CADCAM课程设计报告带传动及二级直齿圆柱齿轮减速器.doc

第一章 前言一、设计题目带式输送机传动装置带传动及二级直齿圆柱齿轮减速器二、传动方案：联轴器滚动轴承三、设计参数输送带拉力F=2.4kN；输送带速度v=1.3m/s；滚筒直径D=360mm，启动载荷/名义载荷=1.1四、工作条件：单向运转，频繁启动，轻微振动，连续工作两班制，使用期暂定10年。卷筒转速允许误差<±5%。五、设计要求：设计内容：二级直齿圆柱齿轮减速器为主体的机械传动装置的全部设计及计算，校核轴及其上的轴承和键的强度。完成减速器装配图一张、轴及齿轮4的零件图各1张，计算说明书一份。第二章 传动装置的总体设计一、 电动机的选择1.选择电动机的类型电动机有直流电动机和交流电动机。直流电动机需要直流电源，结构复杂，价格较高；当交流电动机能满足工作要求时，一般不采用直流电动机，工程上大都采用三相交流电源，如无特殊要求应采用三相交流电动机。交流电动机又分为异步电动机和同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型，一般常用的是Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，它具有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，适用于没有特殊要求的机械上，如机床、运输机、搅拌机等。所以选择Y系列三相异步电动机2.选择电动机的功率电动机的功率用额定功率Ped表示，所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作机所需的电动机输出功率Pd。功率小于工作要求则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；功率过大，则增加成本，且由于电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，能量不能充分利用而造成浪费。工作机所需电动机输出功率应根据工作机所需功率和中间传动装置的效率等确定。工作机所需功率为：，其中w工作机（卷筒）的效率，查吴宗泽P5表1-7得。工作机所需电动机输出功率为：，1 带传动效率；2滚动轴承效率；3 齿轮传动效率；4联轴器效率，查吴宗泽P5表1-7的1=0.96、2=0.98、3=0.99、4=0.99。则有电动机的额定功率：Ped=（启动载荷/名义载荷）×Pd，则查吴宗泽P167表12-1选择电动机的额定功率。3.选择电动机的转速具有 相同额定功率的同类电动机有几种不同的同步转速。低转速电动机级数多，外轮廓尺寸较大，质量较重，较高较高，但可使总传动比及传动装置的尺寸减少，高转速电动机则相反，应综合考虑各种因素选取适当的电动机转速。Y系列三项异步电动机常用的同步转速有3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min，一般多选同步转速为1500r/min、1000r/min的电动机。为使传动装置设计合理，可根据工作机的转速要求和各级传动比机构的合理传动比范围，推算出电动机转速的可选范围，即nd=(i1i2in)nw ,i1,i2,in为各级传动机构的合理传动比范围，nw为工作机转速。工作机转速：查吴宗泽P188表13-2知：iv带传动=24，i单级圆柱齿轮传动=25，则电动机转速的可选范围为nd=（24）（35）（35）×nw=（24）（35）（35）×69=124269r/min选电动机的转速为1500r/min。4.选择电动机的型号 根据电动机额定功率Ped=4.081kW和转速nd=1500r/min,由吴宗泽P167表12-1确定电动机型号为：Y132S-4。 电动机的主要外形尺寸和安装尺寸（吴宗泽P168表12-3）.中心高：H=132 .外形尺寸：L×(AC/2+AD) ×HD=475×(270/2+210)×315 .地脚安装尺寸：A×B=216×140.地脚螺栓孔直径：K=12 .轴伸尺寸：D×E=38 ×80 .装键部位尺寸：F×G=10×33二、计算总传动比和分配各级传动比总传动比为i，带传动的传动比比为i0，高速级齿轮传动的传动比为i1，高速级齿轮传动的传动比为i2。在已知总传动比要求时，合理选择和分配各级传动机构的传动比应考虑以下几点：1）各级传动比都应在推荐的合理范围内（吴宗泽P188表13-2）.2）应使各传动件的尺寸协调，结构合理，避免互相干涉碰撞。例如由带传动和齿轮减速器组成的传动中，一般应使带传动的传动比小于齿轮传动的传动比；若带传动的传动比过大，将使大齿轮过大，可能会出现大带轮轮缘与底座相碰；推荐i0=22.5。对于两级齿轮减速器，两级的大齿轮直径尽可能相近，以利于浸油润滑，一般高速级传动比i1=(1.31.5)i2。 i02.5，取i0=2 则 i1=(1.31.5)i2=1.4×2.73=3.822式中：nm电动机满载转速，为1440r/min ；nw工作机转速，为 69 r/min。三、计算传动装置的运动和动力参数机械传动装置的运动和动力参数主要是指各轴的转速、功率和转矩，它是设计计算传动件的重要依据。为进行传动件的设计计算，需先计算出各轴的转速、功率和转矩。一般按电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。1.各轴转速轴 ：=；轴 ：=；轴 ：=2.各轴功率轴：=3.71×0.96=3.56kW；轴：=3.56×0.98×0.99=3.45 kW；轴：=3.45×0.98×0.99=3.35 kW3.各轴转矩轴：= N·m；轴 = N·m；轴 = N·m4.运动和动力参数列表轴名运动和动力参数转速n(r/min)功率P/kW转矩T / N·m轴7203.5647.21轴1883.45175.25轴693.35463.66第三章 传动零件的设计一、 减速器箱体外传动零件设计1.带传动设计1）已知条件：工作机实际需要的电动机输出功率Pd=3.71kW，小带轮转速为电动机的满载转速nm=1440.r/min，传动比为i0=2，每天工作16小时，载荷变动小，轻载启动。2)设计步骤和方法（1）确定计算功率计算功率是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的Pca=KA×P式中：Pca计算功率，kW；KA工作情况系数，见教材P156表8-7；P所需传递的额定功率，kW则Pca=KA×P=4.425Kw(2)选择V带的类型由教材P156查表8-7可得工作情况系数KA=1.2。根据计算功率Pca =4.884KW和小带轮的转速，由教材P157图8-11选取V带的类型为普通A带。（3）确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径。根据V带的带型，参考查教材P155图8-6和教材P157表8-8确定小带轮的基准直径验算带速参考查教材P150，按式（8-13）计算带的速度。带速不宜过低或过高，一般应使v=525m/s,最高不超过30m/s验算带的速度满足要求，故此带速合适。（4）.计算大带轮的基准直径由dd2=i0×dd1计算大带轮的基准直径dd2=i0×dd1=2.×90=180mm （5）.验算传动比实际传动比i=dd2/dd1=2误差w=(i-i0)/i×100%=(2-2)/2. 0%=0<5%符合要求（6）确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld 。根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合式教材P152（8-20）初定中心距0 。故有0.7（dd1+dd2）a02(dd1+dd2)即189a0540,现取初定中心距0=400mm计算相应的带长Ld0由教材P158式（8-22）有由带的基准长度系列见教材P146表8-2，选定带的基准长度Ld=1250mm计算中心距a及其变动范围传动的实际中心距近似为（7）验算小带轮上的包角1由教材P156式8-7可知，小带轮上的包角小于大带轮上的包角。又由教材P155式8-6可知，小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使由此知（8）确定带的根数为了使各根V带受力均匀，带的根数不宜过多，一般应少于5根。否则，应选择横截面积较大的带型，以减少带的根数。查表表8-4a（见教材P152）得；查表8-4b（见教材P153）得；查表8-5（见教材P155）得；查表8-2（见教材P146），。于是得：取z=4根（9）计算单根V带的初拉力由式（8-26）（见教材P158），并计入离心力和包角的影响，可得单根V带所需的最小初拉力为由教材P149表8-3查的，故有二、减速器箱体内传动零件设计(一)、高速级齿轮传动设计已知条件：直齿圆柱齿轮传动，输入功率为PI=3.56 kW，小齿轮转速为nI=720r/min，传动比为i1=3.822，由电动机驱动，工作寿命为10年，每年工作300天，每天工作16小时，轻微冲击，单向运转。1.选定齿轮材料、精度等级及齿数 材料选择：由教材P191表10-1选择小齿轮材料选用钢调质处理，齿面硬度为250HBS。大齿轮也选用钢调质处理，齿面硬度为220HBS,二者材料硬度差为30 HBS。 选用7级精度 选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=3.822×24=91.7286,取z2=912.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即(1) 确定公式内的各计算数值试选载荷系数kt=1.3计算小齿轮传递的转矩： N·m由P206表10-7选取齿宽系数由教材P201表10-6查得材料的弹性影响系数由教材P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限由式10-13计算应力循环次数 由教材P207图10-19取接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1.由式（10-12）得：（2）计算试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 计算圆周速率计算齿宽计算齿宽与齿高之比模数 齿高 计算载荷系数根据，7级精度，由教材P194图10-8查得动载荷系数直齿轮 由教材P193表10-2查得使用系数由教材P196表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时由，查教材P198图10-13得故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径.由式（10-10a）得计算模数3.按齿根弯曲强度计算由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 （1）确定公式内的各计算数值由教材P208图10-2c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限由教材P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数,计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,由式（10-12）得计算载荷系数査取齿形系数由教材P200表10-5查得，査取应力纠正系数由教材P200表10-5查得，计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数1.70并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数取z1=26大齿轮齿数 取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度取，（4）齿顶圆直径： （5）齿根圆直径： 5.几何尺寸列表6.判断齿轮的结构形式（1）高速级小齿轮高速级小齿轮的齿顶圆直径，由教材P229齿轮的结构设计的结论知，高速级的小齿轮应采用实心式结构（2）高速级大齿轮高速级大齿轮的齿顶圆直径，由教材P229齿轮的结构设计的结论知，高速级的大齿轮应采用腹板式结构。又，取，式中D4为轴径DIV-V故由教材P229齿轮的结构设计的结论知，高速级的大齿轮应采用孔板式。（二）低速级齿轮传动设计已知条件：直齿圆柱齿轮传动，输入功率为PI=3.45kW，小齿轮转速为nI=188r/min，传动比为i1=2.73，由电动机驱动，工作寿命为10年，每年工作300天，每天工作16小时，轻微冲击，单向运转。1.选定齿轮材料、精度等级及齿数材料选择：由教材P191表10-1选择小齿轮材料选用钢调质处理，齿面硬度为250HBS。大齿轮也选用钢调质处理，齿面硬度为220HBS,二者材料硬度差为30 HBS。选用7级精度选小齿轮齿数z3=24，大齿轮齿数z4=2.73×24=65.52,取z2=652.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数kt=1.3计算小齿轮传递的转矩： N·m由P206表10-7选取齿宽系数由教材P201表10-6查得材料的弹性影响系数由教材P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限由式10-13计算应力循环次数 由教材P207图10-19取接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1.由式（10-12）得：（2）计算试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 计算圆周速率计算齿宽计算齿宽与齿高之比模数 齿高 计算载荷系数根据，7级精度，由教材P194图10-8查得动载荷系数直齿轮 由教材P193表10-2查得使用系数由教材P196表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时由，查教材P198图10-13得故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径.由式（10-10a）得计算模数3.按齿根弯曲强度计算由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 （1）确定公式内的各计算数值由教材P208图10-2c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限由教材P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数,计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,由式（10-12）得计算载荷系数査取齿形系数由教材P200表10-5查得，査取应力纠正系数由教材P200表10-5查得，计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数2.53并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数取z3=30大齿轮齿数 取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 取，（4）齿顶圆直径： （5）齿根圆直径： 5.几何尺寸列表6.判断齿轮结构形式（1）低速级小齿轮低速级小齿轮齿顶圆直径值，由教材P229齿轮的结构设计的结论知，应该采用实心式。（2）低速级大齿轮假设：若低速级大齿轮采用的是分开式，则，即应取，由教材P106查的键宽×键高。由吴宗泽P53查的，则，二式比较知。由教材P229齿轮的结构设计的结论和以上计算结果知，假设是错误的。故低速轴的大齿轮应该采用齿轮轴形式。第四章 轴的设计一、中间轴的设计已知条件：轴的输入功率、转速和转矩设计步骤：1） 拟定轴上的装配方案如图1所示图1 中间轴的装配方案2） 初步确定轴的最小直径（中间轴的最小直径处无键槽，最小直径无需增大）。取，于是得3）确定轴的直径 d-= d-dmin=30.86mm，且满足滚动轴承的内圈孔径取d-= d-=35mm，并确定滚动轴承代号为30307确定滚动轴承的代号：按照载荷情况选择滚动轴承的类型代号（选用圆锥滚子轴承吴宗泽P75或角接触求轴承吴宗泽P73），根据轴的直径确定轴承的内径代号，轴承的尺寸系列代号一般先按中等宽度选取（根据轴承的类型查相应的轴承标准表），即对相同类型和内径的轴承选择轴承标准表中Cr较大的轴承。根据轴的直径确定轴承的内径代号，写出轴承的代号及其尺寸：dII×DII×TII=35×80×22.75 轴承端盖的设计：选凸缘式轴承盖，尺寸计算见吴宗泽P166表11-10， ，取整得 d-= d- d-，且满足吴宗泽P11表1-16的标准尺寸取d-= d-=40mmd-=（1.141.2）×d-=（45.648）mm，且取为整数，即d-=46mm4）确定轴的长度 l-= TII+3+2+（23）=22.75+10+12+2=46.75mm l-= b3-(23)=100-2=98mm l-=4=12mm l-= b2-(23)=52-2=50mm l-= TII+3+2+（b1-b2）/2+（23）=22.75+10+12+4+2=50.75mm L2=2+ b3+4+ b2+2+（b1-b2）/2=12+100+12+52+12+4=192mm L3=2L1+L2=2×56+192=304mm5）轴上零件的周向定位选择高速级大齿轮和低速级小齿轮处的键。键槽距齿轮装入侧轴端距离一般为410mm，以便于安装齿轮时使齿轮毂孔上的键槽容易对准键。选择高速级大齿轮处的键由，由吴宗泽机械设计课程设计手册P53查得键的长度, 按键的长度系列取即选键选择低速级小齿轮处的键由，查得键的长度，按键的长度系列取l即选键b×h×l=12×8×906）挡油环的结构设计挡油环的结构设计见下图：2-3b0端盖的d5值轴承T值相应段的轴径Ddb2b1 b左边挡油环的尺寸设计：令，2-3尺寸选定为2，则右边挡油环的尺寸设计：令，2-3尺寸选定为2，则 二、高速轴的设计已知条件：轴的输入功率、转速和转矩设计步骤：1） 拟定轴上的装配方案如图2所示图2 高速轴的装配方案2） 初步确定轴的最小直径（高速轴的最小直径处安装带轮，有键槽，最小直径需增大5%7%）。取，于是得=（1.051.07）×（20.9321.33）mm3）确定轴的直径 d-dmin，且满足吴宗泽P11表1-16的标准尺寸取d-=25mm d-=（1.141.2）×d-=（28.530）mm，且满足密封圈的孔径；选查吴宗泽P90表7-12选择密封圈的类型及规格，参见下图bDd1B1Fd1d1B选择结果如下：选用毡圈，其由此知轴径应选用55系列，即d-=55mm取d-=30mm，选择毡圈30 d-=d-d-且满足滚动轴承的内圈孔径取d-=d-=35mm,并确定滚动轴承代号为30307确定滚动轴承的代号：按照载荷情况选择滚动轴承的类型代号（选用圆锥滚子轴承吴宗泽P75或角接触求轴承吴宗泽P73），根据轴的直径确定轴承的内径代号，轴承的尺寸系列代号一般先按中等宽度选取（根据轴承的类型查相应的轴承标准表），即对相同类型和内径的轴承选择轴承标准表中Cr较大的轴承。根据轴的直径确定轴承的内径代号，写出轴承的代号及其尺寸写出轴承的代号及其尺寸dI×DI×T= 35×80×22.75 轴承端盖的设计：选凸缘式轴承盖，尺寸计算见吴宗泽P166表11-10， ，取整得 d-=d-= daI=44mm，daI为滚动轴承内圈的安装尺寸，根据轴承的代号查表确定 d-= da1=56mm，da1为高速级小齿轮的齿顶圆直径4）确定轴的长度 l-= 带轮的轮毂长度-（23）=502=48mm带轮的轮毂长度=（1.52）d-=（37.550）mm 取带轮的轮毂长度=50mm l-=LI+eI+mI= 20+10+23.25=53.25mm，LI1520，取LI =20mm l-= TI+3+自行确定的长度=22.75+10+5=37.75mm l-=L2 -2- b1-自行确定的长度=192-12-60-5=115mm l-=b1=60mm l-=2-自行确定的长度=12-5=7mm l-=TI+3+自行确定的长度=22.75+10+5=37.75mm5）轴上零件的周向定位 选择带轮处的键。键槽距零件装入侧轴端距离一般为410mm，以便于安装带轮时使带轮毂孔上的键槽容易对准键。由d-=25mm，查得键的b×h=8×7长度l = l-(410)= 48(510)= (3843)mm, 按键的长度系列取l =40mm即选键b×h×l=8×7×406)挡油环的结构设计挡油环的结构设计见下图：2-3b0端盖的d5值轴承T值相应段的轴径Ddb2b1 b左边挡油环的尺寸设计：令，2-3尺寸选定为2，则右边挡油环的尺寸设计：令，2-3尺寸选定为2，则 三、低速轴的设计已知条件：轴的输入功率P=3.35KW、转速n=69r/min和转矩T=463.66N·m设计步骤：1） 拟定轴上的装配方案如图3所示图3 低速轴的装配方案2） 初步确定轴的最小直径（高速轴的最小直径处安装联轴器，有键槽，最小直径需增大5%7%）。取，于是得=（1.051.07）×（43.6744.50）mm3）确定轴的直径 d-=联轴器孔径=45mm，且联轴器的孔径dmin。选择联轴器：类型为齿式联轴器，由吴宗泽P95表8-3，根据计算转矩Tca=KAT=1.5×463.66=695.49N·m转速n=69r/min、和dmin选择联轴器型号，确定联轴器的轴孔直径=45mm，和轴孔长度=84mm取 d-=联轴器孔径=45mm d-=（1.141.2）×d-=（1.141.2）×45=（51.354）mm且满足密封圈的孔径；查吴宗泽P90表7-12选择密封圈的类型及规格，参见下图bDd1B1d1B选择结果如下：选用毡圈，其由此知轴径应选用55系列，即d-=55mm d-=d-d-=55mm，且满足滚动轴承的内圈孔径取d-=d-=60mm,并确定滚动轴承代号为30312确定滚动轴承的代号：按照载荷情况选择滚动轴承的类型代号（选用圆锥滚子轴承吴宗泽P75或角接触求轴承吴宗泽P73），根据轴的直径确定轴承的内径代号，轴承的尺寸系列代号一般先按中等宽度选取（根据轴承的类型查相应的轴承标准表），即对相同类型和内径的轴承选择轴承标准表中Cr较大的轴承。根据轴的直径确定轴承的内径代号，写出轴承的代号及其尺寸确定滚动轴承的代号：确定原则与中间轴相同。写出轴承的代号及其尺寸dIII×DIII×TIII=60×130×33.5 轴承端盖的设计：选凸缘式轴承盖，尺寸计算见吴宗泽P166表11-10，mIII= L1- TIII -3，eIII轴承端盖的设计：选凸缘式轴承盖，尺寸计算见吴宗泽P166表11-10， D0= DIII eIIID4= DIII mIII= L1- TIII -3 d-d-，且满足吴宗泽P11表1-16的标准尺寸,故取d-=63mm d-=（1.141.2）×d-=（1.141.2）×63=（71.875.6）mm且取为整数,故取d-=74mm. d-= daIII=72mm，daIII为滚动轴承内圈的安装尺寸，根据轴承的代号查表确定4）确定轴的长度 l-=联轴器的轴孔长度-（23）=842=82mm， l-=LIII+eIII+mIII=30+12+12.5=54.5mm，LIII1520取LIII=30mm l-= TIII+3+2+（b3-b4）/2+（23）=33.5+10+12+5+2=62.5mm l-=b4 (23)=90-2=88mm l-1.4h=8.4mm（h= (d- d-)/2=5.5mm），且取为整数，故取l-=8mm l-=L2-2-（b3-b4）/2- b4- l-自行确定的长度=192-12-5-90-8-5=75mm l-=TIII+3+自行确定的长度=33.5+10+5=48.5mm5）轴上零件的周向定位 选择联轴器和高速级大齿轮处的键；键槽距零件装入侧轴端距离一般为25mm，以便于安装齿轮和联轴器时使齿轮和联轴器毂孔上的键槽容易对准键。选择联轴器处的键由d-=45mm，查得键的b×h=14×9长度l = l-(410)，按键的长度系列取l =70mm即选键b×h×l=14×9×70低速级大齿轮处的键由d-=63mm，查得键的b×h=18×11长度l = l-(410)= 90(410)= (8086)mm, 按键的长度系列取l =80mm即选键b×h×l=18×11×806)挡油环的结构设计挡油环的结构设计见下图：2-3b0端盖的d5值轴承T值相应段的轴径Ddb2b1 b左边挡油环的尺寸设计：令，,2-3尺寸选定为2mm，则右边挡油环的尺寸设计：令，,2-3尺寸选定为2mm，则 7)轴的强度校核做出轴的计算简图如下：L3L2L1DCBA进行数值计算查吴宗泽P75表6-1知轴承的支撑点位置为圆周力： 径向力：水平面内受力分析如下：L2BCDAL3由竖直方向力平衡得 (1)由有，即 (2)联立（1）（2）两式有,则,即垂直面内受力分析如下：BCDAL3由竖直方向力平衡得 (1) (2)由有，即 (3)联立（1）（2）（3）三式有,求合力,即,即则总弯矩 计算扭矩则根据计算结果画出水平面弯矩MH的弯矩图和铅垂面弯矩MV的弯矩图水平面的弯矩图以及扭矩图如下：水平面弯矩图C-+铅垂面弯矩图CC_扭矩图判断危险截面由计算知，截面C是危险截面，截面C处的、及值计算值列表。载荷水平面H垂直面V支反力弯矩M总弯矩扭矩按弯扭合成强度校核轴的强度。进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度，其中扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力查教材P362表有.因此，故安全。8）轴承寿命的校核查吴宗泽P75表6-7知计算系数，求轴承的径向载荷和作用在轴上的外交轴向载荷轴承受力图和 计算派生轴向力受力图如下：Fd2Fr1Fr2判断压紧轴承和放松轴承故轴1被放松，轴2被压紧。计算轴承的轴向力计算载荷系数X、Y，则查表有，则查表有，计算当量动载荷计算轴承寿命查吴宗泽P75表7-6知 ，取 ，,且已知,则轴承的寿命为明显故所选轴承满足强度要求9）键的强度校核联轴器处的键b×h×l=14×9×100键的工作长度查教材P106表6-2查的许用应力为100 120MPa，取明显，故所选键符合强度要求低速级大齿轮处的键 b×h×l=18×11×80键的工作长度查教材P106表6-2查的许用应力为100 120MPa，取明显，故所选键符合强度要求。第五章 箱体的结构设计参考吴宗泽P158确定减速器箱体的各个参数，确定减速器箱体的各个尺寸，列表如下：名称符号参数设计原则箱体壁厚100.025a+3 >=8箱盖壁厚1100.02a+3 >=8凸缘厚度箱座b151.5箱盖b1151.51底座b2252.5地脚螺钉型号dfM200.036a+12数目n4轴承旁联接螺栓直径d1M160.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M12（0.50.6）df连接螺栓d2的间距l180150200轴承盖螺钉直径D3M8、M10（0.40.5）df视孔盖螺钉d4M8（0.30.4）df定位销直径d10（0.70.8）d2箱体外壁至轴承盖座端面的距离l150C1+ C2+(35)箱座肋厚m8.50.85轴承端盖外径D2120、180第六章 减速器的建模在减速器的建模过程中，统一使用模板，充分应用各种指令进行各个零件的建模过程，这样有利于统一单位，为后面的组装装配图提供便利。在减速器各零件的建模过程中，我首先建立的是减速器的整体模型，即先进行箱体和箱盖的建模，以便为减速器其他重要零件及附件的定位打好基础。然后再进行轴和齿轮及轴承这三个减速器中非常重要的零件的建模。最后，就是进行减速器的附件及螺钉等小零件的建模过程了。在减速器的整体装配图的组装过程中，我首先是进行三根轴的组装，即将确定规格尺寸的挡油盘、轴承、齿轮与三根轴分别进行组装。然后以端盖为定位基准，将已经组装好了的三根轴分别装到下箱体对应的位置上。当这一步骤完成以后，就把箱盖盖上。最后就是把相应的配件，如螺栓、定位销、通气器等附件组装上即完成了整体装配图的组装。现将此次减速器的建模过程，以图形的方式作一个简单的描述。一、减速器各零件的建模过程及建模结果1、箱体的建模过程及建模结果见下图：2、箱盖的建模过程及建模结果见下图：3、各轴的建模过程及建模结果如下图：高速轴的建模过程及建模结果中间轴的建模过程及建模结果见下图：低速轴的建模过程及建模结果见下图：4、齿轮的建模过程及建模结果见下图：5、轴承的建模过程及建模结果见下图：6、轴承端盖的建模过程及建模结果见下图：轴承端盖闷盖的建模过程及建模结果见下图：轴承端盖通盖的建模过程及建模结果见下图：7、窥视孔盖的建模过程及建模结果见下图：8、通气器的建模过程及建模结果见下图：9、键的建模过程及建模结果见下图：10、垫片的建模过程及建模结果见下图11、螺栓及螺母的建模过程及建模结果见下图：12、启盖螺钉的建模过程及建模结果见下图：13、定位销的建模过程及建模结果见下图：14、游标的建模过程及建模结果见下图：15、外六角螺塞的建模过程及建模结果见下图：16、挡油盘的建模过程及建模结果见下图：二、减速器主要装配图建模过程及建模结果1、低速轴的装配图的建模过程及建模结果见下图：低速轴的装配图的建模过程及建模结果见下图：中间轴的装配图的建模过程及建模结果见下图：高速轴的装配图的建模过程及建模结果见下图：2、二级减速器的整体装配图的建模过程及建模结果见下图：第七章 心得体会从来，我对时光飞逝都没有什么概念，但这次为期两周的CAD/CAM实训却让我对这个词语有了深刻的体会。因为转眼之间，两周的实训时间就即将画上句号。回顾这两周的经历，真是五味杂陈，各种不同的心情的上演把我折腾的够辛苦的。实训的第一周的周一至周三，由于周一有数控技术的考试，本着不挂科、临时抱佛脚的不良心态，我以前所未有的激情投入到了数控技术的备考复习中，完全忽略了实训任务。因此，当周三过去以后，我的实训成果书上还是一片空白。我真正的实训时间应该从周四开始算起。从这天开始，我开始狂补前三天的为完成的实训内容。虽然这次也是二级减速器的设计，和上学期地课程设计的内容相同，但是因为齿轮类型的变动，我不得不从头开始算起。也就是说，其实上学期二级减速器的课程设计除了给了我心理上一些安慰以外，其实并没有给予我很大的实质性的帮助。大概恶补了一天半的时间，数据的计算总算是完成了。但这已经远远落后于应该完成的任务的内容。于是，下午的时候，我开始了三维图的绘制工作。这也宣布了这次实训真正苦难的降临。我开始进入了废寝忘食的工作状态，以一种我从未有过的坚定态度去征服三维图这座超级无极大的碉堡。首先，我要完成的工作就是二维图的绘制。这看起来有点奇怪，明明是绘制三维模型图，为什么首先绘制的会是二维图。其实刚开始我也不明白，后来在绘制三维图的时候才发现，许多定位尺寸我无法找到。这才明白，我必须将二维图绘制好后，利用尺寸标注，把自己绘制三维图的尺寸找出来，我才可以开始三维图的绘制。当一切准备工作完成后，我正式踏入了三维模型图的绘制行列。