过操纵机构将啮合套及太阳轮推向右方(图示位置)，接合齿轮5的短齿与固定在主减速器上的接合齿环相接合，太阳轮1就与主减速器壳联成一体，并与行星齿轮架3的内齿环分离，【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://www.daodoc.com 而仅与行星齿轮4啮合。于是，行星机构的太阳轮成为固定轮，与从动锥齿轮联成一体的齿圈2为主动轮，与差速器左壳联在一起的行星齿轮架3为从动件，行星齿轮起减速作用，其减速比为(1+a)，a为太阳轮齿数与齿圈齿数之比。在一般行驶条件下，通过操纵机构使啮合套及太阳轮移到左边位置，啮合套的接合齿轮5与固定在主减速器壳上的接合齿环分离，太阳轮1与行星齿轮4及行星齿轮架3的内齿环同时啮合，从而使行星齿轮无法自转，行星齿轮机构不再起减速作用。显然，此时双速主减速器相当于一个单级主减速器。

双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气压式和电一气压综合式操纵机构。由于双速主减速器无换挡同步装置，因此其主减速比的变换是在停车时进行的。双速主减速器主要在一些单桥驱动的重型汽车上采用。

4．贯通式主减速器

贯通式主减速器(图5-10，图5-1 1)根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯通式主减速器具有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。根据减速齿轮形式不同，单级贯通式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。双曲面齿轮式单级贯通式主减速器(图5-lOa)是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特

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图5—10 单级贯通式主减速器 a)双曲面齿轮式 b)蜗轮蜗杆式

点，将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥。但是这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的

限制，而且主动齿轮工艺性差，主减速比最大值仅在5左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱

动桥上。当用于大型汽车时，可通过增设轮边减速器或加大分动器速比等方法来加大总减速

比。蜗轮蜗杆式单级贯通式主减速器(图5—10b)在结构质量较小的情况下可得到较大的 速比。它使用于各种吨位多桥驱动汽车的贯通式驱动桥的布置。另外，它还具有工作平滑无

声、便于汽车总布置的优点。如蜗杆下置式布置方案被用于大客车的贯通式驱动桥中，可降 低车厢地板高度。

对于中、重型多桥驱动的汽车，由于主减速比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式两种形式。锥齿轮一圆柱齿轮式双级贯通式主减速器(图5—11a)可得到较大的主减速比，但是结构高度尺寸大，主动锥齿轮工艺性差，从动锥齿轮采用悬臂式支承，支承刚度差，拆装也不方便。圆柱齿轮一锥齿轮式双级贯通式主减速器(图5—11b)的第一级圆柱齿轮副具有减速和贯通的作用。有时仅用作贯通用．将其速比设计为1。在设计中应根据中、后桥锥齿轮的布置、旋转方向、双曲面齿轮的偏移方式以及圆柱齿轮副在锥齿轮副前后的布置位置等因素来确定

锥齿轮的螺旋方向，所选的螺旋方向应使主、从动锥齿轮有相斥的轴【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://www.daodoc.com 向力。这种结构与前者

相比，结构紧凑，高度尺寸减小，有利于降低车厢地板及整车质心高度。

图5—11 双级贯通式主减速器 a)锥齿轮一圆柱齿轮式 b)圆柱齿轮一锥齿轮式

1-贯通轴 2-轴间差速器

5.单双级减速配轮边减速器

在设计某些重型汽车、矿山自卸车、越野车和大型公共汽车的驱动桥时，由于传动系总传动比较大，为了使变速器、分动器、传动轴等总【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://www.daodoc.com

成所受载荷尽量小，往往将驱动桥的速比分配得较大。当主减速比大于12时，一般的整体式双级主减速器难以达到要求，此时常采用轮边减速器(图5—12)。这样，不仅使驱动桥的中间尺寸减小，保证了足够的离地间隙，

图5—12 轮边减速器

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a)圆柱行星齿轮式 b)圆锥行星齿轮式 c)普通外啮合圆柱齿轮式

1-轮辋 2-环齿轮架 3-环齿轮 4-行星齿轮 5-行星齿轮架 6-行星齿轮轴 7-太阳轮 8-锁紧螺母

9、10-螺栓 11-轮毂 12-接合轮 13-操纵机构 14-外圆锥齿轮 15-侧盖

而且可得到较大的驱动桥总传动比。另外，半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件由于所受载荷大为减小，使它们的尺寸可以减小。但是由于每个驱动轮旁均设一轮边减速器，使结构复杂，成本提高，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难。

圆柱行星齿轮式轮边减速器(图5-12a)可以在较小的轮廓尺寸条件下获得较大的传动比，且可以布置在轮毂之内。作驱动齿轮的太阳轮连接半轴，内齿圈由花键连接在半轴套管上，行星齿轮架驱动轮毂。行星齿轮一般为3～5个均匀布置，使处于行星齿轮中间的太阳轮得到自动定心。圆锥行星齿轮式轮边减速器(图5-1 2b)装于轮毂的外侧，具有两个轮边减速比。当换挡用接合轮12位于图示位置时，轮边减速器位于低挡；当接合轮被专门的操纵机构1 3移向外侧并与侧盖1 5的花键孔内齿相接合，使半轴直接驱动轮边减速器壳及轮毂时，轮边减速器位于高挡。

普通外啮合圆柱齿轮式轮边减速器，根据主、从动齿轮相对位置的不同，可分为主动齿轮上置和下置两种形式。主动齿轮上置式轮边减速器主要用于高通过性的越野汽车上，可提高桥壳的离地间隙；主动齿轮下置式轮边减速器(图5-12c)主要用于城市公共汽车和大客车上，可降低车身地板高度和汽车质心高度，提高了行驶稳定性，方便了乘客上、下车。

二、主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，与齿轮的支承刚度密切相关。

1.主动锥齿轮的支承

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。 悬臂式支承结构(图5-13a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70％还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://www.daodoc.com 的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。

图5—13 主减速器锥齿轮的支承形式

a)主动锥齿轮悬臂式 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮

悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

跨置式支承结构(图5-13b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。

在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。 2.从动锥齿轮的支承

从动锥齿轮的支承(图5-13c)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70％。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图5-14)。辅助支承与从动锥齿【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://www.daodoc.com 轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图5-15所示。

图5—14 从动锥齿轮辅助支承 图5—15 主、从动锥齿轮的许用偏移量

三、主减速器锥齿轮主要参数的选择

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数z1和z

2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms主、从动锥齿轮齿面宽b1和b

2、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角、法向压力角等。

1.主、从动锥齿轮齿数z1和z2

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 1)为了磨合均匀，z

1、z2之间应避免有公约数。

2)为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于 40。

3)为了啮合平稳、，噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，z1一般不少于9；对于货 车，z1一般不少于6。

4)当主传动比主。较大时，尽量使z1取得少些，以便得到满意的离地间隙。

5)对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。 2.从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m。

对于单级主减速器，D2对驱动桥壳尺寸有影响，D2大将影响桥壳离地间隙；D2小则

影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

D2可根据经验公式初选

D2KD23Tc【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://www.daodoc.com (5-4) 式中，为D2从动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；KD2为直径系数，一般为13.0～15.3；Tc

为从动锥齿轮的计算转矩(N·m)，TcminTce,Tcs(见本节计算载荷确定部分)。

ms由下式计算

msD2z2

(5-5) 式中，ms为齿轮端面模数。

同时，ms还应满足

msKm3Tc

(5-6) 式中，Km为模数系数，取0.3～0.4。

3.主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2

锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。

从动锥齿轮齿面宽b2推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2,而b2应满足b2≤10ms，一般也推荐b2=0.155D2。对于螺旋锥齿轮，b1一般比b2大10％。

4.双曲面齿轮副偏移距E E值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于轿车和轻型货车E≤0.2D2且E≤40％A2；对于中、重型货车、越野车和大客车，E≤(0.10～0.12)D2，且E≤20％A2。另外，主传动比越大，则E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。

双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。图5-16a、b为主动齿轮轴线下偏移情况，图5-16c、d为主动齿轮轴线上偏移情况。

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图5—16 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向 a)、b)主动齿轮轴线下偏移 c)、d)主动齿轮轴线上偏移

5.中点螺旋角

螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。

弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，而且1>2,1与2之差称为偏移角(图5-4)。

选择时，应考虑它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则F也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般F应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好。但是过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。

汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°～40°。轿车选仔较大的值以保证较大的F，使运转平稳，噪声低；货车选用较小值以防止轴向力过大，通常取35°。

6.螺旋方向

从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥旨轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。当变速导挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，号止轮齿卡死而损坏。

7.法向压力角

法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于轻负荷工作的齿轮一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，轿车：

货车：为20°；重型货车：为22°一般选用14°30′或16°；30′。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为19°或【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://www.daodoc.com

20°，货车为20°。或22°30′。

四、主减速器锥齿轮强度计算

(一)计算载荷的确定

汽车主减速器锥齿轮的切齿法主要有格里森和奥利康两种方法，这里仅介绍格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。

(1)按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce

TceKdTemaxki1ifi0n

(5-7) 式中，为计算转矩(N·m)；其它见表4-1的注释。

(2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩

TcsrrG2m2imm

(5-8) 式中，Tcs为计算转矩(N·m)；其它见表4-1的注释。

(3)按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcF

TcFFtrrimmn

(5-9) 式中，TcF为计算转矩(N·m)；Ft为汽车日常行驶平均牵引力(N)；其它见表4-1的注释。

用式(5-7)和式(5-8)求得的计算转矩是从动锥齿轮的最大转矩，不同于用式(5-9)求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc取前面两种的较小值，即TcminTce,Tcs；当计算锥齿轮的疲劳寿命时，Tc取TcF。

主动锥齿轮的计算转矩为

TzTci0G

(5-10) 式中，Tz为主动锥齿轮的计算转矩(N·m)；i0为主传动比；G为主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副，G取95％；对于双曲面齿轮副，当i0>6时，G取85％，当i0≤6时，G取90％。

(二)主减速器锥齿轮的强度计算 在选好主减速器锥齿轮主要参数后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://www.daodoc.com 轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。下面所介绍的强度验算是近似的，在实际设计中还要依据台架和道路试验及实际使用情况等来检验。

1.单位齿长圆周力

主减速器锥齿轮的表面耐磨性常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算

pFb2

(5-11) 式中，p为轮齿上单位齿长圆周力；F为作用在轮齿上的圆周力；b2为从动齿轮齿面宽。

按发动机最大转矩计算时

p2kdTemaxkigifnD1b2103

(5-12) 式中，ig为变速器传动比；D1为主动锥齿轮中点分度圆直径(mm)；其它符号同前。

按驱动轮打滑转矩计算时

prr2G2m2D2b2imm

(5-13) 式中符号同前。

许用的单位齿长圆周力[p]见表5-1。在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，[p]有时高出表中数值的20％～25％。

表5—1 单位齿长圆周力许用值[p]

2.轮齿弯曲强度

锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为

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w2Tk0kskm103kvmsbDJw

(5-14) 式中，w为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(MPa)；T为所计算齿轮的计算转矩(N·m)，对于从动齿轮，TminTce,Tcs和TcF，对于主动齿轮，T还要按式(5-10)换算；k0为过载系数，一般取1；ks为尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当ms≥1.6mm时，ks=(ms／25.4)0.25，当ms

上述按minTce,Tcs计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按TcF计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为6106。

3.轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为

jcpD12TZk0kmkfkvbjj103

(5-15) 式中，j为锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；D1为主动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；b取b1和b2的较小值(mm)；ks为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；kf为齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质(如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，kf取1.0；cp为综合弹性系数，钢对钢齿轮，cp取232.6N／mm,jj为齿面接触强度的综合系数，取法见参考文献12[10]；k0、km、kv见式(5-14)的说明。

上述按minTce,Tcs计算的最大接触应力不应超过2800MPa，按TcF计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。

五、主减速器锥齿轮轴承的载荷计算

1.锥齿轮齿面上的作用力

锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://www.daodoc.com (1)齿宽中点处的圆周力.齿宽中点处的圆周力F为

F2TDm2

（5-16）

式中，T为作用在从动齿轮上的转矩;Dm2为从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式(5-17)确定，即

Dm2D2b2sin2(5-17) 式中，D2为从动齿轮大端分度圆直径；b2为从动齿轮齿面宽；2为从动齿轮节锥角。

由F1Fcos1cos可知，对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动22齿轮上的圆周力是相等的；对于双曲面齿轮副，它们的圆周力是不等的。

(2)锥齿轮的轴向力和径向力图5-1 7为主动锥齿轮齿面受力图。其螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针。FT为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力。在A点处的螺旋方向的法平面内，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff。FN垂直于OA且位于∠OOA所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此切平面内又可分解成沿切线方向的圆周力F和沿节锥母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角，FT与Ff之间的夹角为法向压力角。这样有

FFTcoscos

(5-18)

FNFTsinFtancos

(5-19)

FsFTcossinFtan

(5-20) 于是作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力Frz分别为

FazFNsinFscos

(5-21)

FrzFNcosFin

(5-22) 若主动锥齿轮的螺旋方向和旋转方向改变时，主、从动齿轮齿面上所受的轴向力和径向力见表5-2。

表5-2 齿面上的轴向力和径向力

轴承上的载荷确定后，很容易根据轴承型号来计算其寿命，或根据寿命要求来选择轴承型号。

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六、锥齿轮的材料

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。它是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料应满足如下要求：

1)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。

2)轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。

3)锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。

4)选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。

汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等。

渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层(一般碳的质量分数为0.8％一1.2％)，具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性，故这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。

为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面壶行应力喷丸处理，可提高25％的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以击高耐磨性。渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死习胶合。

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推荐第10篇：减速器附件设计

第9章 减速器附件设计

9.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计

观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。

查[6]表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为140120和11090。 9.2 油面指示装置设计

油面指示装置采用油标指示。 9.3 通气器的选择

通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表[6]表15-6选M362 型通气帽。 9.4 放油孔及螺塞的设计

放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成1.5外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表[6]表15-7选M201.5型外六角螺塞。 9.5 起吊环、吊耳的设计

为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。为吊起整台减速器，在箱座两端凸缘下部铸出吊钩。 9.6 起盖螺钉的选择

为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。 9.7 定位销选择

为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。

第11章 参考文献

1 宋宝玉，王连明主编，机械设计课程设计，第3版。哈尔滨：哈滨工业大学出版社，2008年1月。

2 濮良贵，纪明刚主编，机械设计，第8版。北京：高等教育出版社，2006年5月。

3 蔡春源主编，机械设计手册齿轮传动，第4版，北京：机械工业出版社，2007年3月。

4 吴宗泽主编，机械零件设计手册，第10版，北京：机械工业出版社，2003年11月。

5 吴宗泽，罗圣国主编，机械课程设计手册，第3版，北京：高等教育出版社。 6 骆素君，朱诗顺主编.机械设计课程设计简明手册，化学工业出版社，2000年8月.

第11篇：二级减速器摘要

摘要

根据所给要求设计一个皮带运输机滚筒所用的二级圆柱齿轮传动减速器。作者在设计报告中首先对减速器作了一个简要的介绍，并说明了减速器设计的流程，而后根据设计要求中所列的实际要求，严格按照减速器的设计规范对减速器进行了初步设计，而后对主要部件进行了强度校核和刚度校核，最后进行减速器箱体尺寸及对应的结构要素的确定，而后根据最终计算结果及确定的减速器箱体尺寸和对应的结构要素绘制了一张减速器的装配草图。

带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。主要由机架、输送带、托辊、滚筒、张紧装置、传动装置等组成。它可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。 关键词：减速器；带式运输机；机械设计

Abstract Designing a cylindrical gear second order reducer according to the requirements is my task this time.First of all a brief introduction of reducer has been made in this paper, and then according to the actual requirements, in accordance with the reducer design standards, the initial design of the reducer has been done.Then both the strength and the rigidity of the main parts were checked, finally a reducer aembly drawing was drawn according to the calculation result.Belt conveyor is a kind of mechanical friction drive with continuous way transport material.Is mainly composed of frame, conveyor belt, roller, roller, tensioning device, transmiion device, etc.It can be material in certain transportation on-line, from the original material feeding point to the final discharge point is formed between a material conveying proce.Key words：Reducer;BeltConvey;Mechanical Design

第12篇：减速器文献总结

液力减速器

一、产生背景

车辆液力减速器高速制动力矩大、制动平稳、噪声小，寿命长，而结构体积较小，在现代车辆上得到了日益广泛的应用。国外液力减速器研究和应用开展得比较早，技术成熟，结构类型多样，目前在车辆上应用比较普遍。德国的ＺＦ公司，美国的阿里森公司等都有自己的液力减速器系列。我国液力减速器研究和应用开展得比较晚，主要用于内燃机车和工程机械上，在军用车辆、重型货车及大型轿车上也有一些应用。

二、工作原理

液力减速器主要由转子、定子、快速充放油机构、减少泵气损失机构等组成。转子和定子共同组成工作腔。液力减速器工作时，工作腔中充油，油液在转子叶片带动下在工作腔中循环冲击，动量矩发生变化，产生制动力矩，将旋转机械的机械能转化为工作液体的热能，通过散热机构将热量带走。

三、优点

1.提高了车辆行驶的安全性。大大减少了坡道行驶时由于行车制动器热衰退引发的安全事故，使得汽车在下坡时平均行驶速度提高，在平路行驶时，可以比较容易地控制调节车速和保持车间距离。

2．减少了频繁的缓速和制动，提高了车辆的舒适性和操纵灵活性，大大降低了驾驶员的疲劳强度，减少了制动噪声。

3．提高了车辆运输的经济性。由于行车制动次数的减少，制动器和轮胎的磨损大大减少，从而延长了制动器和轮胎维修更换的周期，延长了汽车实际运行时间，由此带来的经济效益非常明显。

综上所述，车辆在安装了液力缓速器后可以有效地提高驾驶安全性、乘座舒适性和路面适应性；具有下坡平均车速高、车辆运输经济性好等优点。

四、解决的问题

缺点：转速下降时制动转矩下降快。低于500r/min时制动转矩有波动，在转速为0时完全失去制动能力。 解决方法：作为辅助制动与其它制动防水配合使用。

行星减速器

一、产生背景：

行星减速器行星顾名思义就是围绕恒星转动，因此行星减速器就是如此，有三个行星轮围绕一个太阳轮旋转的减速器。随着行星减速器行业的不断飞速发展，越来越多的行业和不同的企业都运用到了行星减速器，也有越来越多的企业在行星减速器行业内发展壮大，生产减速器的公司是从事传动机械研发、制造、销售的专业性公司，致力于传动产品的研制和生产，产品在国际市场享有很高的声誉，在动力传输领域有极高的知名度。公司拥有世界先进的加工机床与检测设备、雄厚的技术力量，可以为用户提供高品质的产品。主要产品有P系列行星齿轮减速机；K系列斜齿轮-螺旋伞齿轮减速机；T系列螺旋伞齿轮转向箱；R系列硬齿面斜齿轮减速机；F系列平行轴斜齿轮减速机；S系列斜齿轮-蜗轮蜗杆减速机；H、B系列硬齿面工业齿轮箱；MB系列无级变速机；NMRV系列蜗轮蜗杆减速机以及各系列非标减速机等，齿轮全部采用渗碳淬火热处理，磨齿加工精度5级，确保产品的可靠性及低噪音。

二、优点：

减变速机具有高强度、体积小、噪音低、传动扭矩大,寿命高等特点，广泛用于石油、化工、轻工、纺织、食品、塑料、制药、陶瓷、印染、冶金、矿山、烟草、造纸、制革、木工、电子仪表、玻璃、环保等机械设备领域中。 产品采用了系列化、模块化的设计思想，具有广泛的适应性，能满足广大客户群体的需求。行星减速机是一种用途广泛的工业产品，其性能可与其它军品级行星减速机产品相媲美，却有着工业级产品的价格，被应用于广泛的工业场合。

齿轮传动式主减速器

一、产生背景：

直升机一般为齿轮传动式主减速器， 它有发动机的功率输入端以及与旋翼、尾桨附件传动轴相联的功率输出端，是直升机上主要传动部件之一，也是传动装置中最复杂、最大、最重要的一个部件。其工作特点是减速、转向。它将高转速、小扭矩的发动机功率变成低转速、大扭矩传递给旋翼轴，并按转速、扭矩需要将功率传递给尾桨、附件等。在直升机中它还起中枢受力构件的作用，它将直接承受旋翼产生的全部作用力和力矩并传递给机体。

二、工作原理：

在直升机上主减速器是一个独立的部件，安装在机身上部 的减速器舱内，用支架支撑在机体承力结构上。主减速器由机 匣、减速齿轮及轴系和润滑系统组成。见某直升机的主减速器 外形和部面图。

该主减速器机匣为铝合金(或镁合金)铸件，构成主减速 器的主要承力构件，内部装有带游星齿轮及轴系的减速装置和滑油润滑系统附件。旋翼轴从顶部伸出，四周有两个与发动机动力输出轴相连的安装座以及尾传动轴、其他附件传动轴相联的安装座，最下方为滑油池。

三、工作特点：

主减速器的工作特点是减速、转向及并车。它将高转速小扭短的发动机功率变成低转速、大扭短传递给旋翼轴，并按转速、扭矩需要将功率传递给尾桨、附件等，在直升机中它还起作中枢受力构件的作用，它将直接承受旋翼产生的全部作用力和力矩并传递给机体。

四、优点：

1、传递功率大、重量轻。

2、减速比大，传递效率高。

3、寿命长、可靠性好。

4、干运转能力强。

少齿差行星减速器

一、产生背景：

少齿差行星减速器是一种新型减速器，随着我国社会主义建设的飞速发展，国内已有许多单位自行设计和制造了这种减速器，并已日益广泛地应用在国防、矿山、冶金、化工、纺织、起重运输、建筑工程、食品工业和仪表制造等工业部门的机械设备中，今后将会得到更加广泛的应用。

二、工作原理

由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。

三、优点：

行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点。

四、解决问题：

输出机构精度要求较高，对大功率减速器无实践经验，一些计算方法和图表还很不完善。

少齿差星轮型减速器

一、产生背景：

少齿差星轮型减速器作为一种新型内平动行星齿轮传动装置，因其可利用有效圆原理实现正多边形对称式连续滚动以传递扭矩和转速，故与传统行星减速器及外平动行星齿轮装置（即少齿差环板式减速器）相比，具有传动比大、功重比高、输出构型灵活等优点，目前已在能源、矿山、电力、水利等行业获得一定应用。

二、优点：

传动比大、功重比高、输出构型灵活。

三、解决问题

缺点：由于对少齿差星轮型减速器的力学行为缺乏足够认识，导致该类传动缺乏完善的设计理论，工程中大多类比常规减速器的设计方法来确定设计方案，致使实际使用中出现振动噪声大、行星轴承烧蚀、星轮轮齿断裂等问题。 解决方法：

1 ）综合考虑齿轮副、行星轴承副的弹性变形和各轴的扭转变形，构建减速器各运动副处的变形协调条件，并运用子结构综合法建立了少齿差星轮型减速器的弹性静力学方程。

2 ）少齿差星轮型减速器两相机构的齿轮副啮合平稳，其啮合力呈周期性变化但波动幅度较小。相比之下，减速器中行星轴承载荷状况较为恶劣。其中，输入轴行星轴承所受当量载荷较大，而星轮轴行星轴承载荷的波动范围较大，易导致行星轴承的早蚀，这与工程应用中常见的行星轴承失效相符。

3 ）在进行少齿差星轮型减速器的设计时，应针对行星轴承载荷状况较为恶劣这一特性，在结构允许条件下，尽量优化齿轮和行星轴承的尺寸比例，提高行星轴承的承载能力。

环板式减速机

一、产生背景：

环板式减速机的传动方式为少齿差行星传动，主要应用于桩工机械、冶金、水泥、船舶行业等需要较大减速比等情况下，其结构较相同减速比的其他型号的减速机结构简单、重量轻、传动效率机电工程类技术应用心高、传动平稳、输出轴刚度大、材质要求低等。近年来得到了快速发展。

二、工作原理：

三环板减速机的结构特点是:具有功率分流、内齿啮合、多齿接触,因而具有较强的承载能力和抗过载能力；克服了双环板和四环 板式摆线行星齿轮传动中存在的死点问题。

双曲柄四环板式针摆行星减速器

一、产生背景：

双曲柄四环板式针摆行星减速器是一种新型环式摆线针轮减速器，摆线针轮减速机是一种应用行星式传动原理，采用摆线针齿啮合的新颖传动装置。摆线针轮减速机全部传动装置可分为三部分：输入部分、减速部分、输出部分。在输入轴上装有一个错位180°的双偏心套，在偏心套上装有两个称为转臂的滚柱轴承，形成H机构、两个摆线轮的中心孔即为偏心套上转臂轴承的滚道，并由摆线轮与针齿轮上一组环形排列的针齿相啮合，以组成齿差为一齿的内啮合减速机构，（为了减小摩擦，在速比小的减速机中，针齿上带有针齿套）。

二、工作原理：

摆线针轮减速机是一种应用行星式传动原理，采用摆线针齿啮合的新颖传动装置。当输入轴带着偏心套转动一周时，由于摆线轮上齿廓曲线的特点及其受针齿轮上针齿限制之故，摆线轮的运动成为既有公转又有自转的平面运动，在输入轴正转周时，偏心套亦转动一周，摆线轮于相反方向转过一个齿从而得到减速，再借助输出机构，将摆线轮的低速自转运动通过销轴，传递给输出轴，从而获得较低的输出转速。

三、优点：

1、能达到1：87的高的减速比和90%以上的高效率单级传动，如果采用多级传动，减速比更大。

2、结构紧凑体积小由于采用了行星传动原理，输入轴输出轴在同一轴心线上，使其机型获得尽可能小的尺寸。

3、运转平稳噪声低摆线针齿啮合齿数较多，重叠系数大以及具有机件平衡的机理，使振动和嗓声限制在最小程度。

4、使用可靠、寿命长因主要零件采用轴承钢材料，经淬火处理（HRC58～62）获得高强度，并且，部分传动接触采用了滚动摩擦，所以经久耐用寿命长。

5、设计合理，维修方便，容易分解安装，最少零件个数以及简单的润滑，使摆线针轮减速机深受用户的信赖。

四、解决问题：

摆线针轮减速机负荷不能太大，不管是多大的减速机，里面的中心轴是最容易断，拆装麻烦。

参考文献（文献格式）

[1]王峰.基于CFD和FEA的液力减速器叶片强度分析[J].北京理工大学学报，2006,26:1050-1055 [2]张干清.基于可靠灰色粒子群算法的盾构机行星减速器轮系的多目标优化设计[J].机械工程学报.2010,46:136-145 [3]王新峰.基于离散粒子群优化算法的直升机减速器齿轮故障特征选择[J].航空动力学报2005,20；966-972 [4]秦大同.基于啮合相位分析的盾构机减速器多级行星齿轮传动动力学特性[J].机械工程学报2011,47:18-29 [5]石珍.少齿差行星减速器振动特性仿真与实验研究[J].振动与冲击.2014,33:130-138 [6]张俊.少齿差环板式减速器的弹性动力学分析[J].机械工程学报.2008,44:119-128 [7]杨冰.双曲柄四环板式针摆行星减速器减振降噪研究[J].兵工学报，2011,32：1280-1286

第13篇：减速器拆装实验报告

减速器拆装实验指导书

1.实验目的

（1）了解减速器的整体结构及工作要求

（2）了解减速器的箱体零件、轴、齿轮等主要零件的结构及加工工艺

（3）了解减速器主要部件及整机的装配工艺

（4）了解齿轮、轴承的润滑、冷却及密封

（5）通过自己动手拆装，了解轴承及轴上零件的调整、固定方法、及消除和防止零件间发生干涉的方法

2.实验要求

实验前必须预习实验指导书及课程设计指导书，初步了解减速器的基本结构。多提出实际问题，以便在实验中加以解决。

3.实验设备及工具

（1）Ⅰ级,Ⅱ级圆柱齿轮减速器

（2）活动扳手、螺丝刀、木锤、钢板尺等工具

4.实验方法

首先由指导老师对减速器现场进行结构分析、介绍，并对主要零,部件的结构及加工工艺过程进行分析、讲解及介绍；再由学生们分组进行拆装。指导老师解答学生们提出的各种问题。在拆装过程中学生们进一步观察了解减速器的各零、部件的结构、相互间配合的性质；零件的精度要求、定位尺寸、装配关系及齿轮、轴承润滑、冷却的方式及润滑系统的结构和布置；输出、输入轴与箱体间的密封装置及轴承工作间隙调整方法及结构等。

5.减速器拆装步骤

（1）观察外形及外部结构

（2）拆卸箱盖

（3）观察减速器内部各零部件的结构和布置

（4）从箱体中取出各传动轴部件

（5）装配

（6）清点好工具，擦净后交还指导老师验收

6.撰写实验报告

2013.11.26

第14篇：二级减速器设计

西南大学工程技术学院课程设计（论文）

目录

1 引言 .....................................................................................................................错误！未定义书签。 2 传动装置的总体设计............................................................................................................................3 2.1电动机的选择...........................................................................................错误！未定义书签。

2.1.1电动机类型的选择 .......................................................................错误！未定义书签。 2.1.2电动机功率的确定 .......................................................................错误！未定义书签。 2.1.3确定电动机转速 .............................................................................错误！未定义书签。 2.2总传动比的计算和分配各级传动比 .......................................................错误！未定义书签。 2.3传动装置的运动和动力参数计算 ...........................................................错误！未定义书签。 3 传动零件的设计计算..........................................................................................错误！未定义书签。

3.1第一级齿轮传动的设计计算 ...................................................................错误！未定义书签。 3.2第二级齿轮传动的设计计算 ...................................................................错误！未定义书签。 4 箱体尺寸计算与说明..........................................................................................错误！未定义书签。 5 装配草图的设计 .................................................................................................错误！未定义书签。

5.1初估轴径 ..................................................................................................错误！未定义书签。 5.2初选联轴器 ..............................................................................................错误！未定义书签。 5.3初选轴承 ..................................................................................................错误！未定义书签。 5.4润滑及密封 ..............................................................................................错误！未定义书签。 6 轴的设计计算及校核..........................................................................................错误！未定义书签。

6.1中间轴的设计计算及校核 .......................................................................错误！未定义书签。 6.2低速轴的设计计算及校核 .......................................................................错误！未定义书签。 7 滚动轴承的选择和计算......................................................................................错误！未定义书签。

7.1高速轴轴承的计算 ...................................................................................错误！未定义书签。 7.2中间轴轴承的计算 ...................................................................................错误！未定义书签。 7.3低速轴轴承的计算 ...................................................................................错误！未定义书签。 8 键连接的选择和计算..........................................................................................错误！未定义书签。

8.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算 ..................................................错误！未定义书签。 8.2 中间轴与小齿轮键联接的选择和计算 ..................................................错误！未定义书签。 8.3 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算 ..................................................错误！未定义书签。 8.4 低速轴与齿轮键联接的选择和计算 ......................................................错误！未定义书签。 8.5 低速轴与联轴器键联接的选择和计算 ..................................................错误！未定义书签。 9 减速器附件的选择及说明..................................................................................错误！未定义书签。

9.1减速器附件的选择 ...................................................................................错误！未定义书签。 9.2减速器说明 ..............................................................................................错误！未定义书签。 10 结论 ...................................................................................................................错误！未定义书签。 参考文献 .................................................................................................................错误！未定义书签。

西南大学工程技术学院课程设计（论文）

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第15篇：二级减速器图纸

技术特性输入功率输入转速额定输出转矩传 动 参 数总传动比第 一 级β第 二 级393837精度等级3635343332313029精度等级β10.14°13.35°?45k6?65k6?70H6r7?70H7r6?75H7?100H7?100H7 技术要求1 装配前零件用煤油清洗,滚动轴承有汽油清洗,箱体内不允许有杂物.箱体内壁涂耐油油漆.2 检验齿面接触斑点,按齿高方向不小于40%,按齿长方向不小于50%.3 减速器剖分面,各接触面及密封处均不允许漏油,渗油.减速器内装SH0357-92中的50号润滑油,油量达到规定的高度.4 减速器外表面涂灰色油漆.5 按减速器的实验规程进行实验.28272625242322212019181716151413121110987654321序号销A6×50调整垫片轴承端盖毛毡圈键×低速轴齿轮键×中间轴轴套（挡油环）高速轴键×毛毡圈轴承端盖轴套（挡油环）轴承端盖调整垫片齿轮轴套(挡油环）键×轴承CGB/T117-2000FHT200半粗羊毛毡Q275AJB/ZQ4606-86GB1096-79Q275AQ235Q275A半粗羊毛毡GB1096-79GB1096-79JB/ZQ4606-86HT200Q215AHT200FQ235Q275AGB1096-79GB/T292-94螺栓M8×20轴承端盖调整垫片螺塞M12×1.5油圈×油标垫圈螺母M12HT200FQ235A工业用革Q235AMnGB93-87螺栓M12×70垫圈螺母M16螺栓M16×通气器螺钉M6×15视孔盖箱盖MnGB93-87GBGB5782-86GB5783-86Q215AHT200GB5782-86数量材料 标准 备注比例A01：1图号数量1Q235A螺栓M12×70名称二级圆柱齿轮减速器设计描图审阅课程设计

第16篇：减速器箱体设计

机械制造技术课程设计任务书

题目： 减速器箱体零件的机械加工工艺规程的编制 生产纲领： 5000件 生产类型：批量生产 具体要求：

产品零件图 1张 产品毛坯图 1张 机械加工工艺过程卡 1套 机械加工工序卡 1套 课程设计说明书（3000字以上） 1份

班级： 设计者： 指导老师： 2012年12月22日

目

录

任务书………………………………… 1

一、前言…………………………………

二、零件的分析

…………................... 4

三、毛坯的选择

…………………… 4

四、工艺规程的设计……………………

五、填写工艺过程卡和工序卡 ………

六、心得体会……………………………

七、参考文献 …………………………… 16

前言

好的计划是成功的开始，古语讲，凡事预者立，不预则废，就是这个道理。机械制造设计这门课是我们在大学里必须经历的一个任务，对以后出社会都有极大的帮助，因此它在我们的大学学习生活中占有十分重要的地位。

就我个人而言，我希望能通过这次课程设计对自己未来将从事的工作进行一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题解决问题的能力，为今后自己出社会找工作打下一个良好的基础。

零件的分析

变速器箱体在整个减速器总成中的作用是起支撑和连接的作用的，它把各个零件连接起来，支撑传动轴，保证各传动机构的正确安装。变速器箱体的加工质量的优劣，将直接影响到轴和齿轮等零件位置的准确性，也为将会影响减速器的寿命和性能。

变速器箱体是典型的箱体类零件，其结构和形状复杂，壁薄，外部为了增加其强度加有很多加强筋。有精度较高的多个平面、轴承孔，螺孔等需要加工，因为刚度较差，切削中受热大，易产生震动和变形。

减速箱体共有两组主要的加工方面，他们相互间有一定的关联和要求。减速箱体结构复杂、加工面多、技术要求高、机械加工的劳动量大。因此箱体结构工艺性对保证加工质量、提高生产率、降低生产成本有重要意义。

减速箱体几个加工表面他们之间有一定的位置要求如下：

1、是12mm两侧面要保证一定的平面度要求公差为0.05mm。

2、箱体底面与侧面都有一定的粗糙度要求为12.5,6.3

3、Φ72H7孔与Φ62H7孔有一定的位置度要求公差为0.04mm；且有一定的位置要求，保证相互位置尺寸为90和120±0.06mm；与侧面也有一定的位置要求尺寸偏差为114负0.5mm。

4、由于加工孔Φ72H7时要以面1为基准，必须要保证箱体上下表面的精度所以加工表面时必须先加工面2，再以面2为基准加工面1.确保其精度。

毛坯的选择

由于减速器箱体的外形与内形状相对比较复杂，而且它只是用来起连接作用和支撑作用的，综合考虑，抗拉强度小于200MPa，所以我们可以选用灰口铸铁（HT200），因为铸铁中的碳大部分或全部以自由状态片状石墨存在。断口呈灰色。它具有良好铸造性能、切削加工性好，减磨性，加上它熔化配料简单，成本低、广泛用于制造结构复杂铸件和耐磨件，又由于含有石墨，石墨本身具有润滑作用，石墨掉落后的空洞能吸附和储存润滑油，使铸件有良好的耐磨性。此外，由于铸件中带有硬度很高的磷共晶，又能使抗磨能力进一步提高，这对于制备箱体零件具有重要意义。如果没有HT200时此种材料可以用45号钢，经正火或退火处理就可以达到强度和韧性。对于重载或有冲击载荷的减速器也可以采用铸钢箱体。单件生产的减速器，为了简化工艺、降低成本，可采用钢板焊接的箱体。 如果使用可锻铸铁作为箱体铸造材料，由于其石墨呈团絮状，从而使可锻铸铁比灰铸铁强度高，塑性好，韧性大。但是可锻铸铁生产周期长，工艺复杂，成本较高，尤其是不能进行锻造加工。综合考虑，多采用灰铸铁为材料HT200。

工艺规程的设计

一、确定毛培的铸造形式

零件材料为HT200，零件为外壳零件。主要是用来支撑轴和保护机构的正常运行。HT200只适用于承受中等载荷的零件，如卧室机床上的支柱，底座，工作台，带轮。它的抗压强度明显高于抗拉强度，具有优良的铸造性能，比较好的切削加工性能和耐磨及减振性，所以作为外壳零件非常合理。由于轴在工作中比较平稳，所以箱体所受的其他应力较小，由于零件产量为1000件，属于大批量生产，零件结构又比较简单，故选择铸造毛培。

二、基面选择

基面选择是工艺规程设计中的重要工作之一，基面选择的正确与合理可以使加工质量得到保证，生产率得以提高。否则，加工工艺过程中会问题百出，更有甚者，还会造成零件的大批报废，是生产无法正常进行。（1）粗基准的选择。对于零件而言，尽可能选择不加工表面为粗基准。而对有若干个不加工表面的工件，则应以与加工表面要求相对位置精度较高的不加工表面作为粗基准。根据这个基准选择原则，现选取工件表面1做为粗基准。因为这个零件是长方体类的零件可以通过夹具来装夹定位（如台虎钳）。由于零件属于箱体零件体积较大而且是在上下箱体合箱后，在进行镗孔加工。所以一定要保证其加工的精度和质量。从零件我们很容易分析得到要向对零件进行加工必须限制6个自由度，我采用一面两孔定位方式，其中以端面1和一个固定圆柱销和一个削边销共同定位，其中一面能够限制3个自由度，而一个圆柱销能限制2个自由度，一个削边销能限制1个自由度。在通过两块压板对其进行加紧，这样就能很好的对其进行镗孔加工，尽可能的保证其精度。精基准的选择主要应该考虑基准重合问题。当设计基准与工序基准不重合时，应该进行尺寸换算，此处不再制定工艺路线的出发点应当是是零件的几何形状、尺寸重复。

三、制定工艺路线

尺寸精度及位置精度等技术要求能得到合理的保证，在生产纲领已确定的情况下，可以考虑采用万能性机床以专用工卡具，并尽量使工序集中来提高生产率。除此之外，还应当考虑经济效果，以便使生产成本尽量下降。 工艺路线方案：

工序一以端面1为基准铣端面2 工序二：以端面2为基准铣端面1 工序三一端面1为基准铣油槽

工序四以端面6为基准对面7进行铣削加工 工序五一端面7为基准对面6进行铣削加工

工序六将零件翻转后以面1,6为基准对面5进行铣削加工

四、切削用量

工件材料：HT200，硬度128~192HBS，最小抗拉强度：160mpa所选道具为高速钢镶齿套面端铣刀。铣刀直径D=200，宽度L=45齿数=20.由于加工材料为HT200，故选ro=20后角=12度。选择铣刀磨钝标准及耐用度卡可以查得用高速钢加工铸铁时，后刀面的磨钝标准值最大磨损值1.6mm，铣刀直径D=200耐用度T=240min。

心得体会

每一个设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次，而每一个第一次似乎都必须经历有感觉困难重重，挫折不断一步一步克服，可能需要连续几个小时，几十个小时不停的进行攻关，最后出成果的瞬间是喜悦是轻松，是舒了口气，坚持就是胜利。在设计中学到了一些除技能之外的其他东西，领会了课堂上所未讲过的。

第17篇：减速器拆装心得体会

装配减速器实训心得体会

本次钳工装配实训我们主要是自由分组进行了针对二级减速器、涡轮蜗杆减速器、摆线针轮减速器和行星锥盘无级变速器这四种减速器的拆卸、测量、记录、装配。由于每组都要拆装四个减速器，所以需要每组成员再分小组同时相互配合。

我们组共有七个成员，各有分工，分两小组同时开始，分别记录测量结果。在实训结束之前恰好完成了四个减速器的拆装。

在拆装过程中，往往需要组员之间相互配合，拆卸、测量、记录同时进行，省时省力。同时在拆卸过程中往往会有各种问题，这时又有老师来给我们讲解原理，在动手的同时更能直观的了解不同减速器的工作原理。我相信动手得来的知识会比从课本上得来的更又有价值。

在装的过程中，往往会遇到一些小问题，比如某个零件装不上了，或者发现装完之后还有某个零件没有装呢等等，所以在机械工作中同样需要细心去观察，用心去记录步骤，否则很容易出错的，现在我们只是在实训，如果是在真正的生产中，少有疏忽，那肯定就会造成很大的损失。

拆装结束之后，饿哦们还需要在实训报告中填写各种零件的作用，这就需要我们的专业知识了。所以动手也是考验我们专业知识的时候。

第18篇：减速器设计小结

总结：

两周的机械制造基础课程设计，说长不长说短不短，回顾起此课程设计，至今我仍感慨颇多，从理论到实践，在这段日子里，可以说得是苦多于甜，但是可以学到很多很多的东西，同时不仅可以巩固了以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所没有学到过的知识。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，但可喜的是最终都得到了解决。

第19篇：一级圆柱齿轮减速器

一、电动机的选择 1)选择电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。 2)选择电动机的容量

工作机的有效功率为Pw=F•v=2.2×1.5=3.3 kW

i=0 从电动机到工作机传送带间的总效率为η。

η=η1•η2•η3•η4•η5=0.96^1×0.99^3×0.97^1×0.99^1×0.96^1=0.859

i=1 由《机械设计课程上机与设计》可知： η1：V 带传动效率 0.96 η2：滚动轴承效率 0.99(球轴承) η3：齿轮传动效率 0.97 (7 级精度一般齿轮传动) η4：联轴器传动效率 0.99(弹性联轴器) η5：卷筒传动效率 0.96 所以电动机所需工作功率为：

Pd = Pw /η= 3.3/0.859=3.84 kW

i=2

式中：Pd——工作机实际所需电动机的输出功率，kW； P w——工作机所需输入功率。kW；

η——电动机至工作机之间传动装置的总功率。 3)确定电动机转速

按推荐的传动比合理范围，V带传动≤(2～4)，一级圆柱齿轮传动≤5，两级圆柱齿轮传动为(5～40)。

因为 nw=v •60/(π•D)=(1.5×60)/(π×240)=119.37 r/min

i=3

nd=i•nw=(2～20)•119.37=(238.74～2387.4) r/min

i=4 所以电动机转速的可选范围为：(238.74～2387.4) r/min

i=5 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000 r/min

i=6 电动机。根据电动机类型、容量和转速，查表选定以下电动机，其主要性能如表格1。

二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 1).总传动比i为

i=nm/nw= 960/119.37=8.04

i=7 2).分配传动比

i=i0•i1=8.04

i=9

考虑润滑条件等因素，初定 i0——为V型带传动比 i1——为第一组齿轮传动比 i2——为第二组齿轮传动比 当为两级传动时：

i1=(1.3～1.4) •i2 取1.4 ， i0=2 当为一级传动时：

i1=i/i0

i0=3 所以经过计算以后可得：

i1=8.04/2=2.68

i=12 (1).各轴的转速

电动机轴：nm=960 r/min

i=13 Ⅰ轴

：nⅠ=960/3=320 r/min

i=14 Ⅱ轴

：nⅡ=320/2.68=119.4 r/min

i=15 卷筒轴

：nw= nⅡ=119.4/1=119.4 r/min

i=18 (2).各轴的输入功率

电动机轴： Pd=4 kW

i=19 Ⅰ轴

： PⅠ=Pd•η1•η2= 4×0.99×0.96=3.8 kW

i=20 Ⅱ轴

： PⅡ=PⅠ•η2•η3=3.8×0.99×0.97=3.65

kW

i=21 卷筒轴

： Pw= PⅡ•η2•η4=3.65×0.99×0.99=3.58

kW

i=24 (3).各轴的输入转矩

电动机轴的输出转矩Td为：

Td=9550×Pd/nm=9550×4/960=39.79

N•m

i=25 电动机轴： Td=39.79

N•m

i=26 Ⅰ轴

： TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=9550×3.8/320=113.41

N•m

i=27 Ⅱ轴

： TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×3.65/119.4=291.94

N•m

i=28 卷筒轴

： Tw=9550×Pw/nw=9550×3.58/119.4=286.34

N•m

i=31

三、V带设计 1)求计算功率Pc 查表得

Ka=1.2

i=32 故

Pc=Ka•Pd=1.2×3.84=4.61 kW

i=33 2)选V带型号

可用普通V带或窄V带，现选以普通V带。 根据Pc=1.2×3.84=4.61 kW

i=34

nd=960 n/min

i=35 查图查出此坐标点位于图中

A型带

i=36 所以现在暂选用

A型带

i=37 3)求大、小带轮基准直径dl

2、dl1由表 dl1应不小于75 mm

i=38 取(标准)dl1= 100 mm

i=39 dl2=nd/nⅠ•dl1•(1-ε)= 960/320×100×(1-ε)=294 mm

i=40 ε一般为0.02。查表得取(虽然dl2的大小会影响传动比，但其误差为小于5%

i=41 ) 取标准dl2=300 mm

i=42 4)验算带速v

v=π•dl1•nd/(60×1000)=π•100•960/(60×1000)=5.03 m/s

i=43 带速在5～25 m/s范围内，合适。 5)求V带基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距

a0=1.5•(dl1+dl2)=1.5•(100+300)=600 mm

i=44 取

a0=600 mm

i=45 符合a0=0.7•(dl1+dl2)～2•(dl1+dl2)。

L0=2•a0+π/2•(dl1+dl2)+(dl2-dl1)^2/(4×a0)=2•600+π/2•(100+300)+(300-100)^2/(4×600)=1844.99 mm

i=46 查《机械设计基础》表13-2，对所选的A型带

i=47 所以

Ld=2000 mm

i=48 则中心距a≈a0+(Ld-L0)/2=600+(2000-1844.99)/2=678

i=49 6)验算小带轮包角α1

α1=180°-(dl2-dl1)/a×57.3°=180°-(300 -100)/678×57.3°=163.1°

i=50 此结果大于120°所以合适 7)求V型带根数z

z=Pc/((P0+ΔP0) •Ka•KL)

查表得查《机械设计基础》表13-3得

P0=1.14 kW

i=51 两轮之间的传动比i=dl2/(dl1•(1-ε))=300/(100•(1-0.02))=3.06

i=52 查表13-5得ΔP0=0.11

i=53 查表13-7得Ka=0.89

i=54 查表13-2KL=1.03

i=55 由此可得

z=4.61/((1.14+0.11)×0.89×1.03)=4.02

i=56 取 z=5

i=57 8)求作用在带轮轴上的压力FQ 查《机械设计基础》表13-1 得q=0.1 kg/m

i=58 故得单根V带的初拉力

F0=500•Pc/(z•v) •(2.5/Ka-1)+q•v^2=500•4.61/(5•5.03) •(2.5/0.89-1)+0.1×5.03^2=168.32 N

i=59 V型带的尺寸大小见表格3 作用在轴上的压力

FQ=2•z•F0•sin(α1/2)=2•5•168.32•sin(163.1°/2)=1664.93 N

i=60

四、齿轮的设计 1)齿轮

1、2的设计

(1)选择材料及确定许用应力 因要求结构紧凑故采用硬齿面的组合；小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC，σHlim1=1500MPa，σFE=850MPa；大齿轮用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC，σHlim1=1500MPa，σFE=850MPa。取SF=1.25， SH=1 (表11-5) 取ZH=2.5 ，ZE=189.8（表11-4)

i=113 [σF1]=[σF2]=0.7•σFE1/SF=0.7×850/1.25=476 MPa

i=115 σH1]=[σH2]=σHlim1/SH=1500/1=1500 MPa

i=116 (2)按轮齿弯曲强度设计计算

齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.5

i=117 齿宽系数Φd=0.6

i=118 初选螺旋角

β=15° 齿数

取z1=30

i=119 则z2=2.68×30=80.4

i=120 取z2=80

i=121 齿形系数

Zv1=z1/((cos 15°)^3)=30/((cos 15°)^3)=33.29

i=122 Zv2=z2/((cos 15°)^3)=80/((cos 15°)^3)=88.77

i=123 查图11-8得YFa1=2.5

i=124 YFa2=2.22

i=125 由图11-9得YSa1=1.63

i=126 YSa2=1.61

i=127 因YFa1•YSa1/[σF1]=2.5×1.63/476=0.0086

i=128 YFa2•YSa2/[σF2]=2.22×1.61/476=0.0075

i=129 故应进行弯曲强度计算的齿轮为齿轮1

i=130 法向模数 mn≥((2•K•TⅠ•YFa1•YSa1•(cosβ)^2)/(φd•(z1)^2•[σF1]))^(1/3)=((2•1.5•113.41•2.5•1.63•(cos 14.81^2))/(0.6•(30)^2•476))^(1/3)=2.2392973446735 mm

i=131 由表4-1取mn=2.25 mm

i=132 中心距

a=mn•(z1+z2)/(2•cosβ)=2.25•(30+80)/(2•cos 15°)=128.115427325748 mm

i=133 取 a=128 mm

i=134 确定螺旋角

β=arccos(mn•(z1+z2)/(2•a))=arccos(2.25•(30+80)/(2•128 mm))=14.81°

i=135 齿轮分度圆直径

d1=mn•z1/cosβ=2.25•30/cos14.81°=69.82 mm

i=136

d2=mn•z2/cosβ=2.25•80/cos14.81°=186.19 mm

i=137 齿宽

b=φd•d1=0.6•69.82=41.89 mm

i=138 取

b1=40 mm

i=139 b2=30 mm

i=140 (3)验算齿面接触强度 将各参数代入式(11-8)得

σH=ZE•ZH•ZB•(2•K•TⅠ•(i1+1)/(b1•d1^2•i1))^(1/2)=189.8×2.5×(cos)14.81^(1/2)×(2×1.5•113.41•(2.68+1)/(40•69.82^2•2.68))^(1/2)=722.16

MPa≤[σH1]

i=141 所以安全。

(4)齿轮的圆周速度

v1=π•d1•nⅠ/(60×1000)=π•69.82•320/(60×1000)=1.17 m/s

i=142 对照表11-2，选8级精度是合宜的。

i=143

五、轴的设计

1)轴Ⅰ的设计

i=198 圆周力： Ft1=2TⅠ/d1=2×113.41/0.06982=3248.64 N

i=200 径向力： Fr1=Ft1•tanα=3248.64•tan20°=1223.04 N

i=201 轴向力： Fa1=Ft/cos 20°=3248.64/cos 20°=859 N

i=202 2)初步确定轴Ⅰ的最小直径

材料为45钢，正火处理。根据《机械设计基础》表14-2，取C=110,于是dmin=C3•(PⅠ/nⅠ)^(1/3)=110×(3.8/320)^(1/3)=25.1 mm

i=203 由于键槽的影响，故最小直径为：26 mm

i=204 显然最小值的轴颈肯定是安在电动机的联轴器,故取标准值轴Ⅰ的最小最小直径d1=38 mm

i=205 根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l1=76 mm

i=206 3)轴Ⅰ的结构设计

(1).为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d2=46.5 mm

i=207 (2).初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。按照工作求并根据d2=46.5 mm

i=208 查手册选取单列角接触球轴承7011AC

i=209 其尺寸为d×D×B=55×90×18 mm

i=210 故

d3=d7=55 mm

i=211 故

l7=B=18 mm

i=212 (3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=59 mm

i=213 故 l4=38 mm

i=214 由轴肩高度h>0.07d，则轴肩的直径d5=67 mm

i=215 则d6=59 mm

i=216 则l6=10 mm

i=217 (4).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。故l2=73 mm

i=218 (5).根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l3=40 mm

i=219 至此，已初步确定了轴的各段和长度。见草图1

i=220 4).轴Ⅰ的校核

根据两个轴承的位置可确定L=98 mm

i=221 取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=120 mm

i=222 取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=49 mm

i=223 (1).求垂直面得支撑反力图1-a F1v=(Fr1*L3-Fa1•d1/2)/L=(1223.04×0.049-859•0.06982/2)/0.098=305.52 N

i=224 F2v=Fr1-F1v=1223.04-305.52=917.52 N

i=225 (2).求水平的支撑反力图1-b F1H=Ft1•L3/L=3248.64•0.049/98=1624.32 N

i=226 F2H=Ft1-F1H=3248.64-1624.32=1624.32 N

i=227 (3).V型带拉力产生的支撑反力图1-c F1F=FQ•(L2+L)/L=1664.93×(0.12+0.098)/0.098=3703.62

N

i=228 F2F=F1F-FQ=3703.62-1664.93=2038.69

N

i=229 (4).绘垂直面得弯矩图图1-d Mav=F2v•L3=3703.62-1664.93=44.96

N•m

i=230 M\'av=F1v•(L-L3)=305.52×(0.098-0.049)14.97

N•m

i=231 (5).绘水平面的弯矩图图1-e MaH=F1H•L3=1624.32×0.049=79.59 N•m

i=232

M\'aH=F1H•(L-L3)=1624.32•(0.098-0.049)=79.59

N•m

i=233 (6).带轮拉力产生的弯矩图图1-f M1F=FQ•L2=1664.93•0.12=199.79 N•m

i=234 MaF=F2F•L3=2038.69•0.049=99.9

N•m

i=235 (7).求合成弯矩图图1-g 考虑到最不利的情况。

Ma=(Mav^2+MaH^2)^(1/2)+MaF=(44.96^2+79.59^2)^(1/2)99.9=191.31

N•m

i=236 M\'a=(M\'av^2+M\'aH^2)^(1/2)+MaF=(14.97^2+79.59^2)^(1/2)99.9=181

N•m

i=237 M1=M1F=199.79

N•m

i=238 所以危险截面为：轴承1

i=239 (8).求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为 Me=(M^2+(α•TⅠ)^2)^(1/2)取α=0.6.可得：

Me=(199.79^2+(0.6×113.41)^2)^(1/2)=211.06

N•m

i=240 (9).计算危险截面处轴的直径

轴的材料选用45钢，调质处理，由表得σB=650MPa，由表14-3查得[σ_1b]=60MPa,则 d≥(Me/(0.1•[σ_1b]))^(1/3)=(211.06/(0.1×60))^(1/3)=32.77 mm

i=241 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故 d≥1.05×32.77=34.41 mm

i=242 查看草图说明当初估算的直径是合理。

i=243 5).轴Ⅱ的设计

i=244 圆周力： Ft2=2TⅡ/d2=2×291.94/0.18619=3135.94 N

i=245 径向力： Fr2=Ft•tanα=3135.94•tan20°=1180.61 N

i=246 轴向力： Fa2=Ft/cos 20°=3918.66/cos 20°=1042 N

i=247 6)初步确定轴Ⅱ的最小直径

材料为45钢，正火处理。根据《机械设计基础》表14-2，取C=110,于是dmin=C3•(PⅡ/nⅡ)^(1/3)=36 mm

i=248 由于键槽的影响，故最小直径为：42 mm

i=249 显然最小值的轴颈肯定是安在联轴器(取标准)故轴Ⅱ的最小直径d7=42 mm

i=250 根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l7=84 mm

i=251 7)轴Ⅱ的结构设计

(1).为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d6=42 mm

i=252 (2).初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。按照工作求并根据d6=42 mm

i=253 查手册选取单列角接触球轴承7012AC

i=254 其尺寸为d×D×B=60×95×18

i=255 故

d5=d1=60 mm

i=256 故

l1=B=18 mm

i=257 (3).由齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=64 mm

i=258 故 l4=28 mm

i=259 由轴肩高度h>0.07d，则轴肩的直径d3=72 mm

i=260 故 d2=64 mm

i=261 故 l2=16 mm

i=262 (4).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。故l6=83 mm

i=263 (5).根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l5=45 mm

i=264 至此，已初步确定了轴的各段和长度。见草图2

i=265 8).轴Ⅱ的校核

根据两个轴承的位置可确定L=99 mm

i=266 取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=134 mm

i=267 取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=49.5 mm

i=268 (1).求垂直面得支撑反力图2-a F3v=(Fr2•L3-Fa2•d2/2)/L=(1180.61×0.0495-829×0.18619/2)/0.099=-189.25 N

i=269 F4v=Fr2-F3v=1180.61--189.25=1369.86 N

i=270 (2).求水平的支撑反力图2-b F3H=Ft2•L3/L=3918.66×0.0495/0.099=1567.97 N

i=271 F2H=Ft2-F3H=3918.66-1567.97=1567.97 N

i=272 (3).V型带拉力产生的支撑反力图2-c F3F=Fw•L2/L=2200×0.134/0.099=2977.78 N

i=273 F4F=F3F+Fw=2977.78+2200=5177.78 N

i=274 (4).绘垂直面得弯矩图图2-d Mbv=F4v•L3=1369.86×0.0495=67.81 N

i=275 M\'bv=F3v•(L-L3)=-189.25×(0.099-0.0495)=-9.37 N•m

i=276 (5).绘水平面的弯矩图图2-e MbH=F4H•L3=1567.97×0.0495=-9.37 N•m

i=277 M\'bH=F3H•(L-L3)=1567.97×(0.099-0.0495)=77.61 N•m

i=278 (6).带轮拉力产生的弯矩图图2-f M4F=Fw•L2=2200×120,134=294.8 N•m

i=279 MbF=F3F•(L-L3)=2977.78×(0.099-0.0495)=147.4 N•m

i=280 (7).求合成弯矩图图2-g 考虑到最不利的情况。

Mb=(Mbv^2+MbH^2)^(1/2)+MbF=(67.81^2+77.61^2)^(1/2)+147.4=250.46 N•m

i=281 M\'b=(M\'bv^2+M\'bH^2)^(1/2)+MbF=(-9.37^2+77.61^2)^(1/2)+147.4=226 N•m

i=282 M4=M4F=294.8 N•m

i=283 所以危险截面为：轴承4

i=284 (8).求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为 Me=(M^2+(α•TⅡ)^2)^(1/2)取α=0.6.可得：

Me=(294.8^2+(0.6×291.94)^2)^(1/2)=342.91 N•m

i=285 (9).计算危险截面处轴的直径

轴的材料选用45钢，调质处理，由表得σB=650MPa，由表14-3查得[σ_1b]=60MPa,则 d≥(Me/(0.1•[σ_1b]))^(1/3)=(342.91×1000/(0.1×60))^(1/3)=38.52 mm

i=286 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故 d≥1.05×38.52=40.45 mm

i=287 查看草图说明当初估算的直径是合理。

i=288

六、滚动轴承的校核

i=376 轴承的预计寿命L\'H=48000 h

i=378 1)轴承

1、2的计算

(1).计算径向反力和轴向反力 FR1=F1v=305.52 N

i=379 FR2=F2v=917.52 N

i=380 由初步选定的角接触球轴承7011AC

i=381 ，轴承内部的轴向力Fs=0.68•Fr Fs1=0.68•FR1=0.68•305.52=207.75 N

i=382 Fs2=0.68•FR2=0.68•917.52=623.91 N

i=383 FA1=Fs1=207.75 N

i=384 FA2=Fs1+Fa=207.75+859=1066.75 N

i=385 (2).计算轴承

1、2的当量动载荷

由《机械设计基础》表16-11 查得e=0.68

i=386 FA1/Fr1=207.75/305.52=0.68

i=387 FA2/Fr2=1066.75/917.52=1.16

i=388 查表16-11 可得X1=1

i=389 Y1=0

i=390 X2=0.41

i=391 Y2=0.87

i=392 故 当量动载荷为：

P3=X1•Fr1+Y1•FA1=1•305.52+0•207.75=305.52 N

i=393 P2=X2•Fr2+Y2•FA2=0.41•917.52+0.87•1066.75=1304.26 N

i=394 (3).计算所需的径向基本额定动载荷Cr 因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，因为305.52小于1304.26

i=395 故即为径向当量动载荷的依据为P2

i=396 根据是否载荷，查表16-9的fp=1.5

i=397 工作温度正常，查表16-8的ft=1

i=398 (4).由手册查的轴承的径向基本额定动载荷

Cr2=fp•P2/ft•(60•n•Lh/1000000)^(1/3)=1.5•1304.26/1•(60•320•48000/1000000)^(1/3)=19038.65 N

i=399 查表得所选的轴承Cr=35.2 kN

i=400 因为小于Cr,所以所选的轴承适用。

i=401 (5).轴承寿命的计算

已知ε=3 LH2=1000000/(60•n)•(fp•C/(fp•p))^3=1000000/(60•320)•(1•35.2/(1.5•1304.26))^3=303361.5 h>48000 h

i=402 所以寿命是合格的。

i=403 2)轴承

3、4的计算

(1).计算径向反力和轴向反力 FR3=F3v=189.25 N

i=404 FR4=F4v=1369.86 N

i=405 由初步选定的角接触球轴承7012AC

i=406 ，轴承内部的轴向力Fs=0.68•Fr Fs3=0.68•FR3=0.68•-189.25=128.69 N

i=407 Fs4=0.68•FR4=0.68•1369.86=931.5 N

i=408 FA3=Fs4+Fa=931.5+829=1760.5 N

i=409 FA4=Fs4=931.5 N

i=410 (2).计算轴承

3、4的当量动载荷

由《机械设计基础》表16-11 查得e=0.68

i=411 FA3/Fr3=1760.5/-189.25=-9.3

i=412 FA4/Fr4=931.5/1369.86=0.68

i=413 查表16-11 可得X3=1

i=414 Y3=0

i=415 X4=1

i=416 Y4=0

i=417 故 当量动载荷为：

P3=X3•Fr3+Y3•FA3=1•-189.25+0•1760.5=-189.25 N

i=418 P4=X4•Fr4+Y4•FA4=1•1369.86+0•931.5=1369.86 N

i=419 (3).计算所需的径向基本额定动载荷Cr 因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，因为-189.25小于1369.86

i=420 故即为径向当量动载荷的依据为P4

i=421 根据是否载荷，查表16-9的fp=1.5

i=422 工作温度正常，查表16-8的ft=1

i=423 所以(4).由手册查的轴承的径向基本额定动载荷

Cr4=fp•P4/ft•(60•n•Lh/1000000)^(1/3)=1.5•1369.86/1•(60•119.4•48000/1000000)^(1/3)=14395.71 N

i=424 查表得所选的轴承Cr=36.2 kN

i=425 因为小于Cr,所以所选的轴承适用。

i=426 (5).轴承寿命的计算

已知ε=3 LH4=1000000/(60•n)•(fp•C/(fp•p))^3=1000000/(60•119.4)•(1•36.2/(1.5•1369.86))^3=763251.74 h>48000 h

i=427 所以寿命是合格的。

i=428

七、键的设计

1).轴Ⅰ键的设计

i=480 (1).带轮键的设计

已知轴径d=38 mm

i=482 轮毂长度L=76 mm

i=483 查手册，选A型平键，其尺寸为b=10 mm

i=484 h=8 mm

i=485 L= 56 mm

i=486 σp= 4•T/(d•h•l)=4×113410/(38×8×56)=26.65 MPa

i=487

查手册的[σp]=110MPa,因为σp小于[σp]，故键符合强度要求。

(2).齿轮1键的设计

已知轴径d=59 mm

i=496 轮毂长度L=38 mm

i=497 查手册，选A型平键，其尺寸为b=18 mm

i=498 h=11 mm

i=499 L= 28 mm

i=500 σp= 4•T/(d•h•l)=4×113410/(59×11×28)=24.96 MPa

i=501 查手册的[σp]=110MPa,因为σp小于[σp]，故键符合强度要求。

2).轴Ⅱ键的设计

i=503 (1).齿轮2键的设计

已知轴径d=64 mm

i=504 轮毂长度L=28 mm

i=505 查手册，选A型平键，其尺寸为b=18 mm

i=506 h=11 mm

i=507 L= 18 mm

i=508 σp= 4•T/(d•h•l)=4×291940/(64×11×18)=92.15 MPa

i=509 查手册的[σp]=110MPa,因为σp小于[σp]，故键符合强度要求。

(2).联轴器键的设计

已知轴径d=42 mm

i=511 轮毂长度L=84 mm

i=512 查手册，选A型平键，其尺寸为b=12 mm

i=513 h=8 mm

i=514 L= 70 mm

i=515 σp= 4•T/(d•h•l)=4×291940/(42×8×70)=49.65 MPa

i=516

查手册的[σp]=110MPa,因为σp小于[σp]，故键符合强度要求。

八、箱体结构的设计

1).减速箱的尺寸见表格5。

i=540 2).减速器说明

i=488 i=502 i=510 i=517

1.减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖式结构为了保证齿轮佳合质量。 1.机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。 2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H 大于40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3 ∀ 3.机体结构有良好的工艺性

铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计

A 视孔盖和窥视孔：

在机盖顶部开有窥视孔，能看到 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，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械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M8 紧固。 B 油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，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，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 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。 D 通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。 E 位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 F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。

i=542

第20篇：UG减速器箱体

南昌航空大学科技学院

UG

设计题目: 减速器箱体

姓 名 梁晟豪

学 号 108102315

院（系） 航空工程系

专 业 机械设计制作及其自动化自动化

指导教师 于斐

2012年 11月 28日

1、打开UG6.0软件，新建文件夹；再在模型选项卡的模板类型为模型，进入新的环境。

2、进入绘制草图环境，绘制如下草图：

3、完成草图后，进行拉伸命令，确定拉伸开始值和终点值，在限制区域的开始下拉列表框中选择对称值选项，并在其下的距离文本框中输入值160；其他采用系统默认设置；如下图：

4、进入绘制草图平面，选着YC-ZC平面绘制如下草图：

5、完成草图后，进行拉伸命令，在限制区域的开始下拉列表框中选择对称值选项，并在其下的距离文本框中输入值60，在布尔区域中选择求和选项，其他的采用系统默认对象，如下图：

6、进入绘制草图平面，绘制如下草图：

7、完成草图后，进行拉伸命令，如下图：

8、进入绘制草图平面，绘制如下草图：

9、完成草图后，进行回转命令，确定回转起始值和结束值，在限制区域的开始下拉列表框中选择值选项，并在其下的角度文本中输入值0，在终点下拉列表框中选择值选项，并在其下的角度文本框中输入值360，在布尔区域中选择求和选项，其他采用默认对象，如下图：

10、进入绘制草图平面，绘制如下草图：

11、完成草图后，进行拉伸命令，在限制区域的开始下拉列表框中选择对称值选项，并在其下的距离文本框中输入值50；在布尔区域中的下拉列表框中选择求差选项，其他采用默认对象，如下图：

12、进入绘制草图平面，绘制如下草图：

13、完成草图后，进行拉伸命令，在限制区域的开始下拉列表框中选择贯通选项，在终点的下拉列表框中选择贯通选项，布尔区域中的下拉列表框中选择求差选项，其他采用默认对象，如下图：

14、进入绘制草图平面，绘制如下草图：

15、完成草图后，进行拉伸命令，如下图：

16、进行镜像命令，如下图：

17、进入绘制草图平面，绘制如下草图：

18、完成草图后，进行拉伸命令，在限制区域的开始下拉列表框中选择对称值选项，并在其下的距离文本框中输入值5，在布尔区域中选择求和选项，其他采用默认对象，如下图：

19、进入绘制草图平面，绘制如下草图：

20、完成草图后，进行拉伸命令，在限制区域的开始下拉列表框中选择值选项，并在其下的距离文本框中输入值0，在终点的下拉列表框中选择值选项，并在其下的距离文本框中输入值5，在布尔区域选择求和选项，其他采用默认对象，如下图：

21、进行孔命令，孔的类型选取简单孔，孔的直径为14.5，深度为38，顶锥角为118，然后孔的安放的位子如图所示：

22、进行孔命令，孔的类型选取简单孔，孔的直径为13.5，深度为22，顶锥角为118，然后空的安放的位子如图所示：

23、进入绘制草图平面，绘制如下草图：

24、完成草图后，进行拉伸命令，如下图所示：

25、进行镜像命令，如下图所示：

26、进行倒圆角命令，位子如图所示

27、进行孔命令，孔的类型选取沉头孔，沉头孔直径为30，沉头孔深度为3，孔径为15.5，孔深度为20，顶锥角为118，空的安放位子如下图所示：

28、进行镜像命令，如下图所示：

29、进行孔命令，孔的类型选取螺纹孔，孔的直径为7，深度为20，在螺纹中大径为8，长度为20，螺距为1.5，角度为60，位子如下图所示：

30、进行镜像命令，如下图所示：

31、进行孔命令，如下图所示：

32、进行镜像命令，如图所示：

33、进行倒圆角命令，半径为1 ，如下图所示：

设计完毕。。。。。

《减速器实习报告.doc》

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