二级展开式圆柱斜齿轮减速器说明书.docx

机械设计课程设计说明书设计题目: 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 汽车学院 院（系） 车辆工程 专业班级 学号 设计人 指导教师 虞红根 完成日期 2013年 7 月 23 日一、 设计任务书(一) 课程目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。(二) 题目：题目4. 设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器。设计基础数据如下： 工作情况载荷平稳鼓轮的扭矩T（Nm）750鼓轮的直径(mm)350运输带速度V（m/s）0.8带速允许偏差（%）5使用期限（年）5工作制度（班/日）2总体布置：设计任务（三）设计内容：1.电动机的选择与运动参数设计计算；2.斜齿轮传动设计计算；3.轴的设计；4. 装配草图的绘制5.键和联轴器的选择与校核；6.滚动轴承的选择；7.装配图、零件图的绘制；8.设计计算说明书的编写。（四）设计进度：1、 第一阶段： 总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段： 轴与轴系零件的设计3、 第三阶段： 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段： 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 二、 传动方案的拟订及说明设计计算及说明结果传动方案的总体设计(一) 对给定传动方案分析论证总体布置见任务书(二) 电动机的选择1. 电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相交流异步电动机，它为卧式封闭结构。2. 电动机容量的选择1) 确定工作机所需功率Pw=2TV1000D=27500.8100035010-3=3.43 kw2) 确定传动系统总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由表24查得：滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性联轴器；滑动轴承，则 3) 所需电动机功率Pd=Pw=3.430.86=3.99 kw4) 确定电动机额定功率根据，由第二十章表201选取电动机额定功率3. 电动机转速的选择1) 工作机的转速nwnw=100060VD=1000600.8350=43.65r/min2) 电动机转速的可选范围nd=nw860=349.22619 r/min取n0=1000 r/min查表20-1，选电动机型号Y132M1-6列表记录电动机技术数据和安装尺寸电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）轴身尺寸ED平键尺寸FGDY132M1-6410009608038108(三) 计算传动装置总传动比和分配1. 传动装置的总传动比2. 分配各级传动比因为是展开式二级齿轮传动，故，现取1.3，则则低速级齿轮传动比为3. 计算传动装置的运动和动力参数l 各轴转速n1=nm=960 r/minn2=n1i1=179.44 r/minn3=n2i2=43.66 r/minl 各轴输出功率P1=Pd3=3.990.99=3.95 kwP2=P112=3.950.990.97=3.79 kwP3=P212=3.790.990.97=3.64 kwl 各轴转矩T1=9550P1n1=95503.95960=39.29 NmT2=9550P2n2=95503.79179.44=201.71 NmT3=9550P3n3=95503.6443.65=796.20 Nm4. 将以上计算结果整理后列于下表，供设计计算时使用项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速（r/min）960960179.4443.66功率（kw）3.993.953.793.64转矩（Nm）39.6939.29201.71796.20传动比i=21.99i1=5.35i2=4.11效率1=0.992=0.973=0.99 kw电动机型号为Y132M1-6三、 齿轮设计计算设计计算及说明结果(一) 高速级齿轮的设计1. 选定齿轮类型、等级精度、材料及齿数按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)材料及热处理：由课本表10-1选得大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。初选小齿轮齿数：大齿轮齿数初选取螺旋角2. 按齿面接触强度设计确定公式内各计算数值a) 试选。b) 由图10-30选取区域系数c) 由图10-26查得 ；d) 因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取e) 由表10-6查得材料弹性影响系数f) 由图10-21e查得 ；g) 应力循环次数：h) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数i) 接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）许用接触应力为计算a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b) 计算圆周速度c) 齿宽b及模数d)e) 计算纵向重合度f) 计算载荷系数K已知使用系数，根据，7级精度，由图10-8得动载系数；由表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置、6级精度、，考虑齿轮为7级，取；由图10-13查得由表10-3查得故载荷系数g) 按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式（1010a）得h) 计算模数3. 按齿根弯曲强度设计确定计算参数a) 计算载荷系数b) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数：由表10-5查得查取应力校核系数：由表10-5查得e) 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数f) 由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限g) 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（1012）得h) 计算大、小齿轮的，并加以比较小齿轮的数值大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取模数，取分度圆直径mm。于是由取，则，取。4. 几何尺寸计算计算中心距，圆整为按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮齿宽圆整后取大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。小齿轮可采用实心式，做成齿轮轴。(二) 低速级齿轮设计计算1. 选定齿轮类型、等级精度、材料及齿数按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)材料及热处理：由课本表10-1选得大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。初选小齿轮齿数：大齿轮齿数初选取螺旋角2. 按齿面接触强度设计确定公式内各计算数值a) 试选。b) 由图10-30选取区域系数c) 由图10-26查得 ；d) 因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取e) 由表10-6查得材料弹性影响系数f) 由图10-21e查得 g) 应力循环次数：h) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数i) 接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）许用接触应力为计算a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b) 计算圆周速度c) 齿宽b及模数d) 计算纵向重合度e) 计算载荷系数K已知使用系数，根据，7级精度，由图10-8得动载系数；由表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承平面非对称布置、6级精度、，考虑齿轮为7级，取；由图10-13查得由表10-3查得故载荷系数f) 按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式（1010a）得g) 计算模数3. 按齿根弯曲强度设计确定计算参数a) 计算载荷系数b) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数：由表10-5查得查取应力校核系数：由表10-5查得e) 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数f) 由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限g) 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（1012）得h) 计算大、小齿轮的，并加以比较小齿轮的数值大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取模数。分度圆直径。取，则。4. 几何尺寸计算计算中心距，圆整为按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮齿宽圆整后取大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算五 轴的结构设计计算（一） 高速轴的结构设计1、求输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T12、求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为则圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示。3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr调质处理。根据资料1表15-3，取，于是得轴上有一个键槽，轴径应增加5 所以 , 圆整取.输入轴的最小直径显然是安装联轴器直径dVII-VIII。为了使所选的轴直径dVII-VIII与联轴器孔径相适应，故同时确定联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查表14-1，取。按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5272-85，选用选取ML3型的梅花形弹性联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。根据要求，进行结构设计，如图。-段用滚动轴承7305AC，B=17mm，再加上封油盘的长度，取，d-=25mm。-为轴到齿轮轴的过渡段，且起轴肩的作用，齿轮轴的，故取，。-段为齿轮轴，df1=27.825mm，da1=33.45mm，L-=30mm-根据整体设计要求，由三根轴的两对齿轮配合，取L=69mm，考虑到右端轴承处的，取。-段用滚动轴承7305AC，B=17mm，再加上封油盘的长度，取，d-=25mm。-段为了轴承端盖的装拆方便的要求，故取，又因为VI-VII段还起轴肩的作用，故取d-=24mm。VII-VIII段为最细段，和联轴器配合，所以取。图中未标圆角处取。这样，即初步确定了轴的各段直径和长度。（3）键的选择 根据机械设计课程设计表14-1查得-处的键的代号为 键625GB1096-79（6625）。 （二） 中间轴的设计 1已知该轴的功率，转速，转矩 =3.79KW， =179.44r/min , =201.71Nmm ，2. 求作用在齿轮上的力 已知该轴上大齿轮的分度圆直径为 该轴上小齿轮的分度圆直径为3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr调质处理。根据表15-3，取，于是得加装三个键最小轴径增加7%，为33.13mm。 中间轴的最小直径是与轴承配合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴承代号为7307C取d=35mm，尺寸外形为 35mm80mm21mm,其余尺寸见图。 4轴的结构设计 安装大齿轮处的键型号为 键C1222GB1096-79 安装小齿轮处的键型号为 键1240GB1096-79 轴上零件装配方案和尺寸如图根据要求，进行结构设计，如图。-轴最细处为I-II段，装滚动轴承，选取，轴承型号7307C GB292-83。轴承。加上封油盘的长度，并使齿轮定位准确，取L-=44.5mm-为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，。-齿轮右端采用轴环定位，故取d-=45mm，L-=12.5mm。-为使小齿轮定位准确，取L-=49mm，d-=40mm-右端装轴承处V-VI段同I-II段结构相似，取。初步估计齿轮到箱体内壁距离和箱体厚度，滚动轴承宽度等距离，取。这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。（三） 低速轴的设计1已知该轴的功率，转速，转矩 =3.64KW， =43.66 r/min , =796.20103Nmm ，2. 求作用在齿轮上的力 已知该轴上齿轮的分度圆直径为 Fr=Fttanncos=2813.49N3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。根据表15-3，取，于是得。安装三个键槽增大直径7，得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dI-II。为了使所选的轴直径dI-II与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩Tca=KAT，查 1 表14-1，考虑到转矩变化小，故取KA =1.3，则Tca=KAT=1.3796.20=1035.06 Nm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，采用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm，半联轴器孔径d1=55mm，故dI-II=55mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。查机械设计课程设计表15-6，选择轴承代号为7212C的角接触球轴承，尺寸外形为 4轴的结构设计 安装大齿轮的键型号为 键C2036GB1096-97 安装联轴器处的键为 键1670GB1096-97 轴上零件装配方案和尺寸如图如图。由联轴器选择所知，轴最细处为I-II段，装半联轴器，选取，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比略短一些，现取。为了轴承端盖的装拆方便，故取，又因为II-III段还起轴肩的作用，故取。初步选定滚动轴承，选取7212C，故，又因为轴承，加上封油盘的长度，故取。IV-V段起左端轴承的轴肩作用，取。因为要和低速级小齿轮相精确啮合，由中速轴的结构设计可确定，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径，轴环宽度，取。VI-VII段为低速组齿轮，由之前齿轮设计所得，齿宽为，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，dVI-VII=70mm。初步估计齿轮到箱体内壁距离，和箱体厚度，滚动轴承宽度等距离，取。dVII-VIII=60mm图中未标圆角处取。这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。五.轴、轴承、键的校核 （一）各轴上的载荷 1.高速轴的校核 1），高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图: 水平面上受力分析 L= 134.8mm将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：载荷水平面H垂直面V支反力F=676.18N=1862.75N弯矩MMH=66874.202 Nmm总弯矩扭矩T2）.弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为轴的材料为40cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。 3）精确校核轴的疲劳强度 确定危险截面由图可知截面弯矩较大，仅次于III，且截面受扭，III截面不受扭，故确定截面为危险截面。 截面左侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：圆角r=1，rd=0.038，Dd=1.19。有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：又由附图3-1查得：由附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。 截面右侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：又由附图3-1查得：由附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。2.中间轴的校核1），中间轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图: L=138.8载荷水平面H垂直面V支反力F=5733.38N=4535.13N弯矩M总弯矩扭矩T将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：2）.弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为轴的材料为40cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。 3）精确校核轴的疲劳强度 确定危险截面由图可知III截面弯矩较大，且III面受扭，II截面不受扭，故确定III截面为危险截面。 III截面左侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：初选H7/r6配合，由附表3-8得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。 III截面右侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：r=2，rd=0.05，Dd=1.125，有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：又由附图3-1查得：由附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。2.低速轴的校核1），低速轴的弯扭组合强度的校核分析低速轴所受的力及弯扭矩受力如图: L=135mm载荷水平面H垂直面V支反力F=4886.125N=2609.63N弯矩M总弯矩扭矩T将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：2）.弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。 3）精确校核轴的疲劳强度 确定危险截面由图可知III截面弯矩较大，且III截面受扭，II截面不受扭，故确定III截面为危险截面。 III截面左侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：初选H7/r6配合，由附表3-8得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。 III截面右侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：R=2，rd=0.028，Dd=1.1，有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：又由附图3-1查得：由附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。 （二）、滚动轴承 所有轴承预期寿命为二年。1.高速轴的轴承 轴承1 ：7305AC 轴承2 ：7305AC根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和对于7305AC型的轴承， e=0.68, ;=0.68Fa=643.08N因此轴承1载荷较大,验算轴承1的寿命。3求轴承当量动载荷和因为查表得因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命 =故轴承使用寿命足够、合格。a.中间轴上的滚动轴承验算寿命计算轴承1 ：7307C 轴承2 ：7307C根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和Fae=1352.2N，对于7206C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力，e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算;=0.4因此轴承1被压,轴承2被放松.e1=0.469，e2=0.44=0.47两次计算的Fa1C0相差不大，因此确定e1=0.469，e2=0.44 Fa1=3172.94N，Fa2=1820.744N3求轴承当量动载荷和因为e1=0.469查表得因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命 =寿命合格. 3.低速轴上轴承的校核 轴承1：7212C 轴承2：7212C根据轴承型号7212AC取轴承基本额定动载荷为：C=44.8KN；基本额定静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和对于7212C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力，e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算;=0.4因此轴承1被压,轴承2被放松.e1=0.4609,e1=0.4093=0.4609Fa1C0=0.08883变化不大，因此确定e1=0.4609，Fa1=3324.54N3求轴承当量动载荷和因为e1=0.4609查表得因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命 =故轴承使用寿命足够、合格。(三).键的设计和计算1. 高速轴上同联轴器相连的键的设计 择键联接的类型和尺寸选择半圆头普通平键.材料为45钢根据 d=22mm查表6-2取： 键宽 b=6mm h=6mm L=25mm校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-0.5b=25-3=22mm与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.56=3mm由式（6-1）得： 所以键比较安全.取键标记为： 键C625GB1096-792. 中间轴上定为高速级大齿轮键的设计1) 大齿轮处： 选择键联接的类型和尺寸选择单圆头普通平键，采用双键连接根据 d=40mm查表取： 键宽 b=12mm h=8mm L=22mm校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-0.5b=22-6mm=16mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）得： MPa 所以键比较安全.取键标记为： 键C1222GB1096-792) 小齿轮处 选择键联接的类型和尺寸选择圆头普通平键根据 d=40mm查表取： 键宽 b=12mm h=8mm L=40mm 校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=40-12mm=28mm 键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）得： MPa 所以键比较安全.取键标记为： 键1240GB1096-793. 从动轴上定为低速级大齿轮键和联轴器相连的键的设计联轴器的键选择 选择键联接的类型和尺寸选择半圆头普通平键根据 d=55mm查表6-1取： b=16mm h=10mm =70mm校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l1=L1-0.5b1=62mm键与轮毂键槽的接触高度 由式（6-1）得： 大齿轮的键选择 选择键联接的类型和尺寸选择单圆头普通平键，双键连接根据 d=70mm查表6-1取： b=20mm h=12mm =36mm校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-0.5b=26mm键与轮毂键槽的接触高度 由式（6-1）得： 两者都合适取键标记为：齿轮处：键C2036GB1096-79联轴器处：键C1670GB1096-79绘制装配草图。六.轴系部件的结构设计（1）滚动轴承的组合设计1）轴的支撑结构形式和轴系的轴向固定 普通的齿轮减速器，其轴的支撑跨度较小，采用两端固定支撑，轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒做轴向固定，轴承外圈用轴承端盖定位。 设计两端固定支撑时，轴承外圈与端盖之间应适当留有轴向间隙，以补偿工作时轴的热伸长量。2) 轴承盖的设计 轴承用脂润滑，采用密封性较好的凸缘式轴承盖，各结构尺寸见装配图。3)滚动轴承的润滑与密封 因为两对齿轮的平均速度小于1.5-2m/s，所以采用脂润滑，为了防止轴承中的润滑脂被箱内齿轮啮合时挤出的油冲刷、稀释而流失，需在轴承内侧设置封油盘。 七.减速器箱体及附件设计 箱体的结构尺寸见装配图减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮配合质量。1. 机体有足够的刚度在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。3. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔应设凸台，以便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，视孔盖用Q235制成，用M6紧固。B 油塞：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设凸台，并加封油圈加以密封。C 油标：采用M12游标尺安装位置见装配图D 通气器：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盖上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 起盖螺钉：起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成半球形，以免破坏螺纹.F 定位销：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.G 吊耳：起吊箱盖。减速器机体结构尺寸如下：计算公式名称符号结果箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径16mma250 n=4地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径12mm=（0.50.6）机盖与机座联接螺栓直径8mm=（0.40.5）轴承端盖螺钉直径6mm n=48mm n=410mm n=6=（0.30.4）视孔盖螺钉直径6mm=（0.70.8）定位销直径6mm查机械课程设计指导书表4，至外机壁距离22mm18mm13mm查机械课程设计指导书表4， 至凸缘边缘距离20mm11mm=+（510）外机壁至轴承座端面距离50mm1.2大齿轮顶圆与内机壁距离10mm齿轮端面与内机壁距离10mm机盖，机座肋厚6.8mm6.8mm+5轴承端盖外径85mm110mm150mm八.装配图设计 （一）、装配图的作用作用：装配图表明减速器各零件的结构及其装配关系，表明减速器整体结构，所有零件的形状和尺寸，相关零件间的联接性质及减速器的工作原理，是减速器装配、调试、维护等的技术依据，表明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速器的调整和使用方法。（二）、减速器装配图的绘制1、装备图的总体规划：（1）、视图布局：、选择3个基本视图，结合必要的剖视、剖面和局部视图加以补充。、选择俯视图作为基本视图，主视和左视图表达减速器外形，将减速器的工作原理和主要装配关系集中反映在一个基本视图上。布置视图时应注意：a、整个图面应匀称美观，并在右下方预留减速器技术特性表、技术要求、标题栏和零件明细表的位置。b、各视图之间应留适当的尺寸标注和零件序号标注的位置。（2）、尺寸的标注：、特性尺寸：用于表明减速器的性能、规格和特征。如传动零件的中心距及其极限偏差等。、配合尺寸：减速器中有配合要求的零件应标注配合尺寸。如：轴承与轴、轴承外圈与机座、轴与齿轮的配合、联轴器与轴等应标注公称尺寸、配合性质及精度等级。查文献【2】P121、外形尺寸：减速器的最大长、宽、高外形尺寸表明装配图中整体所占空间。、安装尺寸：减速器箱体底面的长与宽、地脚螺栓的位置、间距及其通孔直径、外伸轴端的直径、配合长度及中心高等。（3）、标题栏、序号和明细表：、说明机器或部件的名称、数量、比例、材料、标准规格、标准代号、图号以及设计者姓名等内容。查GB10609.1-1989和GB10609.2-1989标题栏和明细表的格式、装配图中每个零件都应编写序号，并在标题栏的上方用明细表来说明。（4）、技术特性表和技术要求：、技术特性表说明减速器的主要性能参数、精度等级、表的格式可查文献【2】例题，布置在装配图右下方空白处。、技术要求包括减速器装配前、滚动轴承游隙、传动接触斑点、啮合侧隙、箱体与箱盖接合、减速器的润滑、试验、包装运输要求。2、绘制过程：（1）、画三视图：、绘制装配图时注意问题： a先画中心线，然后由中心向外依次画出轴、传动零件、轴承、箱体及其附件。b、先画轮廓，后画细节，先用淡线最后加深。c、3个视图中以俯视图作基本视图为主。d、剖视图的剖面线间距应与零件的大小相协调，相邻零件剖面线尽可能取不同。e、对零件剖面宽度的剖视图，剖面允许涂黑表示。f、同一零件在各视图上的剖面线方向和间距要一致。、轴系的固定：a、轴向固定：滚动轴承采用轴肩和闷盖或透盖，轴套作轴向固定；齿轮同样。b、周向固定：滚动轴承采用内圈与轴的过渡配合，齿轮与轴除采用过盈配合还用平键。可查文献【2】P85（2）、润滑与密封、润滑：齿轮采用浸油润滑。当齿轮圆周速度时，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。轴承润滑采用油滑。、密封：防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。可参考文献【2】P111。（3）、减速器的箱体和附件：、箱体