1、青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）I摘要减速器是由封闭在刚性壳内所有齿轮的传动组成的一独立完整的机构。通过此次设计可以初步掌握一般简单机械的完整设计及了解构成减速器的通用零部件。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。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。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
2、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。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
3、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。因为齿轮传动能够满足减震器实验台对传动的高度要求，因此，本设计采用齿轮传动。【关键词】 减速器 ， 零部件 ， 齿轮传动 ， 机械传动青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）IIAbstractReducer is enclosed by a rigid shell of gear transmission within all composed of an independent complete institutions. Through this design can try to grasp the general and
4、 simple mechanical complete design and understand the general parts constitutes a reducer. Domestic reducer with gear transmission, more worm transmission give priority to, but there is a widespread power and weight than small or large and transmission ratio low mechanical efficiency. In addition, t
5、he material quality and technology level and many weaknesses. Due to the theory on the transmission technique level and material quality, no breakthrough, therefore, it cant fundamentally solve transmission power is great, big transmission ratio, small volume, light weight, mechanical efficiency hig
6、her these basic requirements. Gear reducer in all walks of life is very widely used, it is a kind of indispensable mechanical transmission device. The current reducer widespread big volume, weight, or transmission big and mechanical efficiency too low. Foreign reducer to Germany, Denmark and Japan i
7、s in the leading position, especially in material and manufacturing process, reducer dominate the working reliability good and long service life. But its transmission form still with fixed axis gear transmission give priority to, volume and weight problem, also not solved well. Todays reducer is tow
8、ards high-power, large transmission, small size, high mechanical efficiency and long service life direction. Therefore, in addition to continuously improve material quality and improve technology level of outside, still in transmission principle and transmission structure deep discussion and innovat
9、ion, the emergence of translational gear transmission principle is an example. Reducer and motor, also vigorously exploit conjoined structure of producing a variety of forms, and has several power structure form and types of products. At present, the research results of the super-mini reducer is unc
10、lear. In the medical and biological engineering, robot in the field, miniature engine has basic successfully developed, U.S. and Dutch recently developed the size of the molecular motor in nanoscale range, if can be complementary with nanoscale reducer, the application prospect broad. Because gear t
11、ransmission can satisfy the shock absorber test bench and the height of the transmission requirements, so, this design USES the gear transmission.【 keywords 】 reducer gear transmission machinery spare parts 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）-目录摘要 IABSTRACTII一.绪论 .1二.电动机的选择 22.1 传动装置总体设计方案: .22.2 电动机的选择 .32.3 确
12、定传动装置的总传动比和分配传动比 .42.4 计算传动装置的运动和动力参数 .4三.齿轮的设计 .63.1 高速级齿轮传动的设计计算 .63.2 低速级齿轮传动的设计计算 .11四.传动轴的设计 174.1 传动轴承的设计 .174.2 传动轴承的设计 .184.3 工艺分析 .194.4 求轴上的载荷 .224.5 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 .254.6 精确校核轴的疲劳强度. .254.7 键的设计和计算 .274.8 联轴器设计 .28五.箱体结构的设计 .29六.润滑密封设计 32结论 33青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）-致 谢 .34参考资料 35青岛理工大学琴
13、岛学院专科毕业设计说明书（论文）0一.绪论当今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。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。本文首先介绍了带式输送机传动装置的研究背景，通过对参考
14、文献进行详细的分析，阐述了电动机的选择、传动装置的总传动比及其分配、带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承、键的选择、减速器箱体的设计等的相关内容；在技术路线中，论述齿轮和轴的选择及其基本参数的选择和几何尺寸的计算，两个主要强度的验算等在这次设计中所需要考虑的一些技术问题做了介绍。青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）1二. 电动机的选择设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器. 带式输送机连续单向运转, 载荷变化不大，空载启动;传送带误差5%,室内工作,有粉尘;使用年限 10年，工作为二班工作制(每班按 8h 计算)，大修期 3 年;在中小型机械厂小批量生产。表 2-1:
15、F（kN） 2.3V（m/s）1.7D（ mm）3802.1 传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。其传动方案如下： 2 3 5 4 1IIIVPdPw图 2-1 传动装置总体设计选择 V 带传动和二级圆柱齿轮减速器（展开式）。青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）2传动装置的总效率 a0.96 0.970.960.759；54231a 398.025.为 V 带的效率, 为第一对轴承的效率，1为第二对轴承的效率， 为第三对轴承的效率，3 4为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 7 级
16、精度，油脂润滑.5因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.2 电动机的选择电动机所需工作功率为： P P / 2.31.7/0.7595.15kW, 执行机构的曲柄转速为 n =1000601.7/（ 3.14380）85.48r/min，D60v1经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i 24，二级圆柱齿轮减速器传动比 i 840，则总传动比合理范围为 i 16160，电动机转速的可选范围为 n i n（16160）85.481367.6813676.8r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y112M4 的三相异步电动机，额定
17、功率为 7.5，额定电流 8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速 1500r/min。mn青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）32.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 n /n 1440/85.4816.846ai（2）分配传动装置传动比 ai0i式中 分别为带传动和减速器的传动比。1,为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 2.3，则减速器传动比为 0i i16.846/2.37.320/ia根据各原则，查图得高速级传动比为 3.24，则 2.261i2i1/2.4 计算传动装置
18、的运动和动力参数（1） 各轴转速 1440/2.3 626.09r/minn0/im 626.09/3.24193.24r/min1 / 193.24/2.26=85.50r/min2i= =85.50r/min（2） 各轴输入功率 5.150.964.944kWPdp1 2 4.9440.980.954.60kW3 2 4.600.980.954.285kW电动机转速 minr传动装置的传动比方案电动机型号额定功率P edkw 同步转速 满载转速电动机重量N参考价格元总传动比V 带传动减速器1 Y112M-4 7.5 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02青岛理工大
19、学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）4 2 4=4.2850.980.974.073kWP则各轴的输出功率： 0.98=4.845 kW 0.98=4.51kW 0.98=4.20kWP 0.98=3.99kW（3） 各轴输入转矩= Nm1Td0i1电动机轴的输出转矩 =9550 =95505.15/1440=34.15 NdTmdnP所以: =34.152.30.96=75.40 NmTd0i1 =75.403.240.980.95=227.44 Nm2 =227.442.260.980.95=478.55Nm2i3= =478.550.950.97=440.98Nm34输出转矩： 0.98
20、=73.89NmT 0.98=222.89 Nm 0.98=468.98Nm 0.98=432.16 Nm青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）5三.齿轮的设计3.1 高速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取45小齿齿数 =241Z高速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS 45Z =iZ =3.2424=77.76 取 Z =78.21 2 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷
21、丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2131 )(2HEdtt ZuTK确定各参数的值:试选 =1.6t查课本 图 10-30 选取区域系数 Z =2.433 215PH由课本 图 10-26 478.0182.0则 6.8.07.由课本 公式 10-13 计算应力值环数2N =60n j =60626.091（283008）1hL=1.442510 h9N =4.4510 h #(3.25 为齿数比,即 3.25= )28 12Z查课本 10-19 图得：K =0.93 K =0.9603P12齿轮的疲劳强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 公式 10-12 得
22、:20P青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）6 = =0.93550=511.5 H1SKHN1limMPa = =0.96450=432 2N2li许用接触应力 PaHH 75.412/)35.1(/)(21 查课本由 表 10-6 得： =189.8MP 198PEZa由 表 10-7 得: =120dT=95.510 =95.510 3.19/626.0951/n5=4.8610 N.m43.设计计算小齿轮的分度圆直径 d t12131 )(2HEdtt ZuTK= m53.49)7.4183(5.6.084243 计算圆周速度 106ndts/6.109.23计算齿宽 b 和
23、模数 ntm计算齿宽 bb= =49.53mmtd1计算摸数 m n初选螺旋角 =14=nt mZt 0.241cos53.9cos1计算齿宽与高之比 hb齿高 h=2.25 =2.252.00=4.50ntm= =11.01hb5.439计算纵向重合度=0.318 =1.9031d 14tan238.0tan计算载荷系数 K青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）7使用系数 =1AK根据 ,7 级精度 , 查课本由 表 10-8 得smv/62.1192P动载系数 K =1.07,V查课本由 表 10-4 得 K 的计算公式:194PHK = +0.2310 bH)6.01(8.2.2
24、d3=1.12+0.18(1+0.6 1) 1+0.2310 49.53=1.423查课本由 表 10-13 得: K =1.35195F查课本由 表 10-3 得: K = =1.23PH故载荷系数:KK K K K =11.071.21.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d =d =49.53 =51.731tt/36.1823m计算模数 nm= Z09.24cos73.5cos14. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm)(cos2123FSadYZKT 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩 48.6kNm确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z 24，z i z 3
25、.242477.76传动比误差 iuz / z 78/243.25i0.032 5，允许 计算当量齿数z z /cos 24/ cos 14 26.27 3z z /cos 78/ cos 14 85.43 初选齿宽系数按对称布置，由表查得 1青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）8 初选螺旋角初定螺旋角 14 载荷系数 KKK K K K =11.071.21.351.73 查取齿形系数 Y 和应力校正系数 Y查课本由 表 10-5 得:197P齿形系数 Y 2.592 Y 2.211 应力校正系数 Y 1.596 Y 1.774 重合度系数 Y端面重合度近似为 1.88-3.2（
26、） 1.883.2（1/24 21Zcos1/78）cos14 1.655arctg （ tg /cos ）arctg （tg20 /cos14 ）20.6469014.07609因为 /cos ，则重合度系数为 Y 0.25+0.75 cos / 0.673 螺旋角系数 Y轴向重合度 1.825,09.214sin53oY 1 0.78 计算大小齿轮的 FSY安全系数由表查得 S 1.25工作寿命两班制，8 年，每年工作 300 天小齿轮应力循环次数 N160nkt 60271.4718300286.255 10大齿轮应力循环次数 N2N1/u6.25510 /3.241.930510查课本
27、由 表 10-20c 得 204P小齿轮 大齿轮aFM51aFMP3802查课本由 表 10-18 得弯曲疲劳寿命系数:97K =0.86 K =0.93 1N2N取弯曲疲劳安全系数 S=1.4青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）9 =F1 14.307.15860SKFN =2 .2.9203471.3075691FSY.4.22S大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数mmn 26.165.124054.cos7806.731223 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强n度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取
28、m =2mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =51.73 来计算1应有的齿数.于是由:z = =25.097 取 z =251nm14cos73.51那么 z =3.2425=81 2 几何尺寸计算计算中心距 a= = =109.25cos2)(1nmz14cos2)85(m将中心距圆整为 110按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 01.425.19)8(arcos2)(1 n因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.khZ计算大.小齿轮的分度圆直径d = =51.53101.4cos5nmzmd = =166.972.28计算齿轮宽度B= 53.
29、1.51青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）10圆整的 502B51B3.2 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小45齿齿数 =301Z速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =2.3330=69.9 45 2圆整取 z =70.2 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选 K =1.6t查课本由 图 10-30 选取区域系数 Z =2.45215PH试选 ,查课本由 图 10-26 查得o214=0.83 =0.88 =0.8
30、3+0.88=1.7112应力循环次数N =60n jL =60193.241(283008)12n=4.4510 8N = 1.911023.104581i 8由课本 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数0PK =0.94 K = 0.97 1HN 2HN查课本由 图 10-21d207按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,MPaH601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 5li取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 = =H1SKHN1lim56409.Pa = =0.98550/1=51722li 540.5)(lim1liHHMa青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书
31、（论文）11查课本由 表 10-6 查材料的弹性影响系数 Z =189.8MP198PEa选取齿宽系数 dT=95.510 =95.510 2.90/193.2452/n5=14.3310 N.m43 242131 )5.40819(3.271.06)( HEdtt ZuTK=65.71m2. 计算圆周速度0.66510624.937.51062nt sm/3. 计算齿宽b= d =165.71=65.71t14. 计算齿宽与齿高之比 hb模数 m = nt mZt 142.30cos71.65cos1齿高 h=2.25m =2.252.142=5.4621nt=65.71/5.4621=12
32、.03hb5. 计算纵向重合度028.1tan308.ta318.0zd6. 计算载荷系数 KK =1.12+0.18(1+0.6 +0.2310 bH2)d3=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.2310 65.71=1.42313使用系数 K =1 A同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 K =1.35 K =K =1.2vFHF故载荷系数K =11.041.21.4231=1.776HvA7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d =d =65.711ttK3 m91.723.6计算模数 zmn .0cos9172cos1按齿根弯曲强度设计青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书
33、（论文）12m cos2123FSdYZYKT确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩 143.3kNm（2） 确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z 30，z i z 2.333069.9传动比误差 iuz / z 69.9/302.33i 0.032 5，允许（3） 初选齿宽系数按对称布置，由表查得 1（4） 初选螺旋角初定螺旋角 12（5） 载荷系数 KKK K K K =11.041.21.351.6848（6） 当量齿数 z z /cos 30/ cos 12 32.056 3z z /cos 70/ cos 12 74.797由课本 表 10-5 查得齿形系数 Y 和应力修正系
34、数 Y197P23.,4.2FFY751.,63.12SS（7） 螺旋角系数 Y轴向重合度 2.03Y 1 0.797（8） 计算大小齿轮的 FS查课本由 图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限204PaFEM51aFEMP3802查课本由 图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数20K =0.90 K =0.93 S=1.41N2N =F aFES43.1.5091 =2NMP.2.832青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）13计算大小齿轮的 ,并加以比较FSaY01268.43.2191FSaY54572Sa大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数mmn 5472.171
35、.3008.2cos94.168.253 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲n劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m =3mm 但n为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91 来计算应有的齿数.1z = =27.77 取 z =30nm2cos9.71z =2.3330=69.9 取 z =702 2 初算主要尺寸计算中心距 a= = =102.234cos)(21n1cos2)703(m将中心距圆整为 103 m修正螺旋角=arccos 86.1302)73(arcos2)(1 n因
36、值改变不多,故参数 , , 等不必修正khZ分度圆直径d = =61.34112cos30nmzmd = =143.12 27计算齿轮宽度bd91.2.1圆整后取 mB7580青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）143.21.6图 3-2 低速级大齿轮如上图青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）15V 带齿轮各设计参数附表表 3-1 各传动比V 带 高速级齿轮 低速级齿轮2.3 3.24 2.33表 3-2 各轴转速 n(r/min) (r/min) (r/min) n(r/min)626.09 193.24 82.93 82.93表 3-3 各轴输入功率 P（kw） （kw
37、） （kw） (kw)P3.12 2.90 2.70 2.57表 3-4 各轴输入转矩 T(kNm) (kNm) (kNm) T(kNm)47.58 143.53 311.35 286.91表 3-5 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数 z90 224 471 1400 5青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）16四. 传动轴的设计4.1 传动轴承的设计. 求输出轴上的功率 P ，转速 ，转矩33n3TP =2.70KW =82.93r/min3=311.35NmT. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=143.21 2d
38、而 F =t3TN16.438021.45F = Frt on 06.3.cs2tan.cosaF = F tan =4348.160.246734=1072.84Nat. 初步确定轴的最小直径先按课本 15-2 初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为 45 钢,调质处理,根据课本 取31536表P12oAmnPd763.53min输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合, d故需同时选取联轴器的型号查课本 ,选取143表P5.aKmNTac 0275.46313因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册 2选取 LT7 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 50
39、0Nm,半联轴器的孔径mLLdmd84.12.0,4011 与 轴 配 合 的 毂 孔 长 度 为 半 联 轴 器半 联 轴 器 的 长 度故 取 . 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直d7青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）17径 半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半mD50轴 配 合 的 轮 毂 孔 长 度联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 ml82 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工
40、作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选md47取 0 基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7010C 型.dD B 22D轴承代号45 85 19 58.8 73.2 7209AC45 85 19 60.5 70.2 7209B45 100 25 66.0 80.0 7309B50 80 16 59.2 70.9 7010C50 80 16 59.2 70.9 7010AC50 90 20 62.4 77.7 7210C4.2 传动轴承的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故mBDd16805;而 .md50 ml16右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得 7010C 型
41、轴承定位轴肩高度 mm,57,.3,7因 此取 dh 取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.8已知齿轮 的宽度为 75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 ,此轴段应略短于轮毂毂宽度,故取 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高 3.5,取 .ml2 md65轴环宽度 ,取 b=8mm. hb4.1 轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取 .l30l50 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16 ,两圆柱齿轮间的距离 c=20 .考虑到mm箱体的铸造误差,在确定滚动
42、轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8 ,已知滚动轴承宽度 T=16 ,m高速齿轮轮毂长 L=50 ,则asTl 43)168()725( lcL4162085( 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）18至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.4.3 工艺分析1.轴的工作原理轴套上的两个齿轮一端置于减速箱内，一端置于输出终端，作用是输出转矩，传递动力，所以材料具有较高的抗弯强度、扭转强度。2.零件图样分析（1）该零件轴段的安排是呈阶梯型，中间粗两端细，符合强度外形原则，便于安装和拆卸。其加工精度要求较高，要有较高的形位公差，表面粗糙度最高达到了 0.8m。零件的中心轴是设计基
43、准和工艺基准。（2）35 mm 对公共轴线的圆跳动为 0.012mm。（3）48mm 的左端面对公共轴线的圆跳动度为 0.012mm。（4）40 mm35mm 键槽对基准 D 平行度为 0.08mm。（5）30mm50mm 键槽对基准 C 的平行度为 0，06mm （6）零件的材料为 45 钢。（7）热处理 224（8）35 mm 为轴承配合，所以轴表面的精度，配合要求较高，Ra 为 0.8m。（9）各轴肩处过度圆角 R=1。（10）轴端加工出 45倒角，是为了便与装配。3.零件的工艺分析（1）零件的毛坯材料为 45，是典型的轴用材料，综合机械性能良好。该材料是优质碳素钢，经调制处理之后具有良
44、好的力学性能和切削加工性能。经淬火加高温回火后具有良好的综合力学性能，具有较高的强度、较好的韧性和塑性。（2）该轴式阶梯轴，其结构复杂程度一般，其有三个过渡台阶，一个锥度台阶。根据表面粗糙度要求和生产类型，表面加工根围粗加工和精加工。加工时应把精加工和粗加工分开，这样经多次加工以后逐渐减少了零件的变形误差。（3）此零件的毛坯为模锻件，外形不需要加工。（4）该轴的加工以车削为主，车削时应保证外圆的同轴度。（5）在精车前安排了热处理工艺，以提高轴的疲劳强度和保证零件的内应力减少，稳定尺寸、减少零件变形。并能保证工件变形之后能在半精车时纠正。（6）同一轴心线上各轴 孔的同轴度误差会导致轴承装置时歪斜
45、，影响轴的同轴度和轴承的使用寿命。所以在车削磨削过程中，要保证其同轴度。4.审查零件的结构工艺性（1）结构力求简单、对称，横截面尺寸不应该有突然地变化。青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书（论文）19（2）应有合理的模面和圆角半径（3）45 刚具有良好的锻性由于 48 的左端面的粗糙度为 1.6m，要求较高，需要磨削工艺。为了磨削加工方便，不损坏 轴面粗糙度，应在该处加褪刀槽 20.5mm。一方面在加工轴面时退刀需要。另一方面在磨削加工时能给刀具足够的进退空间。5.选择毛坯、确定毛坯尺寸、设计毛坯图（1）因为减速箱输出轴在工作过程中要承受冲击载荷、扭转力矩。且载荷比较大。为增强它的抗扭强度和
46、冲击韧度，毛坯应选用优质低碳钢。应为生产类型属于小批量生产，为了提高生产效率宜采用模锻方法制造毛坯。（2）确定毛坯的尺寸公差及机械加工余量1） 公差等级根据零件图个部分的加工精度要求，锻件的尺寸公差等级为 8-12 级，加工余量等级为普通级，故取 IT=12 级。2） 锻件的质量估算与形状复杂系数 S 的确定。锻件的质量为 mf=2.2kg形状系数 S 等于 mf/mn 其中 mf 为锻件的质量，mn 为相应的锻件外廓包容体质量，S=2.2/2.8=0.786根据 S 值查相关文献可知锻件的形状复杂系数为 S1 级，既简单级。3） 零件表面粗糙度根据零件图可知该轴各加工表面的粗糙度至少为 0.8m。4） 毛坯加工余量的确定根据上面估算的锻件的质量、形状复杂系数与零件的长度，查表可得单边余量的范围为 1.72.2mm。由于零件为阶梯轴，可以把台阶相差不大的轴的毛坯合成为同一节。(a) 对轴左端 40 的外圆表面粗糙度 0.8m 的要求，对其加工方案为粗车半精车磨削。查工艺手册得：磨削的加工余量为 0.4,半精车的加工余量为 1.5，粗车的加工余量为 4.5，总得加工余量为 6.4，所以去总的加工余量为 6，将粗车的加工余量修正为 4.1 。精车后工序的基本尺寸为 35mm，其它各工序的基本尺寸为：磨削：35+0
