單級圓柱齒輪傳動機構設計【F=3650,V=1.2,D=310】

28頁 8000字數+論文說明書+任務書+4張CAD圖紙【詳情如下】

任務書.doc

單級圓柱齒輪傳動機構裝配圖.dwg

單級圓柱齒輪傳動機構設計說明書【F=3650,V=1.2,D=310】.doc

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軸.dwg

齒輪.dwg

齒輪軸.dwg

單級圓柱齒輪傳動機構設計

目      錄

第一章 前言 ……………………………………………………………….…1

第二章 計算說明…………………………………………… ………3         

2.1.1傳動方案擬定…………….……………………………………3

2.1.2電動機的選擇……………………………………..…..……….4

2.1.3 確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比………….…..…….6

2.1.4傳動裝置的運動和動力設計……………………………………..7

2.2 普通V帶的設計………………………………………………….10

2.3 齒輪傳動的設計……………………………………..…………..15

2.4 傳動軸的設計………………………….………….……………..18

2.5 箱體的設計………..…………………….……………………….27

2.6 鍵連接的設計……………………………………………………29

2.7 滾動軸承的設計………………………………….………………31

2.8 潤滑和密封的設計………………………………..………………32

2.9 聯軸器的選擇…………………………….………………………33            

設計小結….…………………………………………………....…….41

參考文獻…...……………………………………………………...…43.

 前言

當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。近十幾年來,由于近代計算機技術與數控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機械傳動產品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產品更加精致，美觀化。

關鍵字：減速器  軸承  齒輪  機械傳動

一、 計算說明

設計:單級圓柱齒輪傳動機構設計

序號 主軸帶輪拉力F(N) 帶速度V(m/s) 帶輪直徑(mm) 齒輪傳動比i

19 3650 1.20 310 5.33

方案擬定：

　　　采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便

1.電動機          2.V帶傳動            3.圓柱齒輪減速器

4.連軸器           5.滾筒                6.運輸帶

2.1.2電動機選擇

1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 

2、電動機容量選擇：

（3）選擇軸承型號

查課本表11-5，選擇6211軸承  Cr=43.2KN

由課本式11-3有

  

∴預期壽命足夠

∴此軸承合格

十一、密封和潤滑的設計

1.密封

 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。

2．潤滑

(1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離H不應小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。

(2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。

十二．聯軸器的設計

（1）類型選擇

  由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯。

  （2）載荷計算

計算轉矩TC=KA×TⅡ=1.3×1022.29=1158.98Nm，

其中KA為工況系數，由課本表14-1得KA=1.3

（3）型號選擇

根據TC，軸徑d，軸的轉速n， 查標準GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性柱銷聯，其額定轉矩[T]=1250Nm, 許用轉速[n]=3750r/m ,故符合要求。

設計小結

  　　機械畢業(yè)設計是我們機械類專業(yè)學生最后一次較全面的機械設計，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。

　　(1) 通過這次機械畢業(yè)設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。

　　(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。

　　(3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經驗數據，進行經驗估算和數據處理等。

參考文獻

[1]《機械設計課程設計》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編，1995年12月第一版；

[2]《機械設計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2001年7月第七版；

[3]《簡明機械設計手冊》，同濟大學出版社，洪鐘德主編，2002年5月第一版；

[4]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編，2002年6月第一版；

[5]《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編

[6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年8月第四版；

[7]《互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001年1月第四版[8]《機械設計基礎課程設計指導書（第二版）》，高等教育出版社，陳立德主編，牛玉麗副主編，2004年7月第二版。

[9]裝卸機械技術性能手冊  交通部海洋運輸管理局主編  港口裝卸雜志社 1987年11月

[10]機械零件  吳宗澤主編  中央廣播電視大學出版社  1996

[11]潤滑油應用及設備潤滑  張晨輝  林亮智編  中國石化出版社 2002年

2011年 《機械設計基礎》課程設計 任務書 一、 題目 ： 單級圓柱齒輪 傳動機構 設計 二、 內容 ： （設計步驟參考 文獻 [1]第 17章 實例 ） （ 1） 確定 齒輪機構 傳動方案（參考 [1]第 2、第 17章）； 根據所給數據，確定單級圓柱齒輪 機構 各軸的 輸入功率、 轉速和轉矩 （參考 [1]中 ； 選擇電動機 的額定功率（ W）和同步轉速（ r/； （ 2）高速齒輪軸（第一軸）設計 參考 [1]中 162 頁進行高速軸的結構設計、參考教材中“圓柱齒輪強度設計”的內容，對小齒輪進行設計與校核（齒輪模數選用 [2]教材第 75頁表 7第一系列中的數值）、進行鍵的選擇與校核、按 [2]第 16章 204“對于既傳遞轉矩又承受彎矩的軸”設計方法核公式，對該軸進行強度校核； （ 3） 第二軸大齒輪設計 計算 確定大齒輪的 參 數 并校核 （ 選擇硬齒面齒輪的材料和熱處理方式 ）、 計算大齒輪的幾何尺寸，選擇大齒輪的結構（參考 [2]第 7章）。 （ 4） 軸承 選型 設計 參考 [2]第 18章例 18擇 并 校核 一軸和二軸的 軸承型號。 （ 5） 制 圖 ： 繪制 單級圓柱齒輪 傳動機構高速齒輪 軸 圖 1 份 （ 第二軸大齒輪圖 1份 （ ； 參考 [1]的 附 圖 2和 有關的 設計 資料 。 要求： 圖紙表達清楚規(guī) 范，標注尺寸完整，注有主要的公差或極限尺寸 ； 圖紙具有邊框、標題欄、技術要求；計算機制圖均可 。 （ 6） 編寫 設計說明書 1 份 ，參考 [1] 、 第 17 章 ； 要求： 結構規(guī)范、層次清楚、圖文并茂。 計算機打字都可以 。 （ 7） 注：不設計箱體 （ 8）課程設計為單獨評分，是必修的學分。 三、 時間 ： 2011年 5月 1日 0日 。 四、 參考書 ： [1] 朱文堅、黃平《機械設計課程設計》第二版，華南理工大學出版社， 2004年 [2] 黃平、朱文堅 . 《機械設計基礎》，華南理工大學出版社， 2003年 五、 設計數據 序 號 主軸 帶輪拉力 F(N) 帶速度 V(m/s) 帶輪直徑 (齒輪 傳動比 i 19 3650 10 單級圓柱齒輪傳動機構設計 目 錄 第一章 前言 ……………………………………………………………… .… 1 第二章 計算 說明 …………………………………………… ……… 3 ………… .…………………………………… 3 ………………………………… ..… ..……… 確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比 ………… .… ..…… 傳動裝置的運動和動力設計 …………………………………… .通 …………… ………………………………… 輪傳動的設計 …………………………………… ..………… .動軸的設計 ………………………… .………… .…………… .體的設計 ……… ..…………………… .……………………… 連接的設計 …………………………………………………… 29 動軸承的設計 ………………………………… .……………… 31 滑和密封的設計 ……………………………… ..……………… 32 軸器的選擇 …………………………… .………………… …… 33 設計小結 … .………………………………………………… ....…… 考文獻 … ...…………………………………………………… ...… 43. 前言 當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。近十幾年來 ,由于近代計算機技術與數控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機械傳動產品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及 造型設計藝術化，使產品更加精致，美觀化。 關鍵字： 減速器 軸承 齒輪 機械傳動 一、 計算說明 設計 :單級圓柱齒輪傳動機構設計 序號 主軸帶輪拉力 F(N) 帶速度 V(m/s) 帶輪直徑 (齒輪傳動比 i 19 3650 10 案擬定： 采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便 。 動機選擇 1、電動機類型和結構的選擇：選擇 Y 系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇： 電動機所需工作功率為： 式（ 1）：Ｐ d＝ＰＷ／η a ( 由式 (2)：ＰＷ＝Ｆ V/1000 (因此 V/1000η a (由電動機至運輸帶的傳動總效率為： η 總 =η １ ×η２ ３ ×η ３ ×η ４ ×η 5 式中：η 1、η 2、η 3、η 4、η 5 分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯軸器和卷筒的傳動效率。 取η １ =η２＝ ３＝ η ４＝０ 則： η 總 = 以：電機所需的工作功率： 000η 總 =(3650× (1000× = 3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： n 卷筒＝ 60× 1000· V/（π· D） =(60× 1000× （ 310·π） =r/據手冊Ｐ ７ 表１推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ｉ’ =3～６。 取Ｖ帶傳動比Ｉ１’ =２～４ 。則總傳動比理論范圍為：Ｉ a’＝ 6~24 故電動機轉速的可選范為 N’ d=I’a× n 卷筒 =(16～ 24)× 443～ r/符合這一范圍的同步轉速有： 750、 1000 和 1500r/據容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表） 方案 電 動機 型號 額定功率 電動機轉速 (r/電動機重量 N 參考價格 傳動裝置傳動比 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 V 帶傳動 減速器 1 500 1440 650 1200 000 960 800 1500 50 720 1240 2100 合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格 定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比： 由選定的電動機滿載轉速 工作機主動軸轉速 n 1、 可得傳動裝置總傳動比為 ： ia=nm/n=nm/n 卷筒 =960/帶傳動、減速器傳動比，可見第 2 方案比較適合。 此選定電動機型號為 主要性能： 電動機主要外形和安裝尺寸 ： 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比 ia=i （ 式中 i 分別為帶傳動 和減速器的傳動比 ） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據指導書 1， 取 普通 V 帶 i=2～ 4） 因為： i 所以： i＝ 、傳動裝置的運動和動力設計： 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸 ，Ⅱ軸， .....i0,.....η 01， η 12， .....PⅠ， PⅡ， ..... （ TⅠ， TⅡ， ..... （ N· m） nⅠ ,nⅡ ,..... （ r/ 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數 運動參數及動力參數的計算 1）計算各軸的轉數： Ⅰ軸： nⅠ =960/ r/ Ⅱ軸： nⅡ = nⅠ / =r/筒軸： nⅢ = nⅡ （ 2）計算各軸的功率 ： Ⅰ軸： PⅠ = 01 = 1 = Ⅱ軸： PⅡ = PⅠ ×η 12= PⅠ ×η 2×η 3 =11（ 卷筒軸： PⅢ = PⅡ· η 23= PⅡ· η 2· η 4 =11× 計算各軸的輸入轉矩 ： 電動機軸輸出轉矩為： 550· Pd/550× 60 =· m Ⅰ軸： TⅠ = 01= 1 =· m Ⅱ 軸： TⅡ = TⅠ · 12= TⅠ · 2· η 4 =· m 卷筒軸輸入軸轉矩 ： T Ⅲ = TⅡ· η 2· η 4 =N· m 計算各軸的輸出功率： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率： 故： P’Ⅰ =PⅠ ×η 軸承 =’Ⅱ = PⅡ ×η 軸承 =11× 算各軸的輸出轉矩： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則： T’Ⅰ = TⅠ ×η 軸承 =N· m T’ Ⅱ = TⅡ ×η 軸承 =N· m 綜合以上數據，得表如下 = 軸名 效率 P （ 轉矩 T （ N· m） 轉速 n r/動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 60 軸 軸 筒軸 速驗算： V= /（ 1000× 60） =960× 100·π /（ 1000× 60） =m/s 介于 5~25m/s 范圍內，故合適 確定帶長和中心距 a： （ d1+ 2·（ d1+ V 帶的設計 （ 1）選擇普通 V 帶型號 由 A· P= 根據課本 、 B 型交 界線處，故 A、 方案 1：取 帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 00mm d2=(1· (1 =100× (表 9 74 (雖使 但其誤差小于 5%，故允許 ) 100+274） ≤ 2×（ 100+274） 定中心距 00 ，則帶長為 · ·（ d1++（ 2/(4· =2× 500+π·（ 100+274） /2+（ 2742/(4× 500) =表 9d=1400 實際中心距 a=2=500+(2=算小帶輪上的包角 α 1 α 1=180-( 57.3/a =180-(274 20 合適 確定帶的根數 Z= ( =（ = 要取 7根 帶 計算軸上的壓力 由書 9 00· α · c+q· 500× （ 7× +N 由課本 9· z· /2) =2× 7× )=N 方案二：取 帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 40d2=(1· (1 =140× (表 984 (雖使 其誤差小于 5%，故允許 ) 帶速驗算： V= /（ 1000× 60） =960× 140· π /（ 1000× 60） =m/s 介于 5~25m/s 范圍內，故合適 確定帶長和中心距 a： d1+ 2· （ d1+ 140+384）≤ 2×（ 140+384） 1048 初定中心距 00 ，則帶長為 · ·（ d1++（ 2/(4· =2× 700+π·（ 140+384） /2+（ 3842/(4× 700) =2244.2 表 9d=2244 a=2=700+(2=算小帶輪上的包角 α 1 α 1=180-( 57.3/a =180-(384 20 合適 確定帶的根數 Z= ( =（ = 取 3根 帶 計算軸上的壓力 由書 9 00· α · c+q· =500× （ 3× +N 由課本 9· z· /2) =2× 3× ) =N 綜合各項數據比較得出 方案二 更適合帶速驗算： V= /（ 1000× 60） =960× 140· π /（ 1000× 60） =m/s 介于 5~25m/s 范圍內，故合適 確定帶長和中心距 a： d1+ 2· （ d1+ 140+384）≤ 2×（ 140+384） 1048 初定中心距 00 ，則帶長為 · ·（ d1++（ 2/(4· =2× 700+π·（ 140+384） /2+（ 3842/(4× 700) =2244.2 表 9d=2244 a=2=700+(2=算小帶輪上的包角 α 1 α 1=180-( 57.3/a =180-(384 20 合適 確定帶的根數 Z= ( =（ = 取 3根 帶 計算軸上的壓力 由書 9 00· α · c+q· 500× （ 3× +N 由課本 9· z· /2) =2× 3× ) =N 綜合各項數據比較得出 方案二 更適合 輪傳動的設計 ： (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為 45號鋼調質，齒面硬度為 250齒輪選用 45號鋼正火，齒面硬度為 200 齒輪精度初選 8級 (2)、初選主要參數 0 ， i= 1· i=20× 07 取ψ a=ψ d= i+1）· = 3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 21 123????????? ］［ σΨ ε○ 1 載荷系數 查課本表 6 K=○ 2 小齒輪名義轉矩 106× P/106× 105 N· 3 材料彈性影響系數 由課本表 6○ 4 區(qū)域系數 5 重合度系數 ε t= 1/） =（ 1/20+1/107） =ε = ??? ○ 6 許用應 力 查課本圖 6a） M P 1 01l i m ?］［ σ 602］［ σ 查表 6按一般可靠要求取 則 1 01?σ］［ σ 6 02?σ］［ σ 取兩式計算中的較小值 ，即［σ H］ =560是 21 123????????? ］［ σΨ ε????? ?????? =4)確定模數 m=1≥ 0=取標準模數值 m=3 (5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 ］［ σσε ?112校核 式中 ○ 1 小輪分度圓直徑 d1=m· Z=3× 20=602齒輪嚙合寬度 b=Ψ d· 60=603復合齒輪系數 4重合度系數 t =5許用應力 查圖 6a） σ 45 σ 20表 6取 9 51l i ??σ］［ σ 7 02l i ??σ］［ σ ○6計算大小齒輪的0 2 2 3 ?］［ ?］［ σ σ2］［ σ則有 2112 ???? ????? εσ T =σ F］ 2 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 （ 6） 幾何尺寸計算 d2=m· × 107=321a=m ·（ 2） =3×（ 20+107） /2=190.5 mm b=60 0 取小齒輪寬度 5 （ 7）驗算初選精度等級是否合適 齒輪圓周速度 v=π· 60× 1000） =60× 60× 1000） =m/s 對照表 6知選擇 8級精度合適。 輪軸的設計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1， 5— 滾動軸承 2— 軸 3— 齒輪軸的輪齒段 4— 套筒 6— 密封蓋 7— 軸端擋圈 8— 軸承端蓋 9— 帶輪 10— 鍵 d1=m· (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用 45#調質，硬度 217~255的輸入功率為 PⅠ =W 轉速為 nⅠ =r/據課本 13式，并查表 13 c=115 d≥ 33 ???Ⅰ(3)確定軸各段直徑和長度 ○ 1 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯接，則軸應該增加 5%，取 30帶輪的寬度 B=（ e+2· f =（ 3 18+2× 8=52 則第一段長度 02右起第二段直徑取 38據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為 30取第二段的長度 03右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用 6208型軸承，其尺寸為 d× D× B=40× 80× 18，那么該段的直徑為 40度為 04右起第四段，為滾動軸承的定位軸徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 48度取 105右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ 66度圓直徑為Φ 60輪的寬度為 65，此段的直徑為 66度為56右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩 ,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 48度取 107右起第 七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 40度84)求齒輪上作用力的大小、方向 ○1小齒輪分度圓直徑： 02作用在齒輪上的轉矩為： 105 N· 3求圓周力： t=2T2/× 105/60=4求徑向力 r=t， （ 5）軸長支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力： B= = 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 那么 = =62/124= （ 6）畫彎矩圖 右起第四段剖面 水平面的彎矩： A× 62=m 垂直面的彎矩 ： 62=m 合成彎矩： 221221 ??????（ 7）畫轉矩圖： T= =m （ 8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α =得右起第四段剖面 2222 ??? α （ 9）判斷危險截面并驗算強度 ○ 1 右起第四段剖面 其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 已知 由課本表 13 ［σ =60 則： σ e= = =1000/(443)=m<［σ ○2右起第一段 該面也為危險截面： ??? ）（ α σ e= = =1000/(303)=m<［σ 所以確定的尺寸是安全的 。受力圖如下 ： 輸出軸的設計計算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖 ） 1， 5— 滾動軸承 2— 軸 3— 齒輪 4— 套筒 6— 密封蓋 7— 鍵 8— 軸承端蓋 9— 軸端擋圈 10— 半聯軸器 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用 45#調質，硬度 217~255的輸入功率為 PⅡ =W 轉速為 nⅡ =r/據課本 13，并查表 13 c=115 d≥ 33 ???Ⅰ(3)確定軸各段直徑和長度 ○1從聯軸器開始右 起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加 5%，取Φ 45據計算轉矩 A× TⅡ =標準 5014— 2003，選用 彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為 4段長 22右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ 52據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器左端面的距離為 30取該段長為 43右 起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向 力為零，選用 6211 型軸承，其尺寸為 d× D× B=55× 100× 21，那么該段的直徑為Φ 55度為 6 ○4右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加 5%，大齒輪的分度圓直徑為 270第四段的直徑取Φ 60輪寬為 b=60了保證定位的可靠性，取軸段長度為 85右起第五段，考慮齒輪的軸向定位 ,定位軸肩，取軸肩的直徑為 66長度取 06右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 55度 14)求齒輪上作用力的大小、方向 ○1大齒輪分度圓直徑： 70 2 作用在齒輪上的轉矩為： 105N· 3求圓周力： t=2T2/× 105/270=4求徑向 力 r=t， （ 5）軸長支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力： B= = 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 那么 = =62/124= （ 6）畫彎矩圖 右起第四段剖面 水平面的彎矩： A× 62= m 垂直面的彎矩： = =× 62=m 合成彎矩： 221221 ??????（ 7）畫轉矩圖： T= =m （ 8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α =得右起第四段剖面 2222 ??? α （ 9）判斷危險截面并驗算強度 ○1右起第四段剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 已知 由課本表 13 ［σ =60 則： σ e= = =1000/(603)=m<［σ ○2右起第一段 該面也為危險截面： ??? ）（ α σ e= = =1000/(453)=m<［σ 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計 算所需的圖如下： 體結構設計 (1)窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。 (2)放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。 (4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上 安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于 需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。 (7)調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用。 (8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 (9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據具體情況選用。 箱體結構尺寸選擇如下表： 名稱 符號 尺寸（ 機座壁厚 δ 8 機蓋壁厚 δ 1 8 機座凸緣厚度 b 12 機蓋凸緣厚度 b 1 12 機座底凸緣厚度 b 2 20 地腳螺釘直徑 0 地腳螺釘數目 n 4 軸承旁聯結螺栓直徑 6 機蓋與機座聯接螺栓直徑 2 聯軸器螺栓 間距 l 160 軸承端蓋螺釘直徑 0 窺視孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑 d 8 外機壁距離 6, 22, 18 凸緣邊緣距離 4, 16 軸承旁凸臺半徑 4, 16 凸臺高度 h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外機壁至軸承座端面距離 60， 44 大齒輪頂圓與內機壁距離 △ 1 12 齒輪端面與內機壁距離 △ 2 10 機蓋、機座肋厚 ， 7 軸承端蓋外徑 07， 105 軸承端蓋凸緣厚度 t 10 軸承旁聯接螺栓距離 S 盡量靠近，以 不干涉為準，一 般 s=聯接設計 1．輸入軸與大帶輪聯接采用平鍵聯接 此段軸徑 01=50手冊得，選用 C 型平鍵，得： 8× 7 L=02=m h=7據課本 10得 σ p=4 · T/(d· h· L) =4× 1000/（ 30× 7× 42） = [σ R] (1102、 輸入軸與齒輪 1聯接采用平鍵聯接 軸徑 43TⅠ =m 查手冊 選 鍵 12× 8 l=20 h=8σ p=4 · TⅠ /（ d· h· l） =4× 1000/（ 44× 8× 50） = [σ p] (1103、輸出軸與齒輪 2 聯接用平鍵聯接 軸徑 0 8 TⅡ =手冊 用 A 型平鍵 鍵 18× 11 l=02 h=11 p=4· TⅡ /（ d· h· l） =4× 1000/（ 60× 11× 42） = [σ p] (110 十．滾動軸承設計 根據條件，軸承預計壽命 365× 8=14600 小時 計計算 （ 1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 以 P=）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 50 48 . 38 0 010 60··'1616??????? εε ）（）（ （ 3）選擇軸承型號 查課本表 11擇 6208軸承 課本式 110)(6010 366 ???????? ）（ε∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 （ 1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 以 P= 2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 6 6 9 6 . 6 3 60··'1616??????? εε ）（）（ （ 3）選擇軸承型號 查課本表 11擇 6211軸承 課本式 110)(6010 366 ???????? ）（ε ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 十一、密封和潤滑的設計 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的 目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑 。 2．潤滑 (1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度 v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離 H 不應小于 30~50于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動 ,每傳遞 1油量 (2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這 樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 十二．聯軸器的設計 （ 1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單， 對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯。 （ 2）載荷計算 計算轉矩 A× TⅡ = 其中 課本表 14A= 3）型號選擇 根據 徑 d，軸的轉速 n， 查標準 5014— 2003，選用 彈性柱銷聯，其額定轉矩 [T]=1250許用轉速 [n]=3750r/m ,故符合要求。 設計小結 機械畢業(yè)設計是我們機械類專業(yè)學生最后一次較全面的機械設計，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。 (1) 通過這次機械畢業(yè)設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 (2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 (3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、 標準和規(guī)范等）以及使用經驗數據，進行經驗估算和數據處理等。 參考文獻 [1]《機械設計課程設計》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編，1995年 12月第一版； [2]《機械設計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編， 2001年 7月第七版； [3]《簡明機械設計手冊》，同濟大學出版社，洪鐘德主編， 2002 年 5 月第一版； [4]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002 年 6 月第一版； [5]《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編 [6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年 8月第四版； [7]《互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編， 2001年 1月第四版 [8]《機械設計基礎課程設計指導書（第二版）》，高等教育出版社，陳立德主編，牛玉麗副主編， 2004 年 7 月第二版。 [9]裝卸機械技術性能手冊 交通部海洋運輸管理局主編 港口裝卸雜志社 1987年 11月 [10]機械零件 吳宗澤主編 中央廣播電視大學出版社 1996 [11]潤滑油應用及設備潤 滑 張晨輝 林亮智編 中國石化出版社 2002年 《機械設計基礎》課程設計 第一節(jié) 《機械設計基礎》課程設計概述 一、課程設計的目的 《機械設計基礎》課程是一門技術基礎課，目的在于培養(yǎng)學生機械設計能力。課程設計是《機械設計基礎》課程最后一個重要的實踐性教學環(huán)節(jié)，也是機電類專業(yè)學生第一次較為全面的機械設計訓練，其目的為： （ 1）通過課程設計培養(yǎng)學生綜合運用《機械設計基礎》課程及其它先修課程的理論知識，解決工程實際問題的能力，并通過實際設計訓練，使理論知識得以鞏固和提高。 （ 2）通過課程設計的實踐使學生掌握一般機械設計的基本方法和程序，培養(yǎng)獨立設計能力。 （ 3）進行機械設計工作基本技能的訓練，包括訓練、計算、繪圖能力、計算機輔助設計能力，熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準、規(guī)范等）。 二、課程設計的內容和任務 1、課程設計的內容 本課程設計選擇齒輪減速器為設計課題，設計的主要內容包括以下幾方面： （ 1）擬定、分析傳動裝置的運動和動力參數； （ 2）選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數； （ 3）進行傳動件的設計計算，校核軸、軸承、聯軸器、鍵等； （ 4）繪制減速器裝配圖及典型零件圖（有條件可用 制）； （ 5）編寫設計計算說明書。 2、課程設計 的任務 本課程設計要求在 2 周時間內完成以下的任務： （ 1）繪制減速器裝配圖 1 張（ 紙）； （ 2）零件工作圖 2 張（齒輪、軸、箱體等任選 2 個， 紙）； （ 3）設計計算說明書 1 份，約 6000 字左右。 三、課程設計的步驟 課程設計是一次較全面較系統(tǒng)的機械設計訓練，因此應遵循機械設計過程的一般規(guī)律，大體上按以下步驟進行： （ 1）設計準備 認真研究設計任務書，明確設計要求和條件，認真閱讀減速器參考圖，拆裝減速器，熟悉設計對象。 （ 2）傳動裝置的總體設計 根據設計要求擬定傳動總體布置方案，選擇原動機，計算傳動 裝置的運動和動力參數。 （ 3）傳動件設計計算 設計裝配圖前，先計算各級傳動件的參數確定其尺寸，并選好聯軸器的類型和規(guī)格。一般先計算外傳動件、后計算內傳動件。 （ 4）裝配圖設計 計算和選擇支承零件，繪制裝配草圖，完成裝配工作圖。 （ 5）零件工作圖設計 零件工作圖應包括制造和檢驗零件所需的全部內容。 （ 6）編寫設計說明書 設計說明書包括所有的計算并附簡圖，并寫出 設計總結。 《機械設計基礎》課程設計時間分配如表 1 表 1課程設計步驟 次序 設計內容 時間分配（天） 1 設計準備 擬定設計方案 傳動件和軸的設計計算 裝配圖的設計 4 5 設計零件圖 2 6 編寫設計說明書 、設計任務書 設計題目 設計帶式運輸機傳動裝置 原始數據見表 1 運輸帶工作拉力 F=_________N 運輸帶工作速度 V=_________m/s 卷筒直徑 D=___________日工作時間 T=24h 傳動工作年限 a=5 年 工作條件 轉動不逆轉，載荷平穩(wěn)，起動載荷為名義載荷的 ，運輸帶速度允許誤差為 +5% 表 1原始數據 參數 題號 1 2 3 4 5 運輸帶工作拉力 F/（ N） 2300 2100 1900 2200 2000 運輸帶工作速度 V/（ m/s） 筒直徑 D/(400 400 400 450 450 第二節(jié) 傳動裝置的總體設計 傳動裝置的總體設計，主要包括擬定傳動方案、選擇原動機、確定總傳動比和分配各級傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數。 一、擬定傳動方案 機器通常由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。傳動裝置將原動機的動力和運動傳遞給工作機，合理擬定傳 動方案是保證傳動裝置設計質量的基礎。課程設計中，學生應根據設計任務書，擬定傳動方案，分析傳動方案的優(yōu)缺點?，F考慮有以下幾種傳動方案如圖 2 I a) b) c) d) 圖 2帶式運輸機 傳動方案比較 傳動方案應滿足工作機的性能要求，適應工作條件，工作可靠，而且要求結構簡單，尺寸緊湊，成本低，傳動效率高，操作維護方便。 設計時可同時考慮幾個方案，通過分析比較最后選擇其中較合理的一種。下面為圖 1 中 a、 b、 c、 d 幾種方案的比較。 a 方案 寬度和長度尺寸較大，帶傳動不適應繁重的工作條件和惡劣的環(huán)境。但若用于鏈式或板式運輸機，有過載保護作用； b 方案 結構緊湊，若在大功率和長期運轉條件下使用，則由于蝸桿傳動效率低，功率損耗大，很不經濟； c 方案 寬度尺寸小 ,適于在惡劣環(huán)境下長期連續(xù)工作 錐齒輪加工比圓柱齒輪困難； d 方案 與 b 方案相比較 ,寬度尺寸較大，輸入軸線與工作機位置是水平位置。宜在惡劣環(huán)境下長期工作。 故選擇方案 a，采用 V 帶傳動（ i=2~4）和一級圓柱齒輪減速器 (i=3~5)傳動。傳動方案簡圖如圖 2： 1234561— V 帶傳動； 2— 電動機； 3— 圓柱傳動減速器； 4— 聯軸器； 5— 輸送帶； 6— 滾筒 圖 2式運輸機傳動裝置 二、選擇原動機 —— 電動機 電動機為標準化、系列化產品，設計中應根據工作機的工作情況和運動、動力參數，根據選 擇的傳動方案，合理選擇電動機的類型、結構型式、容量和轉速，提出具體的電動機型號。 1、選擇電動機類型和結構型式 電動機有交、直流之分，一般工廠都采用三相交流電，因而選用交流電動機。交流電動機分異步、同步電動機，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電動機應用最多，目前應用較廣的 Y 系列自扇冷式籠型三相異步電動機，結構簡單、起動性能好，工作可靠、價格低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合，如運輸機、機床、農機、風機、輕工機械等。 2、確定電動機的功率 電動機功率選擇直 接影響到電動機工作性能和經濟性能的好壞：若所選電動機的功率小于工作要求，則不能保證工作機正常工作；若功率過大，則電動機不能滿載運行，功率因素和效率較低，從而增加電能消耗，造成浪費。 本課程設計的題目為長期連續(xù)運轉、載荷平穩(wěn)的機械，確定電動機功率的原則是： V/1000η w=550η w 電動機的額定功率 電動機的輸出功率 工作機的輸入功率 η — 電動機至工作機間的總效率 η =η 1η 2η 3……η n η 1η 2η 3……η n 分別為傳動裝置中各傳動副（齒輪、蝸桿、帶或鏈、軸承、聯軸器）的效率，設計時可參考表 2取。 F— 工作機的工作阻力 V— 工作機卷筒的線速度 T— 工作機的阻力矩 工作機卷筒的轉速 η w— 工作機的效率 表 2機械傳動和軸承效率的概略值 類型 效率 開式 閉式 圓柱齒輪傳動 帶傳動 — 滾動軸承（每對） 性聯軸器 算傳動裝置的總效率時需 注意以下幾點： （ 1）若表中所列為效率值的范圍時，一般可取中間值 （ 2）同類型的幾對傳動副、軸承或聯軸器，均應單獨計入總效率 （ 3）軸承效率均指一對軸承的效率 3、確定電動機的轉速 同一類型、相同額定功率的電動機低速的級數多，外部尺寸及重量較大，價格較高，但可使傳動裝置的總傳動比及尺寸減少；高速電動機則與其相反，設計時應綜合考慮各方面因素，選取適當的電動機轉速。 三相異步電動機常用的同步轉速有 3000r/1500r/1000r/750r/選用 1500r/ 1000r/電動機。 常用傳動機構的性能及適用范圍見表 2 表 2常用機構的性能及適用范圍 傳動機構 選用指標 平帶傳動 V 帶傳動 鏈傳動 圓柱齒輪傳動 功率（常用值） / （≤ 20） 中 （≤ 100） 中 （≤ 100） 大 （最大達50000） 單級傳動比 常用值 2~4 2~4 2~5 3~5 最大值 5 7 6 8 傳動效率 查表 2用的線速度 ≤ 25 ≤ 25~30 ≤ 40 6 級精度≤ 18 外廓尺寸 大 大 大 小 傳動精度 低 低 中等 高 工作平穩(wěn)性 好 好 較差 一般 自鎖性能 無 無 無 無 過載保護作用 有 有 無 無 使用壽命 短 短 中等 長 緩沖吸振能力 好 好 中等 長 要求制造及 安裝精度 低 低 中等 高 要求潤滑條件 不需 不需 中等 高 環(huán)境適應性 不能接觸酸、堿、油、爆炸性氣 體 好 一般 設計時可由工作機的轉速要求和傳動結構的合理傳動比范圍，推算出電動機轉速的可選范圍，即 nW 電動機可選轉速范圍 i1, 各級傳動機構的合理傳動比范圍 由選定的電動機類型、 結構、容量和轉速查手冊，查出電動機型號，并記錄其型號、額定功率、滿載轉速、中心高、軸伸尺寸、鍵聯接尺寸等。 設計傳動裝置時，一般按電動機的實際輸出功率 速則取滿載轉速 例 如前圖 a 所示帶式運輸機的傳動方案。已知卷筒直徑 D=500輸帶的有效拉力 F=1500N,運輸帶速度 v=2m/s,卷筒效率為 期連續(xù)工作。試選擇合適的電動機 解：（ 1）選擇電動機類型 按已知的工作要求和條件，選用 Y 形全封閉籠型三相異步電動機。 （ 2）選擇電動機的功率 工作機時所需電動機輸出功率為： pd=p w/η p w= 1000η w ） 所以 1000η 電動機至工作機間的總效率（包括工作機效率）為 ηη w=η 1η 22η 3η 4η 5η w η 1η 2η 3η 4η 5η 輪傳動的軸承，齒輪傳動、聯軸器、卷筒軸的軸承及卷筒的效率。取 η 1=η 2=η 3=η 4= η 5=η w=以 ηη w=η 1η 22η 3η 4η 5η w=以 1000η =1500× 2/（ 1000× 3） 確定電動機轉速 卷筒軸的工作轉速為 ： 60× 1000V/（ ?D） =60× 1000× 2/（ 500）r/推薦的合理傳動比范圍取 V 帶傳動的傳動比 =2~4,單級齒輪傳動比 =3~5則合理總傳動比的范圍為： i’ =6~20，故電動機轉速的可選范圍為 n’ d= i’ (6~20)× 58~1528 r/合這一范圍的同步轉速有 750 r/1000 r/1500 r/根據計算出的容量查有關手冊選擇電動機型號，本設計中可參考表 **，然后將選擇結果列于下表。 方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（ r/ 傳動裝置的的傳動比 步轉速 滿載轉速 總傳動比 帶 齒輪 1 8 4 750 720 6 4 1000 960 3 4 4 1500 1440 合考慮選 6 電動機，查手冊求出其它尺寸 (中心高、外型尺寸、安裝尺寸、軸伸尺寸、鍵聯接尺寸等 )。 三、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 由選定電動機的滿載轉速 工作機主動軸的轉速 得傳動裝置的總傳動比i=nm/ 對于多級傳動 i= 計算出總傳動比后，應合理地分配各級傳動比，限制傳動件的圓周速度以減少動載荷 ，分配各級傳動比時應注意以下幾點： （ 1） 各級傳動的傳動比應在推薦的范圍之內選取。 （ 2） 應使傳動裝置結構尺寸較小，重量較輕。 （ 3） 應使各傳動件的尺寸協調， 結構勻稱合理，避免相互干涉碰撞。一般應使帶的傳動比小于齒輪傳動的傳動比。 四、計算傳動裝置的運動和動力參數 為進行傳動件的設計計算，應首先推算出各軸的轉速、功率和轉矩，一般按由電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數。 （ 1） 各軸的轉速（ r/： nm/i0 nm/n2/i2=中的 、 2、 3 軸的轉速 電動機至 1 軸的傳動比 1 軸至 2 軸的傳動比 2 軸至 3 軸的傳動比 (2) 各軸的輸入功率： p1=1 p2=2=1η 12 p3=1η 12η 23 電動機的輸出功率， 別為 1 、 2、 3 軸的輸入功率，η 01、 η 12、η 23分別為電動機軸與 1 軸， 1 軸與 2 軸， 2 軸與 3 軸間的傳動效率。 (3)各軸轉矩： d 1 1 2 2 3 、 2、 3 軸的輸入轉矩 550pd/ 同例 已知條件和計算結果，計算傳動裝置各軸的運動和動力參數。 解：（ 1） 各軸 的轉速： nm/60/r/6.4 r/6.4 r/ 2） 各軸的輸入功率 ： p1=1 =kw p2=2= η 3=kw p3=η 4= 3） 各軸的輸入轉矩 ： 550pd/9550× 60m d 1 = Td =m=m 1 2 = T1 η 3= 108× 4× m=m 2 η 2η 4=m=m 將運動和動力參數的計算結果列于下表。 軸 名 參 數 電動機軸 1 軸 2 軸 卷筒軸 轉速 n(r/960 入功率 P(入轉矩 T (動比 i 1 效率η 三節(jié) 傳動零件的設計計算 一、減速箱外傳動零件 —— 帶傳動設計 （ 1）帶傳動設計的主 要內容 選擇合理的傳動參數；確定帶的型號、長度、根數、傳動中心距、安裝要求、對軸的作用力及帶的材料、結構和尺寸等。 （ 2）設計依據 傳動的用途及工作情況；對外廓尺寸及傳動位置的要求；原動機種類和所需的傳動功率；主動輪和從動輪的轉速等。 （ 3）注意問題 帶傳動中各有關尺寸的協調，如小帶輪直徑選定后要檢查它與電動機中心高是否協調；大帶輪直徑選定后，要檢查與箱體尺寸是否協調。小帶輪孔徑要與所選電動機軸徑一致；大帶輪的孔徑應注意與帶輪直徑尺寸相協調，以保證其裝配穩(wěn)定性；同時還應注意此孔徑就是減速器小齒輪軸外伸 段的最小軸徑。 例 3設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的普通 V 帶傳動。原動機為 電動機，電動機額定功率 載轉速 60r/帶輪安裝在電機軸上，帶的傳動比i=天工作時間 t=24h,5年壽命。 解：（ 1） 選擇 V 帶型號 查表，得工作情況系數 得所需傳遞功率 A× 4=小帶輪轉速 功率功率 型 。 （ 2）確定帶輪直徑 12mm,i× 55 3） 核算帶輪速度 v=π 000=5。 63m/s 5m/ 7） 確定帶的確良根數 Z 查表單根 0=查表傳遞功率增量△ P0=-1/包角修正系數 長度修正系數 Z≥ ( kα ) Z=5根。 （ 8）確定單根 V 帶的拉力 0=500.5/1)/Zv+ 9）對軸的壓力 Q=2（ 10）結果是 5 根 A— 89V 帶，中心距 a=600的基準直徑12mm,55軸的壓力 輪的寬度 B=(Z－ 1)e+2f=78( 二、減速器內傳動零件 —— 一級圓柱齒輪傳動設計 圓柱齒輪設計計算及結構設計的方法、步驟均可依教材的有關內容進行，其注意事項如下： （ 1）齒輪材料的選擇要注意毛坯制造方法：選擇材料前應先估計大齒輪的直徑，如果大齒輪直徑較大，應選用鑄造毛坯，材料一般可選鑄鋼或鑄鐵；如果小齒輪的齒根圓直徑與軸徑接近，可制成齒輪軸，選用的材料應兼顧軸的要求，同一減速器的各小齒輪（或大齒輪）的材料應盡可能一致，以減少材料的牌號，降低加工的工 藝要求。 （ 2）計算齒輪的嚙合幾何尺寸時應精確到小數點后 2~3 位，角度應精確到秒，而中心距、寬度和結構尺寸應盡量圓整為整數。 （ 3）參數的合理選擇，通常取 0~40，在保證齒根彎曲強度的前提下， 遞動力的齒輪，其模數應大于 例 設計一臺單級直齒圓柱齒輪減速器，已知傳遞的功率 P=動機驅動，小齒輪轉速 動比 i=4，單向運轉，載荷平穩(wěn)，使用壽命 5 年，三班制工作。 解：（ 1）選擇齒輪材料及精度等級：小齒輪選用 45 號鋼調質 ，硬度為 220— 250齒輪選用 45 號鋼正火，硬度為 170— 210為是普通減速器由教材表 8 級精度，要求齒面粗糙度 2）按齒面接觸疲勞強度設計 因兩齒輪均為鋼質齒輪，可求出 定有關參數與系數。 1）轉矩 550× p/550× ）載荷系數 k 查表 k=）齒數 d 小齒輪的齒數 7，則大齒輪齒數 08， 07。因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表 取ψ d=1 4) 許用接觸應力【б H】 由相關圖表查得б 60 30H=1 00× (5× 52× 120)=109 1/i=109/4=109 查相關圖表得 б H】 1= б H=560/1 б H】 2= б H=530/1 583U+1） /(ψ H】 2)） 1/3 =(103× 5/(1× 4× ()1/3) m= d1/7 m=d1=27= d2=107b= ψ d × × 經 圓 整 后 取 0mm,b1=5 a=m(z1+2=7+107)/2三、軸徑初選 （ 1）初選軸徑 軸的結構設計要在初步估算出一段軸徑的基礎上進行。軸徑可按扭轉強度初算，計算式為： d≥ c(P/n)1/3 式中 P—— 軸所傳遞的功率 (r/表見教材） 初估的軸徑為軸上受扭段的最小直徑，此處如有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度削弱的影響。有一個鍵槽時，直徑增大 3%~5%并圓整，若外伸軸用聯軸器與電動機軸相聯，則應綜合考慮電動機軸徑及聯 軸器孔徑尺寸，對初算軸徑尺寸適當調整。 （ 2）聯軸器選擇 一般傳動裝置中有兩個聯軸器，一個聯接電動機軸與減速器高速軸的聯軸器，另一個是聯接減速器低速軸與工作機的聯軸器。對中、小型減速器的輸入軸、輸出軸均可采用彈性柱銷聯軸器，它加工制造容易，裝拆方便、成本低，能緩沖減震。本方案聯軸器聯接低速軸與工作機，選彈性柱銷聯軸器。 第四節(jié) 部件的設計與裝配圖的繪制 減速器的基本結構是由軸系部件、箱體及附件三大部分組成。這里介紹一下軸系部件設計的方法與步驟： 一、軸系部件的設計 軸系部件包括傳動件、軸和軸承組合。 1、軸承類型的選擇 減速器中常用的軸承是滾動軸承，滾動軸承類型可參照如下原則進行選擇： （ 1）考慮軸承所承受載荷的方向和大小。原則上，當軸承僅承受純徑向載荷時，一般選用深溝球軸承；當軸承既承受徑向載荷又承受軸向載荷時，一般選用角接觸球軸承或圓錐滾子軸承：但如果軸向載荷不大時，應選用深溝球軸承。 （ 2）轉速較高，旋轉精度要求較高，而載荷較小時和般選用球軸承。 （ 3）載荷較大且有沖擊振動時，宜選用滾子軸承（相同外形尺寸下，滾子軸承一般比球軸承承載能力大，但當軸承內徑 δ1+2+(5~10)+m+e,取 5 3=75=16 （ 4）軸的強度較核同于低速軸。 （ 5）鍵的選取，帶輪處： b× h× l=8× 7× 70,齒輪處： b× h× l=12× 8× 70。 由于齒輪直徑較小，齒根圓到鍵槽底部的距離Ｋ＝ 0 ~ 5 0 B??22圖 4傳動件、軸承座端面及箱壁位置 (2)初步計算軸徑 按純扭轉受力狀態(tài)初步估算軸徑，計算時應降低許用扭轉剪應力確定軸端最小直徑 體計算方法參見教材。 若軸上開有鍵槽，計算出的軸徑應增大 5%，并盡量圓整為標準值。若軸與聯軸器聯接，則軸徑與聯軸器孔徑一致。 繪制出減速器各零、部件的相互位置之后，尚須進行軸的結構設計；軸的支點距離和力的作用點的確定；軸、鍵、軸承的強度校核，如前所述。 (3)軸的結構設計 軸結構設計的主要內容是確定軸的徑向尺寸、軸向尺寸以及鍵槽的尺寸、位置等。 1)確定軸的徑向尺寸 確定軸的徑向尺寸時，應考慮軸上零件的定位和固定、加工工藝和裝拆等的要求。一般常把軸設計成中部大兩端小的階梯狀結構，其徑向尺寸的變化應考慮以下因素，如圖 4 ①定位軸肩的尺寸 直徑 肩高度 h 應比零件孔的倒角 C 或圓角半徑 r 大 2~3肩的圓角半徑 r 應小于零件孔的倒角 C 或圓角半徑 r’ 。裝滾動軸承的定位軸肩尺寸應查軸承標準中的有關安裝尺寸。 ②非定位軸肩的尺寸 圖中的 直徑變化量較小，一般可取為 ③有配合處的軸徑 為便于裝配及減小應力集中，有配合的軸段直徑變化處常做成引導錐，如圖所示。 ④軸徑尺寸 初選滾動軸承的類型及尺寸 ,則與之相配合的軸頸尺寸即被確定下來 ,同一軸上要盡量選擇同一型號的軸承。 ⑤加工工藝要求 當軸段需要磨削時，應在相應軸段落上留出砂輪越程槽；當軸段需切毛巾制螺紋時，應留出螺紋退刀槽。 ⑥與軸上零件相配合的軸段直徑應盡量取標準直徑系列值。 圖 4軸的結構設計 Ⅰ、 Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ處局部放大圖見圖 4 4軸肩高度和圓角半徑 2)確定軸的軸向尺寸 階梯軸各段軸向尺寸，由軸上直接安裝的零件（如齒輪、軸承等）和相關零件（如箱體的軸承座孔、軸承蓋等）的軸向位置和尺寸確定。確定軸向尺寸時應注意以下幾點： ①保證傳動件在軸上固定可靠 為使傳動件在軸上的固定可靠應使輪轂的寬度大于與之配合軸段的長度，以使其他零件頂住輪轂，而不是頂在軸肩上。一般取輪轂寬度與軸段長度之差△ =1~2制造有誤差時，這種結構不能保證零件的軸向固定及定位。 當周向聯 接用平鍵時，鍵應較配合長度稍短，并應布置在偏向傳動件裝入一側以便于裝配。 ②軸承的位置應適當 軸承的內側至箱體壁應留有一定的間距，其大小取決于軸承的潤滑方式。采用脂潤滑時，所留間距較大，以便放擋油環(huán)，防止?jié)櫥蜑R入而帶走潤滑脂，如圖 4示；若采用油潤滑 ，一般所留間距為 0~3可，如圖 4油環(huán)結構如圖 4 L 2L 1c X 4 5 °d 4r' 38 ~ 1 20 ~ 3a)b)2 ~ 3 1 ~ 360 °潤滑軸承 b 油潤滑軸承 圖 4軸承在箱體中的位置 圖 4油環(huán) 3)校核 軸、軸承和鍵 軸上力的作用點及支點跨距可從裝配草圖上確定。傳動件力作用線的位置可取在輪緣寬度中部，滾動軸承支承反力作用點可近似認為在軸承寬度的中部。 力的作用點及支點跨距確定后，便可求出軸所受的彎矩和扭矩。選定 1~2 個危險截面，按彎扭合成的受力狀態(tài)對軸進行強度計算校核，如果強度不夠則需要修改軸的尺寸。 對滾動軸承應進行壽命計算。軸承壽命可按減速器的使用壽命或檢修期計算，如不滿足使用壽命要求，則需改變軸承的型號后再進行計算。 3、裝配圖設計的第二階段 這一階段的主要內容是軸上傳動零件及軸的支承零件的結構設計， 即齒輪的結構設計、軸承端蓋的結構、軸承的潤滑和密封設計。 （ 1）傳動件的結構設計 傳動零件的結構與所選材料、毛坯尺寸及制造方法有關。齒輪結構的尺寸可參考教材或機械設計手冊，如表 4示。 表 4圓柱齒輪的結構型式和結構尺寸 序號 結構型式 結構尺寸 １ 2ｍ (鋼鐵 ) Ｋ≥ 鑄鐵） 2 5x 4 5 °?200造齒輪 =(.5)d≥ b δ =不小于 8~10n=0+2~20mm( D0=３ x 4 5 °n x 4 5 °５ 00造齒輪 =(.5)d≥ b δ =（ ） ｍ (不小于8~10n=0+2~20mm( C=(.3)b 模鍛 C=由鍛造 ４ n x 4 5 °1 : 2 0500輻板鑄造齒輪 鑄鐵） 鋼） L=(.5)d≥ b δ =ｍ (不小于8~10n=0+0C=不小于 10 r≈ 2 0x 4 5 °??400～ 1000b≤ 200造齒輪 鑄鐵） 鋼） L=(1.5)d≥ b δ =(4)ｍ (不小于 8～10n=C=不小于 10 S=b/6(但不小于 10r≈ e=H=1=)軸承端蓋的結構設計 軸承端蓋是用來固定軸承的位置、調整軸承間隙并承受軸向力的，軸承端蓋的結構形式有凸緣式和嵌入式兩種，如表 4示： 表 4軸承蓋的結構及尺寸 r 5 ~ 1 01 : 2 0d0=0=D+2=e=e ｍ由結構決定 -(10～ 15)1,b=5～ 10,h=(1)b b 1d1 m ～ 8=10～ 15由結構決定 +裝有Ｏ形圈的，按Ｏ形圈外徑取 d1,b1,a 由密封尺寸確定 溝槽尺寸 (O 形圈截面直徑 H+ 0 緣式軸承端蓋的密封性能好，調整軸承間隙方便，因此，使用較多，這種端蓋大多采用鑄鐵件，設計制造時要考慮鑄造工藝性，盡量使整個端蓋的厚度均勻。當端蓋較寬時，為減少加工量，可對端部進行加工，使其直徑 D’ ＜ D，但端蓋與箱體配合段必須有足夠的長度 L，否則擰緊螺釘時容易使端蓋歪斜，一般取 L=(，如圖 4示。 凸緣高度 嵌入式軸承端蓋結構簡單、密封性能差、調整間隙不方便，只適用于深溝球軸承（不用調整間隙）。 3)滾動軸承的潤滑和密封 脂潤滑 當浸油齒輪圓周速度 v＜ 2m/s,軸承內徑和轉速乘積 2× 105mm﹒r/，宜采用脂潤滑。為防止箱體內的油浸入軸承與潤滑脂混合，防止?jié)櫥魇В瑧谙潴w內側裝擋油環(huán)，如圖所示。潤滑脂的裝油量不應超過軸承空間的 1/3~1/2。 油潤滑 當浸油齒輪的圓周速度 v≥ 2m/s,軸承內徑和轉速乘積 2× 105mm﹒r/，宜采用油潤滑。傳動件的轉動帶起潤滑油直接濺入軸承內，或先濺到箱壁上，順著內壁流入箱體的油槽中，再沿油槽流入軸承內。此時端蓋端部必須開槽，并將端蓋端部的直徑取小些，以免油路堵塞，如圖 4示。當傳動件直徑較小，應在軸承前裝置擋油板，如圖 4示。 a)b)圖 4油槽結構 圖 4擋油板 軸伸端密封方式有接觸式和非接觸式兩種。氈圈密封是接觸式密封中壽命較低，密封效果較差的一種 ，但結構簡單，價格低廉，適用于脂潤滑軸承中，如圖 4a）所示；油溝密封結構簡單、成本低，但不夠可靠，適用于脂潤滑的軸承中，如圖 4示；若要求更高的密封性能，宜采用迷宮式密封，利用其間充滿的潤滑脂來達到密封效果，可用于脂潤滑和油潤滑，如圖 4示，迷宮式密封的結構復雜，制造和裝配要求較高。 a)氈圈密封 b)油溝密封 c)迷宮密封 圖 4軸承的密封方式 4、裝配圖設計的第三 階段 這一階段的主要內容是進行減速器箱體和附件的設計： （ 1）箱體結構設計 設計箱體結構，要保證箱體有足夠的剛度、可靠的密封性和良好的工藝性。如果是剖分式箱體結構還要保證它的聯接剛度。 為保證剛度要求，應使軸承座有足夠的壁厚，并在軸承座上加支承肋，箱體加肋的形式有兩種，即外肋和內肋，內肋具有剛度大、外表光滑美觀等優(yōu)點，但內壁阻礙潤滑油流動、工藝復雜；當軸承座伸到箱體內部時常加內 肋，如圖 4示。 A A 外肋形式 b) 內肋形式 圖 4提高軸承座剛度的箱體結構 為提高軸承座處的聯接剛度，座孔兩側的聯接螺栓的距離應盡量縮短，但又不能與端蓋螺釘孔干涉。同時，軸承座附近還應做出凸臺，凸臺高度要保證安裝時有足夠的板手空間，凸臺結構如圖 4外箱蓋和箱座的聯接凸緣應取厚些，箱座底凸緣的寬度應超過箱體內壁，如圖 4示。 a) 正確 b) 不好 圖 4凸臺結構 圖 4箱體底座凸緣 箱體結構應便于潤滑和密封。為保證其密封性且便于傳動件的潤滑和散熱，箱體剖分面處幾何精度和粗糙度應有一定要求，重要的表面要刮研，箱座凸緣上表面需要銑出回油溝。 箱體工藝性的好壞，直接影響箱體制造質量、成本及檢修維護，設計時應特別注意： 1）鑄造工藝性 應力求形狀簡單，壁厚均勻，過渡平緩，鑄件表面沿拔模方向應有斜度，一般為 1： 10~1： 20。 2）機械加工工藝性 應盡可能減少機械加 工面積，嚴格區(qū)分加工表面與非加工表面，還應考慮機械加工時走刀不要相互干涉。 （ 2）附件設計 1）窺視孔及蓋 窺視孔用來檢查傳動件的嚙合情況，齒側間隙接觸斑點及潤滑情況等。箱體內的潤滑油也由此孔注入，為減少油內的雜質注入箱內，可在窺視孔口處裝一過濾網。 窺視孔通常開在箱體頂部，且要能看到嚙合位置。其大小視減速器的大小而定，但至少應能將手伸入箱內進行檢查操作?？咨弦猩w板，用鋼板或鑄鐵制成，用 12螺釘堅固。中小型窺視孔及蓋板的結構尺寸，見表 4 表 4窺視孔及蓋板 A B 1 2 h R 螺釘 d L 個數 1A 2115 160 210 260 360 460 90 135 160 210 260 360 75 100 150 200 300 400 50 75 100 150 200 300 95 130 180 230 330 430 70 105 130 180 230 330 3 3 3 4 4 6 10 15 15 20 25 30 10 12 12 15 20 20 25 25 25 4 4 6 8 8 8 2）通氣器 通氣器多裝在箱蓋頂部或窺視孔蓋上，其作用是將工作時箱內熱漲氣體及時排出，其結構尺寸見表 4 表 4通氣器 通氣器 1 d D L L a 10?1 13 0 16 8 2 3 8 4 19 10 2 4 2 7 23 12 2 5 0 2 28 15 4 6 2 2 29 15 4 7 8 7 34 18 4 8 0 42 2 36 18 4 8 45 2 38 20 4 8 50 6 46 25 5 8 通氣器 2 d h H 1 a ? K b h1 3 孔數 5 ?30 15 ?45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 32 6 20 ?40 20 ?60 48 42 8 4 12 11 29 8 42 24 41 6 D 2D 3D 2? - 30 ?45 25 ?70 62 52 10 5 15 13 32 10 56 36 55 8 3）吊環(huán)螺釘、吊耳及吊鉤 為便于拆卸及搬運，應在箱蓋上安裝吊環(huán)螺釘或鑄出吊耳 ， 并在箱座上鑄出吊鉤。吊環(huán)螺釘為標準件，可按起重量選用。 圖 4吊環(huán)螺釘的螺孔尾部結構，其中圖 于應該采用的結構。 吊環(huán)螺釘一般用于拆卸機蓋，當然也可以用來吊運一些輕型減 速器。為了減少機加工工序，可在箱蓋上鑄出吊耳來替代吊環(huán)螺釘，其結構見表 4座兩端凸緣下部鑄出的吊鉤，是用來吊運整臺減速器或箱座零件的。 表 4吊耳和吊鉤 1、吊耳 4～ 5) ?1 3 b=(1 R=C4 r≈ ?1:箱蓋壁厚 2、吊耳環(huán) d=b≈( R≈(1 ～ 1.2)d e≈( 1)d 3、吊鉤 K=2( H≈h≈r≈b≈( 4、吊鉤 K= K=2( H≈h≈r≈b≈( 結構確定 5 KH?）啟蓋螺釘 啟蓋螺釘的直徑一般等于凸緣聯接螺栓的直徑，螺紋有效長度大于凸緣厚度。如圖 4 5）定位銷 定位銷有圓柱形和圓錐形兩種結構，一般取圓錐銷。如圖 4 圖 4啟蓋螺釘 圖 4定位銷 6）油標 油標用來指示油面高度，常見的有油尺、圓形油標、長形油標等。一般采用帶有螺紋部分的油尺如圖 4示。 油尺安裝位置不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出，不能太高以免與吊耳相干涉，箱座油尺座孔的傾斜位置應便于加工和使用。 圖 4 圖 4油孔位置 7）放油孔及螺塞 在油池最低位置設置放油孔，螺塞及封油墊圈的結構尺寸如表 4 表 4六角頭螺塞 D l a D s 料 26 23 12 3 7 17 螺塞： 封圈：耐油橡膠；工業(yè)用革；石棉橡膠紙 0 28 15 4 2 22 34 31 16 4 2 26 38 34 18 4 7 29 42 36 18 4 2 32 5、裝配圖的檢查和修改 當裝配圖設計的第三階段結束以后，應對裝配圖進行檢查與修改，首先 檢查主要問題，然后檢查細部。具體如下： (1)裝配圖中傳動系統(tǒng)與課程設計任務書中傳動方案布置是否完全一致。如齒輪位置，輸入輸出軸的位置等。 (2)圖中的主要結構尺寸與設計計算的結果是否一致。 (3)軸上零件沿軸向及周向能否定位，能否順利裝配、拆卸。 (4)附件的結構、安裝位置是否合理。 (5)繪圖規(guī)范方面，視圖選擇是否恰當，投影是否正確，是否符合標準。 6、完成裝配圖 這一階段的主要內容如下： (1)尺寸標注 裝配圖上應標注的尺寸有以下幾類： 1）特性尺寸 表示機器或部件性能及規(guī)格的尺寸，如傳動零件中 心距及偏差。 2）最大外形尺寸 如減速器的總長、總寬、總高等尺寸。 3）安裝尺寸 箱座底面尺寸（包括底座的長、寬、厚），地腳螺栓孔中心的定位尺寸，地腳螺栓孔之間的中心距和地腳螺栓孔的直徑及個數，減速器中心高尺寸，外伸軸端的配合長度和直徑等。 4）主要零件的配合尺寸 對于影響運轉性能和傳動精度的零件，其配合尺寸應標注出尺寸、配合性質和精度等級，例如軸與傳動件、軸承、聯軸器的配合，軸承與軸承座孔的配合等。對于這些零件應選擇恰當的配合與精度等級，這與提高減速器的工作性能，改善加工工藝性及降低成本等有密切的關 系。 標注尺寸時應注意布圖整齊、標注清晰，多數尺寸應盡量布置在反映主要結構的視圖上，并盡量布置在視圖的外面。 表 4出了減速器主要零件的薦用配合，應根據具體情況進行選用。 配合零件 薦用配合 裝拆方法 大中型減速器的低速級齒輪與軸的配合 H7/H7/壓力機或溫差法（中等壓力的配合，小過盈配合） 一般齒輪、帶輪、聯軸器與軸的配合 H7/壓力機（中等壓力的配合） 要求對中性良好，即很少裝拆的齒輪、聯軸器與軸的配合 H7/壓力機（較緊的過渡配合） 較常裝拆的齒輪、聯軸器與 軸的配合 H7/7/錘打入（過渡配合） 滾動軸承內孔與軸的配合（內圈旋轉） 輕 負荷 ),k6,中等負荷 ) 用壓力機（實際為過盈配合） 滾動軸承外圈與箱體座孔的配合（外圈不轉） 度要求高時） 木錘或徒手裝拆 (2)技術特性與技術要求 1）技術特性 裝配圖繪制完成后，應在裝配圖的適當位置寫出減速器的技術特性，包括輸入功率和轉速、傳動效率、總傳動比和各級傳動比等。 2）技術要求 技術要求通常包括以下幾方面： 對零件的要求：裝配前所有零件要用煤油或汽油清洗，箱體 內不允許有任何雜物存在，箱體內壁涂防侵蝕涂料。 對零件安裝、調整的要求：在安裝、調整滾動軸承時必須留有一定的游隙或間隙。游隙或間隙的大小應在技術要求中注明。 對密封性能的要求：剖分面、各接觸面及密封處均不許漏油。剖分面允許涂以密封油漆或水玻璃，不允許使用任何填料。 對潤滑劑的要求：技術要求中應注明所用潤滑劑的牌號、油量及更換時間等。 對包裝、運輸、外觀的要求：對外伸軸和零件需涂油嚴密包裝，箱體表面涂灰色油漆，運輸或裝卸時不可倒置等。 （ 3）對全部零件進行編號 零件編號方法有兩種，一種是標準件和非標準件 混在一起編排，另一種是將非標準件編號填入明細欄中，而標準件直接在圖上標注規(guī)格、數量和圖標號或另外列專門表格。 編號指引線盡可能均勻分布且不要彼此相交，指引線通過有剖面線的區(qū)域時，要盡量不與剖面線平行，必要時可畫成折線，但只允許彎折一次，對于裝配關系清楚的零件組可采用公共指引線。標注序號的橫線要沿水平或垂直方向按順時針或逆時針次序排列整齊。每一種零件在各視圖上只編一個序號，序號字體要比尺寸數字大一號或兩號。 （ 4）編制零件明細欄及標題欄，格式如下： 五、拆卸零件繪制零件工作圖 零件工作圖是制造檢驗零件和制訂 工藝規(guī)程的基本技術文件，零件工作圖應包括制造和檢驗零件時所需的全部內容，即零件的圖形、尺寸及公差、形位公差、表面粗糙度、材料、熱處理及其它技術要求、標題欄等。 本課程設計要求繪制（齒輪、軸或箱體，任選 2 個 紙）工作圖 2 張。下面對這三類零件的設計要點作一簡單介紹。 （一）軸類零件工作圖設計要點 1、視圖 一般只需一個視圖，有鍵槽或孔的位置，應增加必要的剖面圖，對不易表達清楚的部位如中心孔、退刀槽應繪制局部放大視圖。 2、標注尺寸 主要是軸向和徑向尺寸。不同直徑段的軸類零件徑向尺寸均要款出，有配合處的軸 徑，要標出尺寸偏差，尺寸和偏差相同的直徑應逐一標出，不得省略；軸向尺寸應首先根據加工工藝性選好定位基準面，注意不能標出封閉的尺寸鏈。所有倒角、圓角都應標注或在技術要求中說明。 3、形位公差 軸的形位公差標注方法及公差值可參考資料 2 4、表面粗糙度 軸的所有表面都要加工，其表面粗糙度值 5、技術要求 （ 1）材料：對材料的機械性能及化學成份的要求。 （ 2）熱處理要求。 （ 3）對加工的要求：如是否保留中心孔，如保留應在零件圖上畫中心孔或按國標加以說明。 （ 4）其它：臺對未注圓角、倒角的說明。 （二 ） 齒輪類 零件工作圖設計要點 1、視圖 一般需兩個視圖。 2、尺寸標注 徑向尺寸以中心線為基準，齒寬方向的尺寸以端面為基準標注，軸孔應標注尺寸偏差，鍵槽標注參照有關手冊。 3、形位公差 一般要標注的項目有： （ 1）齒頂圓的徑向圓跳動。 （ 2）基準端面對軸線的端面圓跳動。 （ 3）鍵槽側面對孔心線的對稱度。 （ 4）軸孔圓柱度。 4、表面粗糙度 齒輪類零件所有表面都應注明表面粗糙度，可從下表推薦值選取。 5、嚙合參數表 包括齒輪的主要參數及誤差檢驗項目。 6、技術要求 （ 1）對毛坯的要求（鑄件、鍛件）。 （ 2）對材料的力學性能和化學成分的要求。 （ 3）對未注圓角、倒角的說明。 （ 4）對機械加工未注公差尺寸的公差等級的要求。 （ 5）對高速齒輪平衡試驗的要求。 （三）箱體零件工作圖的設計要點 1、視圖 可按箱體工作位置布置主視圖，輔以左視圖、俯視圖及若干局部視圖，表達箱體的內外結構形狀。細部：螺紋孔、回油孔、油尺孔、銷釘孔、槽等，也可用局部剖視、剖面、向視圖表示。 2、尺寸標注 標注時應考慮設計、制造、測量的要求。 首先找出尺寸基準將各部分結構分為形狀尺寸和定位尺寸。形狀尺寸如箱體長、寬、高、壁厚、孔徑等直接標 出；定位尺寸如孔中心位置尺寸應從基準直接標出。 設計基準與工藝基準力求一致，如箱座、箱蓋高度方向的尺寸以剖分面為基準，長度方向尺寸以軸孔中心線為基準。對影響機器工作性能及零部件裝配性能的尺寸應直接標出，如軸孔中心距、嵌入式端蓋其箱體溝槽外側兩端面間的尺寸等。 同時標注尺寸時要考慮鑄造工藝特點，木模多由基本形體拼接而成，故應在基本形體的定位尺寸標出后，再標注各部分形體自身的形狀尺寸。 重要配合尺寸標出極限偏差。機體尺寸多，應避免遺漏、重復、封閉。 3、形位公差 按表面作用在下列薦用表數值中查閱 4、表面粗糙 度按表面作用在下列薦用表數值中查閱 5、技術要求 （ 1）清砂、時效處理。 （ 2）鑄造斜度及鑄造圓角。 （ 3）內表面清洗后涂防銹漆。 （ 4）其它