毕业设计-基于CAD的一级减速器的二维设计

毕业综合实践报告报告题目设计者：基于CAD的一级减速器设计：：：机电工程系：12级1班指导教师院班系级学科、专业：汽车运用技术北京工业大学通州分校2014年5月0北京工业大学通州分校毕业综合实践报告

摘要本文以一级减速器机构为研究对象，以CAD2010为画图软件，并结合给定相关参数，建立了圆柱齿轮的参数化设计，通过该系统可以快速完成不同参数的圆柱齿轮的图纸。使用CAD软件对一级直齿减速器进行设计，并对主要零部件进行了强度校核。

第一，计算传动装置的运动和动力学分析，包括转速、功率、转矩的计算；第二进行齿轮传动的设计，包括计算分度圆直径、确定模数、并校核齿根弯曲疲劳强度、齿轮的几何尺寸、齿轮精度校核；第三传动轴的设计，包括高速轴和低速轴的设计并校核危险截面；第四滚动轴承和箱体的设计；最后，根据上述计算得出的参数，绘制一级直齿减速器的二维工程图纸。

关键词：减速器设计，运动和动力学分析，齿轮传动，传动轴设计，二维工程图

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目录摘要.................................................................................................................................................1目录.................................................................................................................................................21.绪论............................................................................................................................................41.1选题背景............................................................................................................................41.1.1汽车上的齿轮传动装置简介...................................................................................41.1.2AutoCAD简介...........................................................................................................51.2研究内容............................................................................................................................52.传动装置的运动和动力学分析................................................................................................62.1参数和传动方案................................................................................................................62.2动力和运动分析................................................................................................................62.2.1转速...........................................................................................................................62.2.2功率...........................................................................................................................72.2.3转矩...........................................................................................................................72.3本章小结............................................................................................................................83.齿轮传动的设计........................................................................................................................93.1齿轮参数的初步确定........................................................................................................93.2模数的确定........................................................................................................................93.2.1计算分度圆直径.......................................................................................................93.2.2模数的选择...............................................................................................................93.3按齿根弯曲疲劳强度校核..............................................................................................103.4齿轮的几何尺寸..............................................................................................................103.5齿轮精度校核...................................................................................................................113.6本章小结...........................................................................................................................114.传动轴的设计..........................................................................................................................134.1高速轴的设计..................................................................................................................134.1.1估算最小直径.........................................................................................................134.1.2轴各段直径和长度的确定.....................................................................................134.1.3高速轴危险截面校核.............................................................................................144.2低速轴的设计..................................................................................................................164.1.1估算最小直径.........................................................................................................164.1.2轴各段直径和长度的确定.....................................................................................164.1.3低速轴危险截面校核.............................................................................................174.3本章小结...........................................................................................................................195.滚动轴承及箱体的设计..........................................................................................................20

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5.1滚动轴承的设计..............................................................................................................205.1.1高速轴上的滚动轴承设计.....................................................................................205.1.2低速轴上的滚动轴承设计.....................................................................................205.2箱体的设计......................................................................................................................205.2.1箱体总体尺寸和螺栓设计.....................................................................................205.2.2箱体吊耳设计.........................................................................................................215.2.3轴承端盖设计.........................................................................................................215.3润滑与密封......................................................................................................................215.3.1润滑.........................................................................................................................215.3.2密封.........................................................................................................................225.4极限与配合、形位公差和表面粗糙度的选择..............................................................225.4.1极限与配合.............................................................................................................225.4.2形位公差.................................................................................................................225.4.3表面粗糙度选择.....................................................................................................235.5本章小结..........................................................................................................................23结论...............................................................................................................................................26致谢...............................................................................................................................................27参考文献.......................................................................................................................................28附录...............................................................................................................................................29

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1.绪论1.1选题背景1.1.1汽车上的齿轮传动装置简介

中国百年追求富强的强国之路，是与开放、共享人类进步思想紧密联系在一起的，而中国的汽车工业在最近这快速增长的三十年，逐渐走进中国的千家万户。在我国，经过了三十年的发展，产能和质量逐年上升，汽车产业已经成为了支柱产业。据中国汽车工业协会统计分析，2013年12月，汽车产销保持稳定增长，当月产销再创月度新高。2013年，汽车产销双双超过2000万辆，增速大幅提升，高于年初预计，并且再次刷新全球记录，已连续五年蝉联全球第一[1]。

图1.1汽车主减速器

圆柱齿轮减速机，是一种动力传达机构，其利用齿轮的速度转换器，将电机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的装置,是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。主要用于带式输送机及各种运输机械，也可用于其它通用机械的传动机构中。它具有承载能力高、寿命长、体积小、效率高、重量轻、噪声低等优点，用于输入轴与输出轴呈垂直方向布置的传动装置中。

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图1.2节气门

1.1.2AutoCAD简介

AutoCAD（AutoComputerAidedDesign）是Autodesk（欧特克）公司首次于1982年开发的自动计算机辅助设计软件，用于二维绘图、详细绘制、设计文档和基本三维设计。现已经成为国际上广为流行的绘图工具。AutoCAD具有良好的用户界面，通过交互菜单或命令行方式便可以进行各种操作。它的多文档设计环境，让非计算机专业人员也能很快地学会使用。在不断实践的过程中更好地掌握它的各种应用和开发技巧，从而不断提高工作效率。AutoCAD具有广泛的适应性，它可以在各种操作系统支持的微型计算机和工作站上运行[2]。

本文结合给定参数，使用CAD软件对一级直齿减速器进行设计，并对主要零部件进行了强度校核，为汽车主减速器及汽车上其它齿轮传动零部件的设计奠定基础。

1.2研究内容本文以一级减速器机构为研究对象，以CAD2010为画图软件，并结合给定相关参数，建立了圆柱齿轮的参数化设计，通过该系统可以快速完成不同参数的圆柱齿轮的图纸。主要内容如下：

（1）通过给定的参数，并计算出相关的数据，然后进行运动和动力设计；

（2）根据给定的参数，并且结合上面所算出数据，对主要零部件尺寸进行设计，并对强度进行校核；

（3）根据计算出的零部件尺寸，绘画出各零部件和一级减速器的二维图纸。

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2.传动装置的运动和动力学分析2.1参数和传动方案选用Y系列三相异步电动机（Y132.M1-6），其技术数据：额定功率为5.5kw，满载转速为960r/min，V带连接，其中V带的传动比为2.5，一级直齿减速器齿轮的传动比为5。传动方案如下图所示：

图2.1传动方案

2.2动力和运动分析2.2.1转速

由满载转速和V带传动比计算高速轴转速：

nn1wi,(2.1)

i,为V带的传动比。i,=2.5，其中，本文中nw=960r/min，n1为高速轴转速；nw为额定转速；

代入式(2.1)，求得高速轴转速n1=384r/min。

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由高速轴和一级直齿减速器齿轮的传动比计算低速轴转速：

nn21i(2.2)

其中，n2为高速轴转速；i为一级直齿减速器齿轮的传动比。将n1和i的数据代入式(2.2)，得到低速轴转速n2=76.8r/min。

2.2.2功率

由给定的电动机额定功率和各零件传动效率计算两轴功率。高速轴输入功率：

p1pw14

(2.3)

其中，p1为高速轴输入功率；pw为额定功率；1为V带传动效率；4为联轴器传动效率。由文献[3]表2-3查得：10.96，4=0.98。电动机额定功率pw为5.5kW，将数据代入式(2.3)，计算得到高速轴输入功率p1为5.17kW。

高速轴功率：

p01p12

(2.4)

其中，p01为高速轴功率；2为滚动轴承传动效率。由文献[3]中表2-3查得：2=0.99。将数据代入式(2.4)，得到高速轴功率p01为5.12kW。

低速轴功率：

p02p011

(2.5)

其中，p02为低速轴功率；3为闭式齿轮传动效率。由文献[3]中表2-3查得：3=0.97。将数据代入式(2.5)，计算得到低速轴功率p02为4.97kW。

低速轴输出功率：

p2p022

(2.6)

其中，p2为低速轴输出功率。将数据代入式(2.6)，得到低速轴输出功率p2为4.92kW。

2.2.3转矩

由高速轴输入功率，低速轴功率，高速轴转速和各零件传动效率计算转矩。高速轴输入转矩：

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T1

9550p1n1

(2.7)

其中，T1为高速轴输入转矩。将数据代入式(2.7)，计算得到高速轴输入转矩T1为128.58Nm。

高速轴转矩：

T01T12

(2.8)

其中，T01为高速轴转矩。将数据代入式(2.8)，得到高速轴转矩T01为127.29Nm。低速轴转矩：

T02

9550p02n2

(2.9)

其中，T02为低速轴转矩。将数据代入式(2.9)，计算得到低速轴转矩T02为618.01Nm。低速轴输出转矩：

T2T022

(2.10)

其中，T2为低速轴输出转矩。将数据代入式(2.10)，得到低速轴输出转矩T2为611.83Nm。

2.3本章小结根据上述计算得出，减速器的运动和动力学参数如表2.1所示：

表2.1运动和动力设计参数轴名电动机轴高速轴低速轴

5.174.97

功率kw输入

输出5.55.124.92

128.58618.01

127.29611.83

38476.8

5

转矩N.m输入输出

转速r/min

传动比2.5

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3.齿轮传动的设计3.1齿轮参数的初步确定由参考文献[4]表11-1可知齿轮轴小齿轮45#调制，齿面硬度197-286HBS，接触疲劳极限Hlim1620MPa，弯曲疲劳极限FE1480MPa，大齿轮用ZG35SiMn调制，齿面硬度241-269HBS，接触疲劳极限Hlim2620MPa，弯曲疲劳极限FE2510MPa；由参考文献[4]表11-5可知，安全系数为SH1.1、SF1.25。

3.2模数的确定3.2.1计算分度圆直径

按照齿面接触疲劳强度计算分度圆直径，其表达式如下：

d1

32kT01i1zEzH2()diH(3.1)

其中，d1为分度圆直径；k为载荷系数，d为齿宽系数，由文献[4]中表11-6查得齿宽系数d为1。由文献[4]中表11-3查得：k为1.5；zE为材料弹性影响系数，由文献[4]中表11-4查得：zE为189.8；zH为区域系数，取值2.5；[H]为许用应力，其表达式为：

[H]

HlimsH

(3.2)

将Hlim1620MPa、SH1.1代入式(3.2)可得[H1]564MPa；将Hlim2620MPa、

SH1.1代入式(3.2)可得[H2]564MPa。因为H2等于H1，所以[H]取564MPa。将数

据带入式(3.1)，可得分度圆直径d168.78mm

3.2.2模数的选择

小齿轮齿数Z128，由小齿轮的分度圆直径和齿数确定模数，其表达式如下：

d1mz1

(3.3)

其中，m为模数。将齿数及分度圆直径数据带入式(3.3)中，可得模数m=2.46，取标准

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值为2.5。逆推式(3.3)，小齿轮分度圆直径d170mm。

3.3按齿根弯曲疲劳强度校核由模数可以校核齿根弯曲疲劳强度，其达式如下：

m

32kT01YFaYSadz12[F](3.4)

其中，YFa为外齿轮的齿形系数，YSa为外齿轮齿根修正系数。由文献[4]图11-8查得，小齿轮的齿形系数YFa1为2.65；齿轮的齿形系数YFa2为2.18；由文献[4]图11-9查得，小齿轮齿根修正系数YSa1为1.62，大齿轮齿根修正系YSa2为1.81。

[F]为许用应力，其表达式为：

[F]

FEsF

(3.5)

将FE160MPa、SF1.25带入式(3.5)，可得FE1480MPa；将FE2510MPa、

SF1.25带入式(3.5)，可得[FE1]384MPa，[FE2]408MPa。计算

YFa1YSa1YFa2YSa2F1F2

，

取较大值带入式(3.4)，计算可得m1.76，由于所取的标准模数大于计算得到的模数，因此满足齿根弯曲疲劳强度要求。

3.4齿轮的几何尺寸由小齿轮齿数及齿轮传动比可以确定大齿轮齿数，其表达式如下：

z2z1i

(3.6)

其中z2为大齿轮齿数，将z128、i5带入式(3.6)，可得大齿轮齿数z2140。由模数和齿数可以确定大齿轮分度圆直径，其表达式如下：

d2mz2

(3.7)

其中d2为大齿轮分度圆直径，将m=2.5、z2140带入式(3.7)，可得d2350mm。由齿数z1、z2、模数m以及齿顶高系数ha*可计算齿顶圆直径da1、da2，其表达式如下：

daz2ha*m

10(3.8)

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根据GB1356-1988规定：对于正常齿制，ha*=1，c*=0.25。将z128，模数m=2.5带入式(3.8)可得齿顶圆直径da175mm，将z2140，模数m=2.5带入式(3.8)可得齿顶圆直径

da2355mm。

由齿数z1、z2、模数m以及齿顶高系数ha*和顶隙系数c*可计算齿顶圆直径da1、da2，其表达式如下：

dfz2ha*2c*m

(3.9)

其中df为齿根圆直径，c*为顶隙系数，将数据带入式(3.9)，可得小齿轮齿根圆直径

df163.75mm、大齿轮齿根圆直径df2343.75mm。

由分度圆直径和齿宽系数计算可得齿轮宽度，其表达式如下

bdd

(3.10)

将d2350mm，d1带入式(3.10)，可得大齿轮齿宽b270mm，小齿轮比大齿轮大5mm，则小齿轮齿宽b175mm。

由两分度圆直径可确定齿轮的中心距a，其表达式如下：

a

1

(d1d2)2(3.11)

将d170mm、d2350mm带入式(3.11)可得中心距a210mm。

3.5齿轮精度校核齿轮的精度等级由小齿轮的圆周速度决定，其表达式如下：

v

d1n1601000(3.12)

将d170mm、n1384r/min带入式(3.12)，可得小齿轮圆周速度v1.41mm/s，参照文献[4]表11-2，可知选择8级精度合适。

3.6本章小结(1)本章通过模数的确定、弯曲疲劳强度校核和几何尺寸的计算，并计算齿轮的圆周速度来确定齿轮的精度得出大小齿轮具体的齿轮的几何尺寸，如表3.1所示。

(2)齿轮的零件图在附录中已给出。

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表3.1齿轮几何尺寸

分度圆直径

/mm小齿轮大齿轮

70350

齿顶圆直径

/mm75355

齿根圆直径

/mm63.75343.75

齿轮宽度/mm7570

中心距/mm

210

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4.传动轴的设计4.1高速轴的设计4.1.1估算最小直径

按扭转强度估算轴的直径，选45#，由文献[5]表15-3，可知扭转强度25-45MPa，材料常数A0126103，A0取125，其表达式如下

d0A03P01n1(4.1)

将A0125、n1384r/min、p015.12kw带入式(4.1)可得d029.64mm。高速轴最小轴直径计算表达式如下：

d011d0(10.05n)

(4.2)

其中，d011为高速轴最小轴直径；n为键槽数为1，带入式(4.2)可得d011为31.12mm由文献[6]表14-3，可得d01132mm。

4.1.2轴各段直径和长度的确定

高速轴为齿轮轴，共分为7段。左起第一段轴与带轮用键连接，直径d01132mm，长度L01160mm，根据参考文献[3]表10-26，键槽选用bh108，Lj132mm；左起第二段轴穿过轴承透盖，直径d01236mm，长度L01240mm；左起第三段轴安装深沟球轴承，直径d01340mm，长度L01320mm，并加工退刀槽；左起第四段轴为深沟球轴承的定位轴肩，直径d01445mm，长度L01420mm；左起第五段轴为齿轮轴，直径d01570mm，长度为小齿轮宽度L01575mm，左起第六段为深沟球轴承的定位轴肩，直径d01645mm，长度L01620mm；左起第七段轴安装深沟球轴承并加工退刀槽，直径d01740mm，长度

L01720mm。

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4.1.3高速轴危险截面校核

高速轴上所承受的作用力大小及方向如下图所示：

图4.1高速轴作用力示意图

其中，Ft1为作用在小齿轮上的圆周力；Fr1为作用在小齿轮上的径向力；Rah1和Rbh1为一对水平方向上的支座反力；Rav1和Rbv1为一对垂直方向上的支座反力；L1为两轴承中心

1

之间的距离(轴承宽度的一半与左起第六段的长度与小齿轮宽度的一半之和为L1，经计算

2L1=133mm)。

作用在小齿轮上的圆周力计算公式如下所示：

Ft1

2T01d1

(4.3)

将小齿轮转矩T01=127.29Nm和分度圆直径d1=70mm代入式(4.3)，计算得到作用在小齿轮上的圆周力Ft1为3636.86N。由于齿轮为圆柱直齿，水平方向的支座反力大小相等，

Rah1Rbh1

1

Ft11818.43N。2

作用在小齿轮上的径向力计算公式如下所示：

Fr1Ft1tan(4.4)

其中，为啮合角，对于标准直齿圆柱齿轮，啮合角20o。将作用在小齿轮上的圆周力Ft1代入式(4.4)，计算得到作用在小齿轮上的径向力Fr1为1323.71N。由于齿轮为圆柱直齿，且由于选用深沟球轴承，不存在轴向力，因此，垂直方向的支座反力大小相等，

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Rav1Rbv1

1Fr1661.86N。2

高速轴的水平弯矩、垂直弯矩、合成弯矩和当量弯矩公式如下所示：

1

MRah1L1h12

1Mv1Rav1L1

2

22MC1Mh1Mv122MMTC101e1

(4.5)

其中，Mh1为水平弯矩；Mv1为垂直弯矩；MC1为合成弯矩；Me1为当量弯矩；为折合系数(由于扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6)。将数据代入式(4.5)，

Mh1=120.93Nm；Mv1=44.01Nm；MC1=128.69Nm；Me1=149.65Nm。弯矩图如下所示：

图4.2

左起第四段与第五段接触的截面（如示意图中C处所示）处的当量弯矩最大，所以C

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处的剖面较为危险。该剖面的当量弯矩为149.65Nm，该处应力的计算公式为：

MTC1401W2W22ca1C

(4.6)

其中，ca1C为高速轴C截面的计算应力；W为高速轴的抗弯截面系数（对于圆截面，抗弯截面系数W0.1d3014，经计算W9112.5mm3）。经计算ca1C16.42MPa。查文献[6]中表15-1可知，许用弯曲应力1为60MPa，由于ca1C小于许用弯曲应力1，所以确定的尺寸符合安全规定。

左起第一段和第二段接触的截面（如示意图中D处所示）处虽仅受弯矩影响，但是直径较小，因此该截面也较为危险。该截面计算应力如下所示：

T

(4.7)ca1D01

W3

其中，ca1D为高速轴D截面的计算应力。该截面为圆截面，抗弯截面系数W0.1d011，

经计算W3276.8mm3。经计算ca1D25.3MPa，由于ca1D小于许用弯曲应力1，所以确定的尺寸符合安全规定。

4.2低速轴的设计4.1.1估算最小直径

按扭转强度估算轴的直径，选45#，由文献[5]表15-3扭转强度25-45MPa，材料常数

A0126103，A0取125，其表达式如下

A03d0

P02n2(4.8)

50.19mm。高速轴最将A0125、n276.8r/min、p024.97kw带入式(4.8)可得d0

小轴直径计算表达式如下：

(10.05n)d021d0

(4.9)

其中，d027为高速轴最小轴直径；n为键槽数为2，带入式(4.9)可得d027为55.21mm由文献[6]表14-3可得d02756mm。

4.1.2轴各段直径和长度的确定

低速轴为非齿轮轴，共分为7段，右起第一段轴与带轮用键连接，直径d02156mm，

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长度L02160mm，根据参考文献[3]表10-26

键槽选用bh1610，Lj145mm；右起

第二段轴穿过轴承透盖，直径d02263mm，长度L02240mm；右起第三段安装深沟球轴承并用套筒定位，直径d02370mm，长度L02348mm；右起第四段安装齿轮与轴用键槽连接，根据参考文献[3]表10-26

键槽选用bh2214，长度Lj350mm，轴直径

d02475mm，长度L02469.5mm；右起第五段为定位轴环直径d02585mm，长度L02510mm；右起第六段为定位轴肩，直径d02675mm，长度L02612.5mm；右起第七段

轴安装深沟球轴承，直径d02770mm，长度L02724mm。

4.1.3低速轴危险截面校核

低速轴上作用力大小及方向如下图所示：

图4.3低速轴作用力示意图

其中，Ft2为作用在大齿轮上的圆周力；Fr2为作用在大齿轮上的径向力；Rah2和Rbh2为一对水平方向上的支座反力；Rav2和Rbv2为一对垂直方向上的支座反力；L2为两轴承中心之间的距离(轴承宽度的一半与右起第六段的长度与轴环长度与大齿轮轴长度的一半之和1

为L2，经计算L2=116mm)。2作用在大齿轮上的圆周力计算公式如下所示：

Ft2

2T02d2

(4.10)

将大齿轮转矩T02=618.01Nm和分度圆直径d2=350mm代入式(4.10)，计算得到作用在

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小齿轮上的圆周力Ft2为3531.49N。由于齿轮为圆柱直齿，水平方向的支座反力大小相等，

Rah2Rbh2

1

Ft21765.75N。2低速轴的水平弯矩、垂直弯矩、合成弯矩和当量弯矩公式如下所示：

1

Mh22Rah2L2

1Mv2Rav2L2

2

22MMMh2v2C222MMTC202e2

(4.11)

其中，Mh2为水平弯矩；Mv2为垂直弯矩；MC2为合成弯矩；Me2为当量弯矩。将数据代入式(4.11)，Mh2=122.72Nm；Mv2=44.67Nm；MC2=130.60Nm；Me2=393.13Nm。弯矩图如下所示

图4.4低速轴的载荷分析图

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右起第三段与第四段接触的截面（如示意图中C处所示）处的当量弯矩最大，所以C处的剖面较为危险。该剖面的当量弯矩为393.13Nm，该处应力的计算公式为：

MTca2CC2402W2W22(4.12)

其中，ca2C为高速轴C截面的计算应力；W为高速轴的抗弯截面系数（对于圆截面，抗弯截面系数W0.1d133，经计算W34300.0mm3）。经计算ca2C11.46MPa。查文献[6]中表15-1可知，许用弯曲应力1为60MPa，由于ca2C小于许用弯曲应力1，所以确定的尺寸符合安全规定。

右起第一段和第二段接触的截面（如示意图中D处所示）处虽仅受弯矩影响，但是直径较小，因此该截面也较为危险。该截面计算应力如下所示：

T

(3.22)ca2D02W其中，ca2D为高速轴D截面的计算应力。该截面为圆截面，抗弯截面系数W0.1d113，经计算W17561.6mm3。经计算ca2D21.11MPa，由于ca2D小于许用弯曲应力1，所以确定的尺寸符合安全规定。

4.3本章小结根据上述计算得出高速轴与低速轴各段尺寸参数如表4.1所示。高速轴与低速轴零件图已在附录中给出。

表4.1高速轴与低速轴各段尺寸参数

高速轴参数（mm）直径长度

第一段

第二段第三段第四段第五段第六段第七段

32364045704540

60402020752020

低速轴参数（mm）直径长度56637075857570

60404869.51012.524

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5.滚动轴承及箱体的设计5.1滚动轴承的设计5.1.1高速轴上的滚动轴承设计

初选6208深沟球轴承，当量动载荷PFr1323.71N，根据工作条件预算轴承寿命，只受径向力作用，轴承寿命的表达式如下：

10ftcr1lH160n1fPp1

6

(5.1)

其中lH1为轴承寿命；ft为温度系数；fp为载荷系数；为寿命指数；cr1为径向基本额定动载荷。由文献[4]中表16-8查得：温度系数ft为1；fp为1。由文献[3]中表查得：cr1为29.5kw；=3。将数据带入式(5.1)，计算得到轴承寿命lH1为480402h，满足每天8小时工作的条件。

5.1.2低速轴上的滚动轴承设计

根据条件预算轴承的寿命。当量动载荷P2=Fr2=1285.36N，由于只受径向力作用，轴承寿命表达式如下：

lH2

10ftcr2

60n2fPp2

6

(5.2)

其中lH2为轴承寿命；cr2为径向基本额定动载荷。由文献[4]中表16-8查得：温度

系数ft为1；fp为1。由文献[3]中表查得：cr1为29.5kw；=3。将数据带入式(5.2)，计算得到轴承寿命lH1为22987348h，满足每天8小时工作的条件。

5.2箱体的设计5.2.1箱体总体尺寸和螺栓设计

根据文献[3]表4-1可查得，箱座壁厚，0.025a+18，将数据带入式子中，壁厚取8mm；箱盖壁厚1，0.02a+18，将数据带入公式中，壁厚取8mm；箱盖凸缘厚度b1，

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1.51=12mm；箱座凸缘厚度b，1.5=12mm；箱座底凸缘厚度b2，2.5=20mm；地脚螺

钉直径df，0.036a1219.56mm，取20mm；地脚螺钉数目n,a250，n=4；轴承旁连接螺栓直径d1，0.75df=16mm；箱盖与箱座连接螺栓直径d2，0.5df=12mm；连接螺栓d2的间距l为200；定位销直径d，0.7d2=7.08mm，取8mm；d1，d2和df至外箱壁距离

C1=18mm；d2和df至凸缘边缘距离C2=24mm；轴承旁凸台半径R1为24mm；凸台高度

30mm；箱盖，箱座助厚m，m10.851取8mm，m0.85取8mm；齿轮端面与内箱壁

2=8mm。

5.2.2箱体吊耳设计

根据文献[7]查表G.10，箱体吊耳壁宽B=40mm，吊耳宽20mm，吊耳长h=40mm。

5.2.3轴承端盖设计

选用轴承螺钉连接外装式轴承，根据文献[3]表4-1可查得，轴承端盖螺钉直径d3，

0.4df=9.78mm,取10mm。

根据文献[7]查表G.5，大轴承大径D=175mm；轴承端盖螺孔间直径D0=150mm；外径D2=125mm；轴承端盖内径D3=110mm;轴承盖厚度e=12mm；轴承盖螺钉个数n=6。

小轴承大径D=130mm;轴承端盖螺孔间直径D0=105mm；外径D2=125mm；轴承端盖内径D3=67mm;轴承盖厚度e=12mm；轴承盖螺钉个数n=6。

5.3润滑与密封5.3.1润滑

润滑油是用在各种类型汽车、机械设备上以减少摩擦，保护机械及加工件的液体或半

固体润滑剂，主要起润滑、冷却、防锈、清洁、密封和缓冲等作用。润滑脂主要由矿物油（或合成润滑油）和稠化剂调制而成。其作用主要是润滑、保护和密封。

根据文献[7]表F.1可以查得，齿轮传动部分的润滑油选用L-AN15（GB443-89），主要用于一般要求的齿轮、滑动轴承，润滑油的油面高度略高于大齿轮的齿顶圆直径的1/3，润滑油由大齿轮齿面带动与小齿轮齿面进行接触。根据表F.2可以查得，滚动轴承传动部分的润滑脂选用ZGN69-2（SY1514-82），主要用于机车、电机、汽车及其他机械的滚动

21北京工业大学通州分校毕业综合实践报告

轴承润滑。

5.3.2密封

轴承和箱体间，选用挡油盘进行密封。根据文献[7]表F.3查得，轴承透盖中，选用毡圈进行密封。高速轴的轴承透盖选用毡圈40JB/ZQ4606-86，毡圈的尺寸为外径53mm，内径39mm，宽度7mm。低速轴的轴承透盖选用84JB/ZQ4606-86，毡圈的尺寸外径84mm，内径63mm，宽度8mm。

5.4极限与配合、形位公差和表面粗糙度的选择5.4.1极限与配合

配合的定义：基本尺寸相同的,相互结合的孔和轴的公差带之间的关系称为配合。配合的种类分为间隙配合、过盈配合和过度配合。

（1）低速轴齿轮与轴的公差配合

齿轮与轴的配合为间隙配合，优先配合特性为基孔制，齿轮上孔的极限偏差为H7，由文献[7]中表C.4可知，上偏差为0.030mm，下偏差为0。根据孔的极限偏差，轴的极限偏差为g6，查表C.3可知，上偏差为-0.010mm，下偏差为-0.029mm。

（2）高速轴轴承和箱体的公差配合

高速轴轴承与箱体的配合为间隙配合，箱体上孔的极限偏差为H7，由文献[7]中表C.4可知，上偏差为0.030mm，下偏差为0。

（3）低速轴轴承和箱体的公差配合

低速轴轴承与箱体的配合为间隙配合，箱体上孔的极限偏差为H7，由文献[7]中表C.4可知，上偏差为0.035mm，下偏差为0。

（4）高速轴和轴承的公差配合

高速轴与轴承的配合为过盈配合，高速轴的极限偏差为k6，由文献[7]中表C.3可知，上偏差为0.018mm，下偏差为0.002mm。

（5）低速轴和轴承的公差配合

低速轴与轴承的配合为过盈配合，低速轴的极限偏差为k6，由文献[7]中表C.3可知，上偏差为0.021mm，下偏差为0.002mm。

5.4.2形位公差

由文献[7]表C.6与C.7可知，对于高速轴，左起第一段安装键槽，该处的对称度为0.015mm。左起第三段安装轴承，其圆柱度为0.011mm，圆跳动为0.030mm；左起第七段安装轴承，其圆柱度为0.011mm，圆跳动0.030mm，左起第五段为齿轮部分，该段的圆跳动为0.040mm；左起第三段和第四段连接处到左起第六段与左起第七段连接处的圆跳动为0.030mm。

由文献[7]表C.6与C.7可知，对于低速轴，右起第一段安装键槽，该处的对称度为0.012mm；右起第三段安装轴承，其圆柱度为0.013mm，圆跳动为0.040mm;右起第四段安

22北京工业大学通州分校毕业综合实践报告

装齿轮，其圆跳动为0.040mm；右起第四段安装键槽，该处的对称度为0.020mm，右起第七段安装轴承，其圆柱度为0.013mm，圆跳动为0.040mm。

5.4.3表面粗糙度选择

根据加工方法，由文献[7]查表C.17至C.20，对于高速轴，左起第二段穿过透盖，与毡圈相配合，其粗糙度Ra的上限值为1.6μm，其余粗糙度Ra的上限值为3.2μm，左起第三段与左起第七段安装轴承，其光洁度较高，粗糙度Ra的上限值为0.8μm。

对于低速轴，右起第二段穿过透盖，与毡圈相配合，其粗糙度Ra的上限值为1.6μm，其余粗糙度Ra的上限值为3.2μm，右起三段与右起第七段安装轴承，其光洁度较高，粗糙度Ra的上限值为0.8μm；对于大齿轮，与轴配合的孔的内壁粗糙度Ra的上限值为1.6μm，其余粗糙度Ra的上限值为3.2μm。

对于大齿轮，其具体的粗糙度见附录零件图。

5.5本章小结（1）对滚动轴承的疲劳寿命进行校核，满足每天8小时工作的条件；

（2）根据上述计算得出箱体各部分尺寸如表5.1所示。装配图已在附录中给出。

表5.1箱体的尺寸

名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁连接螺栓直径箱盖与箱座连接螺栓直径连接螺栓d2的间距窥视孔盖螺钉直径

符号

圆柱齿轮减速器尺寸关系

8812122020416122008

1

b1bb2dfnd1d2ld4

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定位销直径

d1，d2和df至外箱壁距离d2和df至凸缘边缘距离

dC1C2R1m1m

8182424881230

轴承旁凸台半径箱盖筋厚箱座筋厚轴承盖厚度凸台高度

eh

表5.2箱体吊耳尺寸名称吊耳壁宽吊耳宽吊耳长符号Bh表5.3大轴承轴承端盖尺寸名称轴承端盖螺钉直径轴承端盖大径轴承端盖螺孔间直径轴承端盖外径轴承端盖内径轴承端盖厚度轴承端盖螺钉个数符号d3尺寸数据(mm)402040尺寸数据10(mm)175(mm)150(mm)125(mm)110(mm)12(mm)6DD0D2D3en表5.4小轴承轴承端盖尺寸名称轴承端盖螺钉直径符号d324尺寸数据10(mm)北京工业大学通州分校毕业综合实践报告

轴承端盖大径轴承端盖螺孔间直径轴承端盖外径轴承端盖内径轴承端盖厚度轴承端盖螺钉个数DD0D2D3en130(mm)105(mm)125(mm)67(mm)12(mm)625北京工业大学通州分校毕业综合实践报告

结论本文以一级减速器机构为研究对象，以CAD2010为画图软件，并结合给定相关参数，建立了圆柱齿轮的参数化设计，通过该系统可以快速完成不同参数的圆柱齿轮的图纸。结论如下：

（1）根据已知的参数和传动方案计算出动力和运动的数据；

（2）根据已知的参数计算得到齿轮的几何尺寸并进行校核，绘制齿轮的零件图；（3）根据已知的参数计算得到传动轴的几何尺寸并对危险截面进行校核，绘制出传动轴的零件图；

（4）对滚动轴承的疲劳寿命进行校核，满足每天8小时工作的条件，并对箱体的基本尺寸进行计算，绘制一级直齿减速器的二维装配图。

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致谢本篇论文是在老师的悉心指导下完成的，老师从最初的定题，到资料收集，到写作、修改，到论文定稿，她给了我耐心的指导和悉心的帮助，在此我向她表示我诚挚的谢意。同时，感谢所有任课老师和所有同学给我的指导和帮助，是他们教会了我专业知识，教会了我如何学习，教会我如何做人。祝所有的老师培养出越来越多的优秀人才，桃李满天下！

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参考文献[1]中国汽车工业协会网站、FT中文网、Marklines，http://www.guancha.cn/Induatry/

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[3]王大康，卢颂峰主编.机械设计基础课程设计，北京工业大学出版社，2000.[4]杨可帧，程光蕴，李仲生主编。机械设计基础（第五版），高等教育出版社，2006.[5]西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著，濮良贵、纪名刚主编。机械设计，高等教育出版社，2001.

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[7]于惠力，张春宜，潘承怡主编。机械设计课程设计（第二版）科学出版，2013

28模 数m2.52820其余Ra3.2齿 数压力角分度圆Z20.030A-BRa0.80.040A-B齿顶圆0.011Ra0.80.0110.030A-Bdda17570C2Ra3.2Ra1.60.030A-B?32?45?45?40k6?40k6CRa3.2附录北京工业大学通州分校毕业综合实践报告

29B技术要求 197-286HBSAC422011525575209601200.015A27齿轮轴北工大通州分校1020.25A70Ra3.2mzda2df2d22.5140355343.75350208GB/T10095.1-2001模 数齿 数齿顶圆齿根圆分度圆压力角精度等级两处0.25ARa6.3220.040ARa1.6Ra3.2北京工业大学通州分校毕业综合实践报告

1.5x45°6x?20A?7580,4?350?145?21530技术要求1.正火处理241-269HBS2.未标注倒角为1，圆角为2齿 轮设计绘图审核肖霄肖霄1252010312520103图号材料0245#比例数量1:11北工大通州分校Q235Q235Q235Q235石棉橡胶纸HT200北京工业大学通州分校毕业综合实践报告

3165Mn35HT200HT200半粗羊毛毡45#HT20008FQ235Q23545#45#45#333231302928272625242322212019181716151413121110987654321序号齿轮减速器肖霄设计审核螺塞M20x16游标尺M8x20螺栓M12螺母垫圈螺栓M8x20窥视孔盖调整垫片螺栓M12x45机盖螺栓M16x90螺母M16垫圈销5x30机座轴承端盖轴承6214毡圈63键5x5轴承端盖调整垫片挡油环套筒大齿轮键22-14轴轴承6208轴承端盖键10x8齿轮轴毡圈36轴承端盖调整垫片名称1144441124166621121112组211112111112组数量1图号12520103HT200045#45#半粗羊毛毡HT2008F材料1:2比例1数量共 4 页第 1 页一级圆柱齿轮减速器0.0130.040A-BRa0.8Ra1.60.040C0.013A0.040Ra1.6Ra0.8?56?63?75?75BC67?70k6A24117,51002640.020C?70k61,25601040?8569,510北京工业大学通州分校毕业综合实践报告

32?10?2266510.012B轴设计绘图审核肖霄肖霄1252010312520103图号材料标准041:1比例45#数量18GB/T10095.1-2001北工大通州分校