减速器毕业设计

河南机电高等专科学校毕业设计河南机电高等专科学校毕业设计说明书论文题目：基于Pro/E的一级圆柱齿轮减速器的设计与运动仿真系部：机械工程系专业:起重运输机械设计与制造班级：起机121学生姓名：毛庆阳学号：110125146指导教师：崔纪超2015年4月20日河南机电高等专科学校毕业设计第1章绪论1.1齿轮减速器的概述减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件。常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。齿轮减速器由于具有固定的传动比、结构紧凑、机体密封、使用维护简单等特点成为工程应用中普遍使用的机械传动装置，被广泛的应用于建材、运输、冶金、化工等行业。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。1.2齿轮减速器进行三维建模的意义由于齿轮减速器的种类很多，一些类型的减速器已有系列标准，并由专门的厂家进行生产，但对于传动布置、结构尺寸、功率、传动比有特殊要求的、标准一时间无法确定的，就需要自己另行设计与制造了。由于有特殊要求的减速器的设计周期长，设计过程麻烦，效率低，任务大，因而在整个的设计过程中如若可以将计算机辅助设计与一般的机械设计进行有机的结合，这样可以缩短产品的研发周期、提高生产效率、减少劳动强度、节约资源、减少人力资源的浪费。同时在设计的过程中进行运动仿真和受力的分析，可以进一步的验证设计的结果，得出最优的方案，有效避免原材料的浪费，最大限度的节约人力资源，降低生产的成本，创造更高的效益，因此采用软件对减速器的模型进行三维的建模和运动仿真的优势很明显，进行此项工作显得非常的重要。1.3对一级齿轮减速减速器的研究过程与方法对于一级圆柱齿轮减速的三维建模和运动仿真的研究，首先应该建立数据的模型，在数据支持的基础上，初步计算出减速器各个零部件的基本结构和大小，然后利用Pro/E画出各个零部件的基本机构，再利用各个零部件的关系进行虚拟的装配，最后施加虚拟外力，看减速器能否运动，验证前边参数化设计过程的正确性。

第2章一级圆柱齿轮减速器参数化计算齿轮减速器的三维模型的创建是本次设计过程的重要部分，同时也是后续的运动仿真分析的基础，仿真分析的结果与理论计算的结果的吻合程度依赖于三维建模的正确性与可行性，三维建模的参数化创建是在对设计要求进行优化分析参数相关手册的基础上确定参数关系然后创建的。2.1引用设计数据进行参数化建模1.数据：运输带线速度v=1.40（m/s）

运输带牵引力F=1700（N）

驱动滚筒直径D=220（mm）

2.工作条件：

①使用期10年，双班制工作，单向传动；

②载荷有轻微振动；

③运送煤、盐、砂、矿石等松散物品。2.2电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

（2）电机所需的工作功率：

Pd=FV/1000η总

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根据推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合这一范围的同步转速有960r/min和1420r/min。由《机械设计课程设计》附录查出有三种适用的电动机型号、如下表表2-1电动机的参数方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的传动比带齿轮同步转速满载转速1Y132s-6310009607.9332Y100L2-431500142011.6833.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100L2-4。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为

Y100L2-4。电动机主要外形和安装尺寸图2-1电动机的外形及安装尺寸表2-2电动机的基本参数中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD100380×2823×245160×1401228×608×41其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。

2.3计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比

（1）取i带=3

（2）因为i总=i齿×i带所以i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

2.4运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)

滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N/m

TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N/m

2.5皮带轮传动的设计计算1、选择普通V带截型

由《机械设计基础》P158表8-10得：kA=1.2P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

据PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由《机械设计基础》P145表8-1得：选用A型V带

2、确定带轮基准直径，并验算带速

由《机械设计基础》P153表8-6，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30mm

由《机械设计基础》P153表8-6，取dd2=280

带速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000=7.06m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。d0dHL3、确定带长和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根据《机械设计基础》P146表8-2选取相近的Ld=1600mm

确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

4、验算小带轮包角

α1=1800-57.30×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.670>1200（适用）

5、确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查《机械设计基础》P153表8-6得P1=1.4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表8-7得△P1=0.17KW

查表8-8，得Kα=0.94；查表8-9得KL=0.99

Z=PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17)×0.94×0.99]

=2.26(取3根)d0dHL带轮的示意图如下：

图2-2带轮示意图6、计算轴上压力

由《机械设计基础》P145表8-1查得q=0.1kg/m，由单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062=134.3kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2.6齿轮传动的设计计算1、选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

齿轮采用软齿面。查阅《机械设计基础》P190表10-2，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；

精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。

2、按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

确定有关参数如下：传动比i齿=3.89

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=×20=77.8取z2=78

则φd=1.1

3、转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N*mm

4、载荷系数k:取k=1.2

5、许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZN/SHmin由《机械设计基础》P305表14-7查得：

σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn计算:

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×108

查《机械设计基础》P193图10-3的曲线，得ZN1=1ZN2=1.05

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取《机械设计基础》P89表5-2标准模数第一数列上的值，m=2.5

6、校核齿根弯曲疲劳强度

σbb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mmb1=60mm

7、复合齿形因数YFs由《机械设计基础》P202表10-7得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

8、许用弯曲应力[σbb]

根据复合齿形因数P116：

[σbb]=σbblimYN/SFmin

由《机械设计基础》复合齿形因数得弯曲疲劳极限σbblim应为：σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa

由《机械设计基础》图10-4得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：按一般可靠性要求，取SFmin=1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa

校核计算

σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<[σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<[σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

9、计算齿轮传动的中心矩a

a=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm

10、计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度：V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因为V＜6m/s，故取8级精度合适．2.7轴的设计计算

1、确定轴上零件的定位方式和固定方式图2-3轴零件示意图1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒6—密封盖7—轴端挡圈8—轴承端盖9—带轮10—键2、从动轴设计（1）、选择轴的材料确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查《机械设计基础》图10-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查《机械设计基础》表14-1可知：[σb+1]bb=216Mpa，[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=59Mpa

（2）、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥A

查《机械设计基础》P289表14-2可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm（3）、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582N*mm

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N（4）、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式。

①、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查《机械设计课程设计》表17-2可得联轴器的规格为35×82联轴器.②、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位

③、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm。齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5。满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.

④、选择轴承型号.由《机械设计基础》表12-3初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.

⑤、确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d1=35mm长度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直径d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

⑥按弯矩复合强度计算

求分度圆直径：已知d1=195mm

求转矩：已知T2=198.58N*m

求圆周力：Ft

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

求径向力Fr

Fr=Ft/tanα=2.03×tan200=0.741N

因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N*m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N*m

(5)算出和弯矩MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N*m

(6)计算转矩转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N*m

(7)计算当量弯矩转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N*m

(8)校核危险截面C的强度

由σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa

所以该轴强度足够。

2、主动轴的设计

(1)、选择轴的材料，确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查《机械设计基础》图10-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查《机械设计基础》表14-1可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

(2)、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥A查《机械设计基础》P289表14-2可得，45钢取C=118则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm(3)齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，

(4)确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

弯扭复合强度计算

求分度圆直径：已知d2=50mm

求转矩：已知T=53.26N*m

求圆周力Ft：Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

求径向力FrFr=Ft/tanα=2.13×0.36379=0.76N

因为两轴承对称

说以LA=LB=50mm

①求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

②截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N/m

③截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N/m

④计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N/m

⑤计算当量弯矩：根据《机械设计基础》得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2

=59.74N*m

⑥校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)

=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

所以此轴强度足够

(5)滚动轴承的选择及校核计算

①从动轴上的轴承的选择校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

由初选的轴承的型号为:6209,查《机械设计课程设计》P200可知:d=45mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷CO=20.5KN,可知极限转速7000r/min已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N

根据《机械设计基础》表12-9得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

因为FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N

求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N=0.63

FA2/FR2=682N/1038N=0.63

根据《机械设计基础》表12-9得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0

计算当量载荷P1、P2

根据《机械设计基础》表12-11取fP=1.5

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1083+0)=1624N

轴承寿命计算

因为P1=P2故取P=1624N

说以深沟球轴承ε=3

根据《机械设计课程设计》得6209型的Cr=31500N

则LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h

所以预期寿命足够

②主动轴上的轴承选择校核计算由初选的轴承的型号为:6206

查《机械设计课程设计》P200可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,查《机械设计基础》P200可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h已知nI=473.33(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N

根据《机械设计基础》得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

因为FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63

根据《机械设计基础》表12-9得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0计算当量载荷P1、P2

根据《机械设计基础》表12-11取fP=1.5

则P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N轴承寿命计算

因为P1=P2故取P=1693.5N

所以深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

则LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h

所以预期寿命足够

2.8键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由《机械设计基础》P300高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为：键14×45GB1096-79

轴与联轴器的键为：键10×40GB1096-79

2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键：键14×45GB1096-79

b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm

圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

挤压强度：=56.93<125～150MPa=[σp]

因此挤压强度足够

剪切强度：=36.60<120MPa因此剪切强度足够键8×36GB1096-79和键10×40GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

2.9减速器箱体、箱盖及附件的设计计算

1、减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M12

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5

根据《机械设计课程设计》表5.3选择适当型号：

起盖螺钉型号：GB/T5780M18×30,材料Q235

高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86M8X12,材料Q235

低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86M8×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86M14×100，材料Q235

箱体的主要尺寸：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1=4.0625取z=8(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1=3.45取z1=8

(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地脚螺钉数目n=4(因为a<250)

(8)轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=0.75×18=13.5(取14)(9)盖与座连接螺栓直径d2=(0.5-0.6)df=0.55×18=9.9(取10)(10)连接螺栓d2的间距L=150～200

(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(取6)

(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1

(15)Df.d2至外箱壁距离C2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。

(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）

(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6mm

(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12mm

(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8mm,m2=8mm

(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3D～轴承外径

(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3互不干涉为准，一般取S＝D2

第3章一级圆柱齿轮减速器三维模型的创建一级圆柱齿轮减速器的三维模型的建立，是基于前边对减速器参数的计算基础上建立起来的，没有前边的参数化计算就无法进行后续的建模，以及运动仿真。一级圆柱减速器三维零件的建立过程如下：3.1渐开线直齿圆柱齿轮的三维模型的创建根据前边计算出的渐开线直齿圆柱齿轮的基本参数：齿数Z、模数m、以及分度元的直径。利用Pro/E编辑程序及齿轮的参数化关系，以形成齿轮草图和渐开线，再利用拉伸、投影、旋转、扫描、阵列等方法完成渐开线直齿圆柱齿轮模型的创建如下图所示：a)b)图3-1渐开线直齿圆柱齿轮的创建a)齿轮轮廓及渐开线创建草图b)齿轮三维实体模型另一个齿轮的三维建模设计及创建过程如这一个一样不再贴出。3.2轴的三维模型的创建不论是从动轴还是输出轴，在Pro/E中的创建过程是一样的，在Pro/E草图模式中先画出其纵刨面的大致形状，然后利用Pro/E尺寸驱动的方法确定各个段轴向尺寸的大小，形成各种轴的结构草图，然后通过旋转和倒角等各种指令形成轴的基本模型然后拉伸去除材料形成轴上的键槽完成本轴的三维模型的创建。a)b)图3-2轴的