二级圆柱斜齿轮传动减速器课程设计计算说明书

1、合肥工业大学机械设计课程设计计算说明书 设计题目 带式输送机传动装置设计 学生姓名 林子中 学 号 2013210XXX 专业班级 机设13-X班 指导老师 Mr.董 2016 年 1 月 7 日设计题目带式输送机传动装置设计成绩课程设计主要内容（1） 分析设计题目，选定传动方案；（2） 根据所需电动机容量选定电动机；（3） 确定传动装置的总传动比及其各级分配；（4） 传动零件的设计、计算及其强度校核；（5） 轴和键的强度计算；（6） 滚动轴承的选择与寿命计算；（7） 联轴器的选择计算；（8） 装配图的绘制；（9） 零件图的绘制；（10） 整理材料，完成课程设计任务。 指导老师评语建议:从学生

2、的工作态度、工作量、设计（论文）的创造性、学术性、实用性及书面表达能力等方面给出评价。写在这里：或紧张或烦躁的两周多的时间基本完成课程设计的任务，并完成计算说明书。但是悄悄地告诉你：由于时间关系，该份说明书里边的轴和轴承的设计与校核部分并不对应，因此该部分正确性不保证，但是方法绝对没问题，望参阅着有所裨益。Tips:建议手写 签名：fight目录1设计任务书42传动方案分析与选择52.1传动装置总体布置方案选择52.2选择电动机62.2.1选择电动机类型和结构型式62.2.2选择电动机容量62.2.3电动机类型选择72.2.5计算传动装置的运动参数83齿轮的设计93.1高速级齿轮的设计93.1

3、.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数93.1.2按齿面接触强度设计103.1.3按齿根弯曲强度设计133.1.4齿面接触疲劳强度校核173.1.5齿根弯曲疲劳强度校核193.1.6结构设计223.2低速级齿轮设计223.2.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数223.2.2按齿面接触强度设计223.2.3按齿根弯曲强度设计254轴的设计294.1高速轴的结构设计304.2.1高速轴的校核314.2.2中间轴的校核364.2.3低速轴的校核415滚动轴承的设计与校核455.1轴承的选用455.2高速轴轴承的选用与校核465.3中间轴上的滚动轴承验算寿命计算475.4低速轴上轴承的选用与校核486键的设

4、计和计算496.1高速轴上同联轴器相连的键的设计496.2中间轴上定位大齿轮的键的设计506.3从动轴上定为低速级大齿轮的键的设计517减速器箱体及附件设计527.1减速器整体设计527.2附件设计527.2.1视孔盖和窥视孔527.2.2放油螺塞537.2.3油标537.2.4通气器537.2.5启盖螺钉537.2.6定位销547.2.7吊耳548装配图设计558.1装配图的作用558.2减速器装配图的绘制568.2.1装备图的总体规划：568.2.2绘制过程：578.2.3完成装配图589零件图589.1零件图的作用589.2零件图的内容及绘制589.2.1选择和布置视图58参考文献591

5、设计任务书设计题目带式输送机传动装置设计原始数据工作机1、 工作简图：2、工作机参数：带拉力F（kN）带速v卷筒直径D卷筒效率31.2m/s340mm0.96原动机Y系列三相异步电动机设计条件1、 设备要求：固定2、 工作环境：室外，多尘3、 工作条件：轻型、连续4、 安装形式：卧式5、 生产工厂：校机械厂6、 生产批量：小批量7、 工作年限：二班制，工作8年，年工作日250天主要内容1、 装配图：0号，一张；2、 零件图：2号，2张；3、 设计计算说明书：1份（6000-8000字）设计进度计划两周课程设计进度计划三周课程设计进度计划第一周：设计准备、实验，方案分析拟定，选择电动机，分配传动

6、比，计算动力参数，设计计算传动零件，减速器装配图第一、第二阶段设计。第二周：减速器装配图第三阶段，完成装配图。设计绘制零件图，编写设计计算说明书，总结和答辩。第一周：布置任务；设计准备，实验，方案分析拟定，选择电动机，分配传动比，计算动力参数，设计计算传动零件。第二周：设计绘制减速器装配草图，完成减速器装配图。第三周：设计绘制零件图，编写设计计算说明书，总结和答辩。主要参考文献机械设计、机械设计基础机械设计课程设计指导书机械设计课程设计图册机械零件设计手册、机械设计手册2传动方案分析与选择设计计算和说明依据和结果2.1传动装置总体布置方案选择根据工作机转速和电动机输出转速之比估计可能的总传动比

7、选择二级圆柱齿轮传动，可有以下方案选择：方案一：展开式结构简单，但是齿轮相对轴承的位置不固定，要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样可以使轴在转矩作用下的扭转变形和在载荷作用下的弯曲变形部分抵消，以减缓载荷沿齿宽方向分布不均匀的现象，该方式适于载荷比较平衡的场合。方案二：分流式结构复杂，由于齿轮相对轴承对称布置，与展开式相比载荷沿齿宽方向分布均匀，中间轴危险截面上的转矩只相当于轴所传递转矩的一半，适于变载的场合。方案三：同轴式横向尺寸比较小，两对齿轮浸入油中的深度大致相同，但是轴向尺寸和重量较大，且中间轴较长、刚度差，沿齿宽方向载荷分布不均匀，高速轴的承载能力难以充分利用。方

8、案四：同轴分流式每对啮合齿仅传递全部载荷的一半，输入轴和输出轴只承受扭矩，中间轴只受传递载荷的一半，故与传递同等功率的减速器相比，轴颈尺寸可以减小。综合以上因素选择展开式二级圆柱斜齿轮传动方案，具体布置方式如下图示:2.2选择电动机2.2.1选择电动机类型和结构型式根据电源及工作及工作条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列三相交流异步电动机。2.2.2选择电动机容量工作机所需功率传动装置总效率查4表2-3取得机械传动效率概略值如下表：名称效率圆柱齿轮啮合0.97滚动轴承（每对）0.98弹性联轴器0.99各传动部分效率为电动机高速轴：；高速轴中间轴：=0.951中间轴低速轴：=0.951低速轴工

9、作机：=0.951故总传动效率为所需电动机功率确定电动机额定功率根据，查2选取电动机额定功率2.2.3电动机类型选择方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量(kg)总传动比同步满载1Y160M2-85.5750720119152Y132M2-65.5100096084203Y132S-45.5150014406830综合各方面因素选定电动机型号为Y132M2-6Y132M2-6主要外形和安装尺寸为：D=38mm，中心高度H=132mm，轴伸长E=80mm。2.2.4计算传动装置总传动比和各级传动比工作机转速为nw=60vd=601.40.34=78.64r/min传动装

10、置的总传动比分配各级传动比因为是展开式二级齿轮传动，根据推荐则高速级传动比为则低速级齿轮传动比为2.2.5计算传动装置的运动参数）各轴的转速n（r/min）减速器高速轴为I轴，中间轴为II轴，低速轴为III轴， ）各轴的输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即； ； ； 各轴的输入转矩T（N）和输出转矩T(kW)汇总如下表：参数电动机轴轴I轴II轴III卷筒轴转速（r/min）96096024178.678.6功率（kW）4.9354.894.4.644.424.20转矩（N）49.1048.65183.87537.04510.31传动比13.983.071效率0.990.950.950.

11、95展开式二级齿轮传动Y132M2-6型电动机总传动比为12.213齿轮的设计3.1高速级齿轮的设计设计计算和说明依据和结果3.1.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数为了提高传动的稳定性，选用斜齿圆柱齿轮。输送机为一般机械，根据通用减速器所用齿轮传动的运动精度等级6-8，选用7级精度(GB10095-88)。查1表10-1选择齿轮材料小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。初选小齿轮齿数：大齿轮齿数，取为，此时i1=Z2/Z1=3.95初选取螺旋角 3.1.2按齿面接触强度设计确定公式内各计算数值：a) 试选b) 查1图10-20取得区域

12、系数c) 由表10-7选取齿宽系数d) 由表10-6查得材料弹性影响系数e) 计算重合度系数Z=从而得到计算螺旋角系数f) 由图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g) 应力循环次数：h) 由1图10-23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1式（10-12）取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) 计算小齿轮圆周速度c) 齿宽b d) 计算纵向重合度e) 计算实际载荷系数K使用系数确定动载系数：根据 ，7级精度，查1图10-8得动载系数；由表10-4查得；确定齿间载荷分配系数齿轮圆周

13、力为则查1表10-3得到齿间载荷分配系数利用插值法查1表10-4齿轮7级精度，小齿轮相对支撑对称布置的齿向载荷分布系数故实际载荷系数为f) 按实际的载荷系数校正所得分度圆直径得3.1.3按齿根弯曲强度设计确定计算参数试选载荷系数KFt=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y计算弯曲疲劳强度螺旋角系数Y计算a) 当量齿数查1图10-17得到齿形系数YFa1=2.75, YFa2=2.22查1图10-18得到应力修正系数YSa1=1.57, YSa2=1.77查1图10-24（c）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则根据N1、N2查1图10-22得弯曲疲劳寿命系数为=0.84，=0.

14、88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，从而h) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大，故取之设计计算调整齿轮模数计算实际载荷的数据准备圆周速度为g) 齿宽b 齿高h及宽高比b/h b/h=28.85/3.15=9.16h) 计算实际载荷系数KF使用系数确定动载系数：根据 ，7级精度，查1图10-8得动载系数确定齿间载荷分配系数齿轮圆周力，则查1表10-3得到齿间载荷分配系数利用插值法查1表10-4齿轮7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置的齿向载荷分布系数，结合b/h查1图10-13取得KF=1.36从而得实际载荷系数调整齿轮模数为所以从满足弯曲疲劳强度的条件考虑在标准系列中选定高速级齿轮法面模

15、数为mn=2；同时要满足接触疲劳强度的直径d1，从而得到取，则，取几何尺寸计算计算中心距圆整为107mm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3.1.4齿面接触疲劳强度校核齿轮副的中心距在圆整之后均可能发生变化，应重新进行强度校核以确保其工作能力数据准备确定使用系数查1表10-2使用系数KA=1确定动载系数计算小齿轮圆周速度根据 ，7级精度，查1图10-8得动载系数确定齿间载荷分配系数齿轮圆周力为则查1表10-3得到齿间载荷分配系数利用插值法查1表10-4齿轮7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置的齿向

16、载荷分布系数故实际载荷系数为查1图10-20取得区域系数由1表10-6查得材料弹性影响系数a) 计算重合度系数Z=从而得到计算螺旋角系数代入如下校核公式：经校核满足齿面接触疲劳强度要求。3.1.5齿根弯曲疲劳强度校核KA=1计算弯曲疲劳强度重合度系数Y计算弯曲疲劳强度螺旋角系数Y计算当量齿数查1图10-17得到齿形系数YFa1=2.72, YFa2=2.21查1图10-18得到应力修正系数YSa1=1.57, YSa2=1.79查1图10-24（c）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则根据N1、N2查1图10-22得弯曲疲劳寿命系数为=0.84，=0.88取弯曲疲劳安全系数S=

17、1.4，从而计算实际载荷的数据准备圆周速度为齿宽b 齿高h及宽高比b/hb/h=43.212/4.5=9.6计算实际载荷系数KF使用系数确定动载系数：根据 ，7级精度，查1图10-8得动载系数确定齿间载荷分配系数齿轮圆周力则查1表10-3得到齿间载荷分配系数利用插值法查1表10-4齿轮7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置的齿向载荷分布系数，结合b/h查1图10-13取得KF=1.35从而得实际载荷系数校核小齿轮：校核大齿轮：故大齿轮和小齿轮都满足弯曲疲劳强度。3.1.6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;小齿轮可采用实心式，做成齿轮轴。小齿轮40

18、Cr调质大齿轮45钢调质高速级齿轮模数mn=2高速级Z1=21Z2=83高速级齿轮啮合中心距a=107mm螺旋角=13.6d1=43.212mmd2=170.789mm齿宽为b1=50mmb2=44mm小齿轮做成齿轮轴；大齿轮做成腹板式结构3.2低速级齿轮设计设计计算和说明依据和结果3.2.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数为了提高传动的稳定性，选用斜齿圆柱齿轮。输送机为一般机械，根据通用减速器所用齿轮传动的运动精度等级6-8，选用7级精度(GB10095-88)。查1表10-1选择齿轮材料小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。初选小齿

19、轮齿数，根据总传动比和高速级传动比可得,则取为，此时i1=Z2/Z1=3.04初选取螺旋角 3.2.2按齿面接触强度设计确定公式内各计算数值：试选查1图10-20取得区域系数由表10-7选取齿宽系数由表10-6查得材料弹性影响系数计算重合度系数Z=从而得到Z=计算螺旋角系数由图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应力循环次数：由1图10-23查得接触疲劳寿命系数: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）取许用接触应力为计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算小齿轮圆周速度齿宽b 计算纵向重合度计算实际载荷系数K使用系数确定

20、动载系数：根据 ，7级精度，查1图10-8得动载系数 确定齿间载荷分配系数齿轮圆周力为则查1表10-3得到齿间载荷分配系数利用插值法查1表10-4齿轮7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置的齿向载荷分布系数故实际载荷系数为按实际的载荷系数修正所得分度圆直径得3.2.3按齿根弯曲强度设计确定计算参数试选载荷系数KFt=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y计算弯曲疲劳强度螺旋角系数Y计算当量齿数查1图10-17得到齿形系数YFa1=2.65, YFa2=2.22查1图10-18得到应力修正系数YSa1=1.60, YSa2=1.74查1图10-24（c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极

21、限则根据N1、N2查1图10-22得弯曲疲劳寿命系数为=0.90，=0.95取弯曲疲劳安全系数S=1.3，从而计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大，故取之设计计算调整齿轮模数计算实际载荷的数据准备圆周速度为齿宽b 齿高h及宽高比b/h b/h= /3.89=11计算实际载荷系数KF使用系数确定动载系数：根据 ，7级精度，查1图10-8得动载系数确定齿间载荷分配系数齿轮圆周力则查1表10-3得到齿间载荷分配系数利用插值法查1表10-4齿轮7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置的齿向载荷分布系数，结合b/h查1图10-13取得KF=1.37从而得实际载荷系数调整齿轮模数为所以从满足弯曲疲劳强度的

22、条件考虑在标准系列中选定高速级齿轮法面模数为mn=3；同时要满足接触疲劳强度的直径d1，从而得到取，则，取几何尺寸计算计算中心距圆整为145mm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小齿轮材料为40Cr调质大齿轮材料为45钢调质小齿轮齿数大齿轮齿数中心距为a=145mm螺旋角=13.49小齿轮分度圆直径d1=70.958mm大齿轮分度圆直径d2=219.043mm4轴的设计设计计算和说明依据和结果4.1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

23、向力及轴向力的方向与前述类似3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr调质处理，查1取，于是得轴上有单个键槽，轴径应增加5 所以 联轴器的初选考虑选用电动机的输出轴径选择合适的联轴器联轴器的计算转矩，查1表14-1，取，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩和许用转速的条件，查2表19-5选用TL6联轴器 GB/T 4323,确定从动轴的外伸端直径为32，并根据一般阶梯轴的特点定为最小轴径。4.2轴系部件的校核4.2.1高速轴的校核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= 182mm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

24、V支反力F=446.98N=1321.5N弯矩M总弯矩扭矩T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,查1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调质查1表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2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1表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中

25、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。4.2.2中间轴的校核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=182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=2466.29N=4484.35N弯矩M总弯矩扭矩T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。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

26、面为危险截面。截面左侧轴的材料为40Cr调质查1表15-1查得：初选H7/k6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。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。4.2.3低速轴的校核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=188mm载荷水平面H垂直面V支反力F=3307.91N=1727.61N弯矩M总弯矩扭矩T将危险截

27、面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：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。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II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/k6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。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

28、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。5滚动轴承的设计与校核5.1轴承的选用由于选用了圆柱斜齿轮传动，在减速器工作时会有一定的轴向力作用在轴承上，故选择角接触球轴承配对使用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。轴向间隙调整方式设计两端固定支撑时，应适当留有轴向间隙，以补偿工作时轴的热伸长量，间隙大小可以由垫片得多少来调节。轴承盖的设计3)滚动轴承的润滑与密封计算高速轴上滚动轴承的dn值=查1表13-10对于角接触球轴承应

29、选择脂润滑所有轴承预期寿命为三年。5.2高速轴轴承的选用与校核 轴承1 ：7206AC 轴承2 ：7206AC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7206AC型的轴承， e=0.68, Y=0.87;=0.68；因此轴承2载荷较大,验算轴承2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=故轴承使用寿命满足要求。5.3中间轴上的滚动轴承验算寿命计算轴承1 ：7206C 轴承2 ：7206C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7206C型的轴承，按表13-7.轴承

30、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.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.验算轴承寿命因为， 则=寿命合格.5.4低速轴上轴承的选用与校核轴承1：7212AC 轴承2：7212AC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7206AC型的轴承， e=0.68, Y=0.87;=0.68因此轴承2被压,轴承1被放松.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 因 4.验

31、算轴承寿命 =故轴承使用寿命满足要求。6键的设计和计算6.1高速轴上同联轴器相连的键的设计选择键联接的类型和尺寸轴端选择单圆头普通平键，材料为45钢。根据轴径d=32mm查1表6-1选择键宽b键高h为108的平键，根据联轴器孔从动端孔的参数选择 L=80mm校核键联接的强度查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=80-8=72mm与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm由式（6-1）得：所以键满足强度要求键的标记为： GB/T 1096 键C108806.2中间轴上定位大齿轮的键的设计选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应选用普通平键。根据装键

32、处轴径d=52mm查1表6-1选择键宽b键高h为1610的平键，根据齿轮宽度选择 L=36mm，鉴于使用圆头平键有效作用长度可能不足以满足强度要求，选择单圆头平键校和键联接的强度 查1表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=36-16mm=20mm键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.510=5mm由式（6-1）得：故键的强度满足要求。键的标记为： GB/T 1096 键C1610366.3从动轴上定为低速级大齿轮的键的设计选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d3=65mm 查表6-1取： b=18mm h=11mm L=63mm 校和键联

33、接的强度查1表6-2得 =110MP工作长度 45mm键与轮毂键槽的接触高度由式（6-1）得： 取键标记为：齿轮处： GB/T 1096 键C 181163高速轴材料为40Cr最小直径为32具体结构见零件图1高速轴强度合格中间轴强度合格低速轴强度合格角接触球轴承配对使用脂润滑高速级轴承7206AC （一对）中间轴承：17206C （一对） 低速级轴承7212AC（一对）高速轴端用键：GB/T 1096 键C10880中间轴大齿轮处用键：GB/T 1096 键C161036低速轴用键GB/T 1096 键C 1811637减速器箱体及附件设计设计计算和说明依据和结果7.1减速器整体设计减速器材料

34、箱体采用灰铸铁（HT200）铸造制成减速器总体结构总体采用剖分式结构为了保证齿轮配合质量减速器刚度机体有足够的刚度，故在轴承座凸台上下均布置加强肋以增强了轴承座刚度，厚度是相应壁厚的0.80.85倍。箱体内齿轮啮合的润滑方式选择高速级齿轮的圆周速度为v=1.45m/s250 n=66个轴承旁联接螺栓直径取M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）取M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）均取M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）取M6定位销直径d=（0.70.8）8mm，至外机壁距离分别为查2表4-122mm18mm16mm， 至凸缘边缘距离分别为20mm14mm外机壁至轴承座端面距离=+（

35、510）40mm大齿轮顶圆与内机壁距离1.215mm齿轮端面与内机壁距离11mm机盖，机座肋厚8mm10mm螺塞M20X1.5 JB/ZQ 4450-1986油圈30X20 ZB71-62M16杆式油标M27X1.5经两次过滤通气器M10X20全螺纹螺钉(头部圆角)8装配图设计8.1装配图的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。8.2减速器装配图的绘制8.2.1装备图的总体规划：（1）视图布局：选择3

36、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。外形尺寸：减速器的最大长、宽、高外

37、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备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。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。8.2.2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三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区分清楚。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；齿轮常用轴肩或套筒定位或固定。