减速器的结构是怎样的？

减速器的外形虽然各式各样，但基本构造均是由轴系部件、箱体及附件等组成。下面以单级圆柱齿轮减速器为例进行行明。

减速器外壳零件图_减速器外壳是什么材质减速器外壳零件图_减速器外壳是什么材质


减速器外壳零件图_减速器外壳是什么材质


减速器外壳零件图_减速器外壳是什么材质


（1）轴系部件。

轴的作用是支承轴上旋转的零部件（如齿轮、滚动轴承等），并传递扭矩。轴系部件是轴及其上所安装的齿轮、套筒、轴承、轴承端盖等零件的总称，它是减速器的核心部分。图3-21为低速轴系部件，从左端起轴段①用于安装外联零部件（齿轮、链轮或联轴器），轴段②上装有毛毡密封圈（防止箱内润滑油外泄）和轴承端盖，轴段③安装有滚动轴承与套，轴段④安装有齿轮，轴段⑦上装有滚动轴承。其中①—②、④—⑤、⑥—⑦之间的台阶分别用于确定外联零部件、齿轮以及滚动轴承的轴向位置。为便于装拆滚动轴承及齿轮，②—③以及③—④之间也各自留有一个台阶。

电动汽车减速器结构

求一级减速器装配图及零件图

给你一份我以前做的：

摘 要

齿轮箱作为一种基础设备，被广泛应用，其性能优劣直接影响着机械设备的运行状况。而目前许多工厂尚不具备制造高精度齿轮箱的加工设备。另一方面，再好的设备加工出的零件也存在误，其累积误仍会影响齿轮箱装配后的传动性能。本文提出的无侧隙传动技术，从新的角度提出了在设备条件不足的情况下，利用主副齿轮来实现飞剪机的无侧隙传动。

“零侧间隙啮合”是：在尽量周到地考虑飞剪机工作条件下，将齿轮加工成在某一特定状态（例如温度，轴承游隙等）为“零侧间隙啮合”，事实上并非没有侧隙,只能说齿轮啮合的齿侧间隙是很小的。

常消除齿隙有很多方法，如提高加工精度，利用圆锥齿轮，四个齿轮串联布置机构，利用主副齿轮。本设计就是采用主副齿轮。在某些飞剪机上，为了改善上下滚筒同步齿轮的工作性能，被动轴上的齿轮往往采用主副齿轮结构，以便齿轮在无侧隙情况下工作，减少和消除冲击负荷。利用主副齿轮则能有效消除齿侧间隙，并且在减速器突然制动时，仍然能实现无间隙传动。

: 飞剪机；减速器；间隙；主副齿轮

Abstract

Reducer is widely used as a basic facility. It’s performance which is excellent or inferior has an impact on the running state of the mechanical equipment. But many factories don’t he machining equipment for manufacturing high-precision reducer at present . On the other hand, n though the part is manufactured by the best equipment, it also has error. And their accumulative errors still affect on the tranission performance of reducer after assembled.No lateral gap technology in this article put forward using main-second gear to achi no lateral gap tranission of the flying shears at the state of hing no adequate equipment by a new way.

“No lateral gap ingear” is processing gear to a particular state(such as temperature, bearing clearance, etc.),considering the working conditions as much as sible. But in fact,it’s imsible that the gears he no lateral gap.The laterl gap of the gear is very all.

Usually there are many ways to eliminate lateral gap,such as improving the processing accuracy,using bl gear, using four tandem gears and using main-second gear.This design has used the main-second gear. In some flying shears the running performance of the top and bottom selsyn roller usually can be improved by using main-second gear on the gear of the driven shaft.It can make the gear working at no lateral gap and eliminate shock load. The use of the main-second gear can eliminate lateral gap,and it still can achi no lateral gap tranission when the reducer is suddenly braked.

Key words：Flying shears； Reducer; Lateral gap; Main-second gear

目 录

1 前言 1

2 研究内容 2

3 传动方案的分析与拟定 2

4 电动机的选择 2

5 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 2

5.1 传动装备的总效率为 2

5.2 传动比的分配 2

5.3 传动装置的运动和动力参数计算 2

5.3.1 各轴的转速计算： 2

5.3.2 各轴的输入功率计算： 3

5.3.3 各轴输入转矩的计算： 3

6 齿轮的计算 3

6.1 对斜齿轮的计算 3

6.1.1 材料选择 3

6.1.2 初选齿轮齿数 3

6.1.3 按齿面接触强度设计 3

6.1.4 按齿根弯曲疲劳强度设计 5

6.1.5 几何尺寸计算 7

6.1.6 齿轮的尺寸计算 7

6.1.7 传动验算 8

6.2 第二对斜齿轮的计算 8

6.2.1 材料选择 8

6.2.2 初选齿数 8

6.2.3 按齿面接触强度设计 9

6.2.4 按齿根弯曲疲劳强度设计 10

6.2.5 几何尺寸计算 12

6.3 按标准修正齿轮 12

6.3.1 修正中心距 12

6.3.2 对第二对齿轮修正螺旋角： 13

6.3.3 第二对齿轮的分度圆和中心距： 13

6.3.4 计算齿宽： 13

6.3.5 齿轮的尺寸计算 13

6.3.6 传动验算 14

7 轴的设计 15

7.1 高速轴的设计 15

7.1.1 初步确定轴的最小直径: 15

7.1.2 根据轴向定位要求确定轴各段的直径和长度 15

7.2 中速轴的设计 16

7.2.1 初步确定轴的最小直径: 17

7.2.2 初步选择滚动轴承 17

7.2.4 轴承端盖 18

7.2.5 键的选择 18

7.3 低速轴的计算 18

7.3.1 初步确定轴的最小直径 18

7.3.2 根据轴向定位要求确定轴各段的直径和长度 19

8 轴的校核 19

8.1 高速轴的校核 20

8.1.1 各支点间的距离 20

8.1.2 求轴上的载荷： 20

8.2 中速轴的校核 21

8.2.1 各支点间的距离 22

8.2.2 求轴上的载荷： 22

8.3 低速轴的校核 24

8.3.1 各轴段的距离 24

8.3.2 求轴上的载荷： 24

9 轴承的寿命计算 26

9.1 高速轴上轴承的寿命计算 26

9.1.1 求两轴承受到的径向载荷 和 26

9.1.2 求两轴承的轴向力 和 27

9.1.3 求轴承当量重载荷P1和P2 27

9.2 中速轴上轴承的寿命计算 27

9.2.1 求两轴承的轴向力 和 28

9.2.2 求轴承当量重载荷P1和P2 28

9.3 低速轴上轴承的寿命计算 28

9.3.1 求两轴承受到的径向载荷 和 28

9.3.2 求两轴承的轴向力 和 29

9.3.3 求轴承当量重载荷P1和P2 29

10 键的校核 30

10.1 高速轴上和联轴器相配处的键： 30

10.2 中速轴上和齿轮相配处的键： 30

10.3 低速轴上和齿轮相配处的键： 30

11 主副齿轮的设计 31

11.1 对主副齿轮的设计 31

11.2 第二对主副齿轮的设计 32

12 减速器箱体的设计 33

12.1 箱盖各钢板的尺寸: 34

12.1.1 箱盖左侧钢板的尺寸如图： 34

12.1.2 箱盖轴承座的尺寸如图： 34

12.1.3 箱盖吊耳环下钢板尺寸 34

12.1.4 吊耳环的尺寸 35

12.1.5 高速上肋板的尺寸 35

12.1.6 中速轴上的肋板的尺寸 35

12.1.7 视孔盖的尺寸 36

12.1.9 箱盖顶钢板的尺寸 37

12.1.10 箱盖凸缘钢板尺寸 37

12.1.11 箱盖前后侧面的尺寸 38

12.2 箱座上各钢板的尺寸 38

12.2.1 箱座底座的尺寸 38

12.2.2 箱座左侧面的尺寸 39

12.2.3 轴承座的尺寸 39

12.2.4 吊钩的尺寸 39

12.2.5 箱座凸缘的尺寸 39

12.2.6 低速端肋板钢板尺寸 40

12.2.7 高速轴端肋板的尺寸 40

12.2.8 中速端肋板的尺寸 41

12.2.9 箱座右侧面钢板的尺寸 41

12.2.10 箱座前后端面的尺寸 42

12.2.11 箱座底板 42

13 结束语 42

参考文献: 43

致谢: 43

1 前言

齿轮箱作为一种基础设备，被广泛应用，其性能优劣直接影响着机械设备的运行状况。而目前许多工厂尚不具备制造高精度齿轮箱的加工设备。另一方面，再好的设备加工出的零件也存在误，其累积误仍会影响齿轮箱装配后的传动性能。本文提出的无侧隙传动技术，从新的角度提出了在设备条件不足的情况下，利用主副齿轮来实现飞剪机的无侧隙传动。

“零侧间隙啮合”是：在尽量周到地考虑飞剪机工作条件下，将齿轮加工成在某一特定状态（例如温度，轴承游隙等）为“零侧间隙啮合”，事实上并非没有侧隙,只能说齿轮啮合的齿侧间隙是很小的。

常消除齿隙有很多方法，如提高加工精度，利用圆锥齿轮，四个齿轮串联布置机构，利用主副齿轮。本设计就是采用主副齿轮（图1）。在某些飞剪机上，为了改善上下滚筒同步齿轮的工作性能，被动轴上的齿轮往往采用主副齿轮结构，以便齿轮在无侧隙情况下工作，减少和消除冲击负荷。利用主副齿轮则能有效消除齿侧间隙，并且在减速器突然制动时，仍然能实现无间隙传动。

图1.1 飞剪机同步齿轮传动的主副齿轮结构 a）结构简图 b）啮合关系

1—从动轴的主齿轮 2—从动轴的副齿轮 3—主动轴上的齿轮 4—弹簧 5,6—销钉

从动轴上的主齿轮1与轴用键固定，而副齿轮2则与主齿轮1的轮毂滑动配合（亦可直接空套在从动轴上）。主副齿轮通过压装在主齿轮轮毂上的销钉5及装在副齿轮上的销钉6与弹簧4相联，主副齿轮1和2同时与装在主动轴上的齿轮3啮合。在弹簧4的作用下，副齿轮始终越前主齿轮一个角度，这就保证了上下滚筒的同步齿轮在无侧隙下工作。弹簧4的设计应能克服飞剪机制动时所产生的惯性力。这种齿轮侧隙消除装通常用在低速大载荷飞剪机上，例如在设计FL—60型曲柄连杆飞剪机的同步齿轮时就采用了这种结构。

2 研究内容

本设计对象为飞剪齿轮减速器，总传动比i=16,实际输入功率N=120KW；输入转速n1=1500rpm,输出转速n2≈85rpm,技术要求为满足上述功率及速比要求，减速器启动频繁，工作时一般不逆转，设计一台能消除传动时的齿轮侧间隙的减速器，要求减速器箱体为焊接结构件。合理公配速比，设计计算齿轮，轴及各零部件的强度，刚度。分析无侧间隙传动的基本理论及保证措施。

3 传动方案的分析与拟定

减速器采用双级圆柱展开式齿轮减速器。

4 电动机的选择

5 传动装置的运动及动力参数的选择和计算

5.1 传动装备的总效率为

η=η12η22η33η4=0.992 0.972 0.993 0.96=0.872 （5.1）

η1为联轴器的效率，取0.99，

η2为齿轮传动的效率，取0.97，

η3为滚动轴承的效率，取0.99，

η4为滚筒的效率，取0.96。

5.2 传动比的分配

i1= (5.2)

取系数1.35 i=16 则，

i1=4.6476

i2=i/i1=16/4.6476=3.4426 (5.3)

5.3 传动装置的运动和动力参数计算

5.3.1 各轴的转速计算：

n1=1500r/min

n2=n1/i1=1500/4.6476r/min=322.747r/min (5.4)

n3=n2/i2=322.747/3.4426r/min=93.751r/min (5.5)

n4=n3=93.751r/min (5.6)

5.3.2 各轴的输入功率计算：

P1=N η1=120 0.99kW=118.8kW (5.7)

P2=P1 η2 η3=118.8 0.97 0.99kW=114.0836kW (5.8)

P3=P2 η2 η3=114.0836 0.97 0.99kW=109.5545kW (5.9)

P4=P3 η3 η1=109.5545 0.99 0.99kW=106.3744kW (5.10)

5.3.3 各轴输入转矩的计算：

T1=9550P1/n1=9550 118.8 1500N m=756.36 N m (5.11)

T2=9550P2/n2=9550 114.0836 322.7472 N m =3375.702N m (5.12)

T3=9550P3/n3=9550 109.5545 93.751 N m =11159.8327N m (5.13)

T4=9550P4/n4=9550 106.3744 93.751 N m=10937.7555 N m (5.14)

各轴的运动及动力参数：

轴号 转速n r/min 功率P kw 转矩T N m 传动比

1 1500 118.8 756.36 4.6476

2 322.75 114.08 3375.7 3.4426

3 93.75 109.55 11159.83 1

4 93.75 106.37 10937.76

6 齿轮的计算

6.1 对斜齿轮的计算

6.1.1 材料选择

选大小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿轮精度等级选择6级，初选螺选角β=14°。由参考文献《机械设计》（表10-6）查得材料的弹性影响系数 。

6.1.2 初选齿轮齿数

选小齿轮齿数Z1=24，Z2=Z1 =24 4.6476=111.54 取Z2=112

6.1.3 按齿面接触强度设计

d1t (6.1)

6.1.3.1 确定载荷系数

因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取 d=0.8，试选Kt=1.6。

由参考文献《机械设计》查得

Hlim1= Hlim2=1100Mp

6.1.3.2 计算应力循环系数。

N1=60n1jLh=60 1500 1 (2 8 300 15)=6.48 109 (6.2)

N2=N1/i1=6.48 109/4.6476=1.39 109 (6.3)

由参考文献《机械设计》（图10-19）查得接触疲劳强度

KHN1=0.88 KHN2=0.95

6.1.3.3 计算接触疲劳许用应力

失效率取1%，安全系数S=1。

1= = Mp=968Mp (6.4)

2= = Mp=1045Mp (6.5)

=( 1+ 2)/2=(968+1045)/2Mp=1006.5Mp (6.6)

6.1.3.4 小齿分度圆的直径

d1t =77.54mm (6.7)

6.1.3.5 计算圆周速度

= = m/s=6.09m/s (6.8)

6.1.3.6 计算齿宽b及模数mnt

b= =0.8 77.54mm=62.032mm (6.9)

mnt= = mm=3.135mm (6.10)

h=2.25mnt=7.053mm

b/h=62.032/7.053=8.795 (6.11)

6.1.3.7 计算纵向重合度

=0.318 =0.318 0.8 24 =1.522 (6.12)

6.1.3.8 计算载荷系数K

根据 =6.09m/s,6级精度，由参考资料《机械设计》（图10-8）查得动载系数K =1.08,由参考资料《机械设计》（表10-3）查得

K =1.1,由由参考资料《机械设计》（表10-4）硬齿面齿轮一栏查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，K 时

K =1.05+0.31 (1+0.6 ) +0.19 (6.13)

故K =1.05+0.31 (6.14)

考虑到齿轮为6级精度，所以取K =1.43

故 =1 (6.15)

由参考资料《机械设计》（图10-13）查得 =1.29

6.1.3.9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

(6.16)

6.1.3.10 计算模数mn

(6.17)

6.1.4 按齿根弯曲疲劳强度设计

(6.18)

6.1.4.1 计算载荷系数

=1 (6.18)

6.1.4.2 计算弯曲疲劳强度极限

由参考资料《机械设计》（图10-20d）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限

6.1.4.3 弯曲疲劳寿命系数

由参考资料《机械设计》（图10-18）查得弯曲疲劳寿命系数 0,

6.1.4.4 计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

(6.19)

(6.20)

6.1.4.5 计算大小齿轮的 并加以比较

由参考文献《机械设计》（表10-5）查取齿形系数

，查取应力校正系数

，则 (6.21)

(6.22)

比较可得，小齿轮的数值较大，取小齿轮的值。

6.1.4.6 计算螺旋角影响系数

根据 =1.522，由参考资料《机械设计》（图10-28）查得 =0.88

6.1.4.7 计算重合度

由参考资料《机械设计》（图10-26）查得 ， 。

则 (6.23)

则有， (6.24)

对比计算结果，齿面接触强度得出的模数为mn=3.198mm，由齿根弯曲疲劳强度得出的模数为mn=3.082mm。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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有关，所以取标准值mn=3.5mm,取分度圆直径d1=79.11mm。

(6.25)

取Z1=22

则Z2=uZ1=4.6476 22=102.24,取Z2=102 (6.26)

6.1.5 几何尺寸计算

6.1.5.1 计算中心距

(6.27)

圆整后，取a=224mm

6.1.5.2 按圆整后的中心距修正螺旋角

(6.28)

因 值改变不多，故参数 ， ，ZH 等不必修正。

6.1.5.3 计算分度圆直径

(6.29)

(6.30)

6.1.5.4 计算齿轮宽度

(6.31)

圆整后取B1=75mm，B2=64mm

6.1.6 齿轮的尺寸计算

6.1.6.1 基圆直径

(6.32)

(6.33)

6.1.6.2 分度圆齿厚

(6.34)

6.1.6.3 齿高

齿顶高 (6.35)

齿根高 (6.36)

齿全高 (6.37)

6.1.6.4 齿顶圆直径

(6.38)

(6.39)

6.1.6.5 齿根圆直径

(6.40)

(6.41)

6.1.6.6 分度圆齿槽宽和齿距

(6.42)

(6.43)

6.1.7 传动验算

6.1.6.1 按齿面接触强度验算：

其中

6.1.6.2 按齿根弯曲强度验算

取YFa中较大者YFa1进行计算。

(6.44)

其中

6.2 第二对斜齿轮的计算

6.2.1 材料选择

选大小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿轮精度等级选择6级，初选螺选角β=14°。

6.2.2 初选齿数

选小齿轮齿数Z1=30，Z2=Z1 =30 3.4426=103.28 取Z2=104

6.2.3 按齿面接触强度设计

d1t (6.45)

6.2.3.1 各项系数

因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取 d=0.8，试选Kt=1.6。由参考文献《机械设计》（表10-6）查得材料的弹性影响系数 。

6.2.3.2 Hlim值

由参考文献《机械设计》查得

Hlim1= Hlim2=1100Mp

6.2.3.3 计算应力循环系数。

N1=60n1jLh=60 322.75 1 (2 8 300 15)=1.394 109 (6.46)

N2=N1/i1=1.394 109/3.4426=4.05 108 (6.47)

由参考文献《机械设计》（图10-19）查得接触疲劳强度

KHN1=0.89 KHN2=0.94

6.2.3.4 计算接触疲劳许用应力

失效率取1%，安全系数S=1。

1= = Mp=979Mp (6.48)

2= = Mp=1034Mp (6.49)

=( 1+ 2)/2=(979+1034)/2Mp=1006.5Mp (6.50)

6.2.3.5 小齿分度圆的直径

d1t =130.25mm (6.51)

6.2.3.6 计算圆周速度

= = m/s=2.201m/s (6.52)

6.2.3.7 计算齿宽b及模数

b= =0.8 130.25mm=104.2mm

= = mm=4.213mm (6.53)

h=2.25mnt=9.479mm

b/h=104.2/9.479=8.795

6.2.3.8 计算纵向重合度

=0.318 =0.318 0.8 30 =1.903 (6.54)

6.2.3.9 计算载荷系数K

根据 =2.201m/s,6级精度，由参考资料《机械设计》（图10-8）查得动载系数K =1.04,由参考资料《机械设计》（表10-3）查得

K =1.1,由由参考资料《机械设计》（表10-4）硬齿面齿轮一栏查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，K 时

K =1.0+0.31 (1+0.6 ) +0.19

故K =1.0+0.31 (6.55)

考虑到齿轮为6级精度，所以取K =1.35

故 =1 (6.66)

由参考资料《机械设计》（图10-13）查得 =1.29

6.2.3.10 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

(6.67)

6.2.3.11 计算模数mn

(6.68)

6.2.4 按齿根弯曲疲劳强度设计

(6.69)

6.2.4.1 计算载荷系数

=1 (6.70)

6.2.4.2 值

由参考资料《机械设计》（图10-20d）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限

6.2.4.3 弯曲疲劳寿命系数

由参考资料《机械设计》（图10-18）查得弯曲疲劳寿命系数 0,

6.2.4.4 计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

(6.71)

(6.72)

6.2.4.5 计算大小齿轮的 并加以比较

由参考文献《机械设计》（表10-5）查取齿形系数:

，查取应力校正系数:

，则 (6.73)

(6.74)

比较可得，大齿轮的数值较大，取大齿轮的值。

6.2.4.6 计算螺旋角影响系数

根据 =1.903，由参考资料《机械设计》（图10-28）查得 =0.88

6.2.4.7 计算重合度

由参考资料《机械设计》（图10-26）查得 ， 。

则则有， (6.75)

对比计算结果，齿面接触强度得出的模数为mn=4.21mm，由齿根弯曲疲劳强度得出的模数为mn=4.31mm。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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有关，所以取标准值mn=4.5mm,取分度圆直径d1=130.25mm。

，取Z1=28

则Z2=uZ1=3.4426 28=96.39,取Z2=96

6.2.5 几何尺寸计算

6.2.5.1 计算中心距

(6.76)

圆整后，取a=288mm

6.2.5.2 按圆整后的中心距修正螺旋角

（6.77）

因 值改变不多，故参数 ， ，ZH 等不必修正。

6.2.5.3 计算分度圆直径

6.2.5.4 计算齿轮宽度

圆整后取B1=120mm，B2=103mm

6.3 按标准修正齿轮

6.3.1 修正中心距

中心距之和为 ，查得标准中心距为a=539mm， ， 。由于个中心距和标准相同，所以只需将第二个中心距修改为 即可。由于模数取的标准值所以不作变化，只更改第二对齿轮的齿数。

由于 所以

而 ，则有 ， 。

中心距 ，改变不大，所以仍取 。

6.3.2 对第二对齿轮修正螺旋角：

(6.78)

因为改变不多，故 ， ， 等不必修正。

6.3.3 第二对齿轮的分度圆和中心距：

6.3.4 计算齿宽：

圆整后取 ，

6.3.5 齿轮的尺寸计算

6.3.5.1 基圆直径

6.3.5.2 分度圆齿厚

6.3.5.3 齿高

齿顶高

齿根高

齿全高

6.3.5.4 齿顶圆直径

7.3.5.5 齿根圆直径

6.3.5.6 分度圆齿槽宽和齿距

6.3.6 传动验算

6.3.6.1 按齿面接触强度验算：

其中

6.3.6.2 按齿根弯曲强度验算

取 中较大者 进行计算。

其中

所以满足。

字数限制了，还是发你邮箱吧

求一级圆柱齿轮减速器装配图及零件图~

根据你的传动参数来设计。。

给你个例题！自己照着改动一下：

设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。

（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；

滚筒直径D=220mm。

运动简图

二、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【2】表2.2中的合理传动比范围，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960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表

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

KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮

1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63

2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

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。

其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。

三、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） ∵i总=i齿×i 带π

∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

四、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

五、传动零件的设计计算

1、 皮带轮传动的设计计算

（1） 选择普通V带截型

由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

据PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带

（2） 确定带轮基准直径，并验算带速

由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm

由课本[1]P190表10-9，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。

（3） 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

根据课本[1]表（10-6）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，查课本图10-9得 P1=1.4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99

Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]

=2.26 (取3根)

(6) 计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）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)

=7.9N

2、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。查阅表[1] 表6-8，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

由课本表6-12取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]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：

σHlim1=610Mpa σHlim2=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[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=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=610 Mpa

[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

取课本[1]P79标准模数数列上的值，m=2.5

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

σ bb=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=55mm b1=60mm

(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

(8)许用弯曲应力[σbb]

根据课本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=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]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]= σbblim2 YN2/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．

六、轴的设计计算

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[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6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≥C

查[2]表13-5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=198582 N

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，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85

（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，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（如图），

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=4 5mm，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[1]P270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

①求分度圆直径：已知d1=195mm

②求转矩：已知T2=198.58N?m

③求圆周力：Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

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

(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m

(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m

(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，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

(7)校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

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[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6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≥C

查[2]表13-5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=53265 N

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，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。

(2)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=50mm

②求转矩：已知T=53.26N?m

③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵两轴承对称

∴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：根据课本P235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

∴此轴强度足够

（7） 滚动轴承的选择及校核计算

一从动轴上的轴承

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初选的轴承的型号为: 6209,

查[1]表14-19可知:d=55mm,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,

查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

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

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N =0.63

FA2/FR2=682N/1038N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=1.5

根据课本P264（14-7）式得

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

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

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1624N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

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

∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:

(1)由初选的轴承的型号为:6206

查[1]表14-19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[2]表10.1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

（1）已知nI=473.33(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

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

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=1.5

根据课本P264（14-7）式得

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

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1693.5N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

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

∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6

高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79

轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79

2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79

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8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、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《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：

起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235

高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235

低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86 M14×100，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<)

(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

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手作为准。

(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：＞9.6 mm

(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm

(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm

(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～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.

九、润滑与密封

1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。

2.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。

4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结

课程设计体会

课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有次的吧，而没一个次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！

课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；

[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

一级圆柱直齿轮减速器装配图和零件图！如题 谢谢了

一级圆柱齿轮减速器装配图的画法 一、仔细分析，对所画对象做到心中有数 在画装配图之前，要对现有资料进行整理和分析，进一步搞清装配体的用途、性能、结构特点以及各组成部分的相互位置和装配关系，对其它完整形状做到心中有数。 二、确定表达方案 根据装配图的视图选择原则，确定表达方案。 对该减速器其表达方案可考虑为： 主视图应符合其工作位置，重点表达外形，同时对右边螺栓连接及放油螺塞连接采用局部剖视，这样不但表达了这两处的装配连接关系，同时对箱体右边和下边壁厚进行了表达，而且油面高度及大齿轮的浸油情况也一目了然；左边可对销钉连接及油标结构进行局部剖视，表达出这两处的装配连接关系；上边可对透气装置采用局部剖视，表达出各零件的装配连接关系及该结构的工作情况。 俯视图采用沿结合剖切的画法，将内部的装配关系以及零件之间的相互位置清晰地表达出来，同时也表达出齿轮的啮合情况、回油槽的形状以及轴承的润滑情况。 左视图可采用外形图或局部视图，主要表达外形。可以考虑在其上作局部剖视，表达出安装孔的内部结构，以便于标注安装尺寸。 另外，还可用局部视图表达出螺栓台的形状。 建议用A1图幅，1：1比例绘制。 画装配图时应搞清装配体上各个结构及零件的装配关系，下面介绍该减速器的有关结构： 1、两轴系结构 由于采用直齿圆柱齿轮，不受轴向力，因此两轴均由滚动轴承支承。轴向位置由端盖确定，而端盖嵌入箱体上对应槽中，两槽对应轴上装有八个零件，如图2-3所示，其尺寸96等于各零件尺寸之和。为了避免积累误过大，保证装配要求，轴上各装有一个调整环，装配时修磨该环的厚度g使其总间隙达到要求0.1±0.02。因此，几台减速器之间零件不要互换，测绘过程中各组零件切勿放乱。 图2-3 轴向相关尺寸 2、油面观察结构? 通过油面指示片上透明玻璃的刻线，可看到油池中储油的高度。当储油不足时，应加油补足，保证齿轮的下部浸入油内，从而满足齿轮啮合和轴承的润滑。 油面观察结构的画法见图2-4，垫片厚1mm，剖面可涂黑。箱体上安装油面指示片结构的螺孔不能钻通，避免机油向外渗漏。 图2-4 油面观察结构 3、油封装置 轴从透盖孔中伸出，该孔与轴之间留有一定间隙。为了防止油向外渗漏和灰尘进入箱体内，端盖内装有毛毡密封圈，此圈紧紧套在轴上，其尺寸和装配关系如图2-5所示。 图2-5 端盖内油封结构 4、透气装置 当减速器工作时，由于磨擦而产生热，箱体内温度就会升高而引起挥发气体和热膨胀，导致箱体内压力增高。因此，在顶部设计有透气装置，通过通气塞的小孔使箱体内的热量能够排出，从而避免箱体内的压力增高。 透气装置的装配关系见图2-6。 图2-6 透气装置 5、轴套的作用及尺寸 轴套用于齿轮的轴向定位，它是空套在轴上的，因此内孔应大于轴径。齿轮端面必须超出轴肩，以确定齿轮与轴套接触，从而保证齿轮轴向位置的固定，如图2-3所示。 6、输入轴锥体上键槽的画法见图2-7，注意A-A剖切平面位置取在槽长度方向的中间位置。 图2-7 锥轴上键槽的画法 7、螺塞的作用及尺寸： 放油螺塞用于清洗放油，其螺孔应低于油池底面，以便放尽机油。其结构及尺寸如图2-8所示。 图2-8 螺塞结构的画法 三、装配图上应注的尺寸 装配图上应考虑注出以下五类尺寸： 1、性能规格尺寸 两轴线中心距 ±0.08 中心高 ±0.1 2、装配尺寸 滚动轴承 φ k6 φ K7 φ k6 φ K7 齿轮与轴 φ H7/k6 销联接 φ H7/ k6 键联接 N9/js9 3、外形尺寸 长： 宽：两轴端距中心 高：通过计算或从图中量取 4、安装尺寸 孔的定位尺寸：x和y 孔径4×φ 5、其它重要尺寸 如齿轮宽度等。 四、装配图上的技术要求 1、轴向间隙应调整在0.10±0.02范围内； 2、运转平稳，无松动现象，无异常响声； 3、各连接与密封处不应有漏油现象。 五、画装配图的步骤 1、合理布局，画出作图基准线： 按选择的表达方案，并考虑图形尺寸、比例、明细表、技术要求等因素，选定图纸幅面。画出图框、标题栏、明细表的底稿线，再画各视图的基准线，即轴线、对称平面迹线及其它作图线，画主要零件的部分外形线。 2、依此画出装配线上的各个零件 按先画装配线上起定位作用的零件和由里到外的顺序画出各个零件。 对该减速器，在画图时应从俯视图入手，从俯视图一对啮合齿轮画起（齿轮对称面与箱体对称面重合）。以此为基准，按照各个零件的尺寸前后对称地画出各个零件，应使前后两个端盖正好嵌入箱体上厚度为3±0.1的槽。如发现某个零件尺寸有误，一定要查找原因，同时应对零件草图上的尺寸进行修改，这也是对各零件草图上尺寸的一次校核。 两轴系结构画完后，开始画箱体，此时应三个视图配合起来画。这样思路明、概念清、投影准、速度快。 3、补画装配细节 4、画剖面线、编排序号、画尺寸界线等 5、检查、加深 经检查校对后，擦去多余的图线，然后按线型加深。 6、画箭头，填写尺寸数值、标题栏、明细表及技术要求等 7、全面检查，完成作图 图2-9为一级圆柱齿轮减速器装配图，可参考。 图2-9 一级圆柱齿轮减速器装配图 追问： 图呢