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。为了避免积累误差过大，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，最后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，最后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。
箱体由箱盖与箱座组成。箱体是安置齿轮、轴及轴承等零件的机座，并存放润滑油起到润滑和密封箱体内零件的作用。箱体常采用剖分式结构（剖分面通过轴的中心线），这样，轴及轴上的零件可预先在箱体外组装好再装入箱体，拆卸方便。箱盖与箱座通过一组螺栓联接，并通过两个定位销钉确定其相对位置。为保证座孔与轴承的配合要求，剖分面之间不允许放置垫片，但可以涂上一层密封胶或水玻璃，以防箱体内的润滑油渗出。为了拆卸时易于将箱盖与箱座分开，可在箱盖的凸缘的两端各设置一个起盖螺钉（参见图1-2-3），拧入起盖螺钉，可顺利地顶开箱盖。箱体内可存放润滑油，用来润滑齿轮；如同时润滑滚动轴承，在箱座的接合面上应开出油沟，利用齿轮飞溅起来的油顺着箱盖的侧壁流入油沟，再由油沟通过轴承盖的缺口流入轴承（参图1-2-3）。
减速器箱体上的轴承座孔与轴承盖用来支承和固定轴承，从而固定轴及轴上零件相对箱体的轴向位置。轴承盖与箱体孔的端面间垫有调整垫片，以调整轴承的游动间隙，保证轴承正常工作。为防止润滑油渗出，在轴的外伸端的轴承盖的孔壁中装有密封圈（参见图1-2-3）。
减速器箱体上根据不同的需要装置各种不同用途的附件。为了观察箱体内的齿轮啮合情况和注入润滑油，在箱盖顶部设有观察孔，平时用盖板封住。在观察孔盖板上常常安装透气塞（也可直接装在箱盖上），其作用是沟通减速器内外的气流，及时将箱体内因温度升高受热膨胀的气体排出，以防止高压气体破坏各接合面的密封，造成漏油。为了排除污油和清洗减速器的内腔，在减速器箱座底部装置放油螺塞。箱体内部的润滑油面的高度是通过安装在箱座壁上的油标尺来观测的。为了吊起箱盖，一般装有一到两个吊环螺钉。不应用吊环螺钉
吊运整台减速器，以免损坏箱盖与箱座之间的联接精度。吊运整台减速器可在箱座两侧设置吊钩（参见图1-2-3）。
图2-9 一级圆柱齿轮减速器装配图
减速器的箱体是采用地脚螺栓固定在机架或地基上的。
减速机设计计算
1. 选择电动机： 1) 选电动机类型
滚动轴承效率η滚=0.995；联轴器效率η联=0.98。 η=0.96x0.97x0.995x0.995=0.9 由上述计算，T=137N ⋅m
我们取减速机轴最大扭矩T m ax =150N ⋅m
p m 需要略大于P 0，按已知工作要求和条件，选用Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼
型三相异步电动机。 2) 确定电动机转速
按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a =3~6。故电动机转速的可选范围为n’d =I’a ×3=459~1834r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案。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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。
3）确定电动机的型号
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Y132S-6。 其主要性能：额定功率：3KW ，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg 。 2. 传动比： 传动比：取i=2 3. 计算各传动参数：
1. 计算各轴转速（r/min） n I =n电机=960r/min n II =nI /i =960/2=480 (r/min) 2. 计算各轴的功率（KW ） P I =P
工作
=15.08KW
P II =PI ×η总=15.08×0.9=13.572KW 3. 计算各轴扭矩（N ·mm ） T I =9.55×106P I /nI =150N·mm T II =9.55×106P II /nII =9.55×10×13.572/480 =270026.25N·mm
齿轮的选择
1、齿轮传动的设计计算 1） 选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS ；根据表选7级精度。齿面精糙度R a ≤1.6~3.2μm
2） 按齿面接触疲劳强度设计
6
由d 1≥76.43(kT1(u+1)/φd u[σH ]) 确定有关参数如下：传动比i 齿=2 取小齿轮齿数Z 1=16。则大齿轮齿数： Z 2=iZ1=2×16=32 实际传动比I 0
传动比误差：i-i 0/I=0%
T 1=9.55×10×P/n1=9.55×10×15.08/960 =150N·m 4） 载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1 5） 许用接触应力[σH ] [σH ]= σσ
Hlim Z NT /SH6
6
21/3
由图查得：
HlimZ2=350Mpa
HlimZ1=570Mpa σ
由查表得计算应力循环次数N L
N L1=60n1rth=60×384×1×(16×365×8)=1.28×109 N L2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108 由查图表得接触疲劳的寿命系数： Z NT1=0.92 Z NT2=0.98
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数S H =1.0 [σH ]1=σ[σH ]2=σ
Hlim1Z NT1/SH =570×0.92/1.0Mpa=524.4Mpa Hlim2Z NT2/SH =350×0.98/1.0Mpa=343Mpa
故得：d 1≥76.43(kT1(u+1)/φd u[σH ]2) 1/3=76.43[1×150000×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm =68.4mm
模数：m=d1/Z1=68.4/16=3.8mm 根据表取标准模数：m=4mm 6） 校核齿根弯曲疲劳强度 根据由公式
σF =(2kT1/bmZ 1)Y Fa Y Sa ≤[σH ] 确定有关参数和系数
分度圆直径：d 1=mZ1=4×16mm=64mm ，d 2=mZ2=4×32mm=128mm 齿宽：b=34mm；取b=34mm b 2=30mm 7） 齿形系数Y Fa 和应力修正系数Y Sa 根据齿数Z 1=16,Z2=32由表得
Y Fa1=2.80 Y Sa1=1.55；Y Fa2=2.14 Y Sa2=1.83 8） 许用弯曲应力[σF ] 根据公式式： [σF ]= σ
Flim YST Y N T /SF
2
由查表得： σ
Flim1=290Mpa
σFlim2 =210Mpa
由图6-36查得：Y NT1=0.88 Y NT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数Y ST =2 按一般可靠度选取安全系数S F =1.25 计算两轮的许用弯曲应力 [σF ]1=σ[σF ]2=σ
Flim1 YST Y N T1/SF =290×2×0.88/1.25Mpa=408.32Mpa Flim2 YST Y N T2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa
将求得的各参数代入式（6-49） σσ
F1=(2kT1/bm
2
Z 1)Y Fa1Y Sa1=(2×1×150000/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa=77.2Mpa
F2=(2kT1/bm
2
F ]2
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=m/2(16+32)=4/2(16+32)=96mm (10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd 1n 1/60×1000=3.14×64×960/60×1000=3.22m/s
减速器的轴及轴上零件的结构设计
一、轴的结构设计
轴结构设计包括确定钢的结构形状和尺寸。轴的结构是由多方面的因素决定的，其中主
要考虑轴的强度、刚度、轴上零件的安装、定位、轴的支承结构以及轴的工艺性等，其设计方法和结构要素的确定，可参照教科书有关章节进行。
单级圆柱齿轮减速器的轴一般均为阶梯轴，确定阶梯轴各段的直径和长度是阶梯轴设计的主要内容。下面通过图1-2-17和表1-2-2、表1-2-3来说明。
1、阶梯轴各段直径的确定
图1-2-17中阶梯轴各段的直径可由表1-2-2确定。
2、阶梯轴各段长度的确定
图1-2-17中各阶梯长度可由表1-2-3确定。
表1-2-3轴各段长度的确定
注：表中l2、l3、l4、⊿2参见表1-2-4。
由表中计算式可知，各段长度的确定与箱外的旋转零件至固定零件的距离l4；轴承端盖及联接螺栓头高度的总尺寸l3；轴承端面至箱体内壁的距离l2；转动零件端面至箱体内壁的距离⊿2以及档油环的结构尺寸有关，这些尺寸又取决于轴承盖的类型、密封型式以及各零件在装配图中的相关位置。因此，阶梯轴各段的长度应通过装配草图设计过程中边绘制边计算确定。尤其值得注意的是：当各零件相对位置确定以后，支承点的跨距即可确定，这时就可以计算支承反力，对轴的危险截面进行复合强度核核以及轴承寿命计算等，如果轴的强度不合格或者轴承寿命不符合要求，这时就要重新选择轴承和调整结构。当然，轴的各阶梯段直径和长度也相应发生变化。由上述可知，轴的结构设计应该在装配草图设计过程中，
以边绘图、边计算、边修改的方式逐步完成。
表1-2-4为单级圆柱齿轮减速器的位置尺寸关系。 二、齿轮的结构设计
中小型减速器的齿轮一般用锻钢制造。当齿轮的齿顶圆直径da ≤200mm 时，可以做成圆盘式结构。当齿轮的齿根圆与键槽底部的距离小于!&（ &为模数）时，则齿轮与轴应做成一体的齿轮轴。当da=200~500时，可以做成腹板式结构。
齿轮结构设计可参照教科书有关章节进行。 三、支承部件的结构
单级圆柱齿轮减速器轴的支承一般采用滚动轴承，如图1-2-18所示。
滚动轴承类型与尺寸选择以及轴承组合设计可参照教材有关章节进行。
轴承组合中，除滚动轴承外，还有轴承盖、调整垫片、内外密封装置的结构设计。 1、轴承盖
轴承盖的作用是固定轴承的位置并承受轴向力和密封轴承座孔。 轴承盖的材料一般为铸铁（HT150）。
轴承盖结构型式分为凸缘式（用螺钉将盖固定在箱体上）和嵌入式（用盖的圆周凸缘嵌入轴承座孔的槽内固定）。每种结构又可分为闷盖（中间无孔）和透盖（中间有孔，用于轴外伸端的轴承座上）两种型式，如图1-2-19所示。
表1-2-4单级圆柱齿轮减速器的位置尺寸
表1-2-5和表1-2-6分别列出凸缘式轴承盖和嵌入式轴承盖的结构尺寸。
轴承盖设计应注意下列几点：
（1）当轴承盖的宽度较长时，应在端部车出一段较小直径（比孔径小2~4mm ），但必须保留够的配合长度e1。
（2）轴承采用飞溅润滑时，轴承盖端部必须开缺口并车出一段小直径，以便润滑油流入轴承。（3）嵌入式轴承盖结我紧凑，重量轻，但承载能力较差，且不便于调整轴承间隙，不宜用于要求准确调整间隙的场合。
2、调整垫片组
调整垫片的作用是调整轴承的轴向游隙和轴承内部间隙以及轴的轴向位置。
调整垫片组由多片厚度不同的垫片组成。调整时，根据需要组合成不同的厚度。调整垫
片组的组别，片数及厚度可由表1-2-7查得。
滚动轴承的内外密封装置的设计可参见本章第五节“减速器的润滑与密封”。
轴的计算
1、轴的结构设计 1）
轴上零件的定位，固定和装配
单级齿轮传动中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 2）
确定轴各段直径和长度
工段：d1=28mm 长度取L1=60mm ∵h=2c c=2.5mm 其中花键长度为35mm 。
II 段:d2=d1+2h=28+2×1=30mm ∴d2=30mm 初选用深沟球轴承，其内径为30mm,
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16mm ，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2~3mm,故II 段长：
L2==33mm
III 段直径d3=38mm；L3 =125mm；Ⅳ段直径d4=30mm
由手册得：c=4 h=2c=2×4=8mm；d4=d3+2C=48-2×1.5=30mm；L4=15mm Ⅴ段直径d5=28mm；L5=60mm。
其中花键长度为35mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸. 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=158mm 2、轴的校核
1、基本数据：
转矩T=150 N ⋅m ，转速n=960r /m in 2、求作用在齿轮上的力： 因已知齿轮分度圆直径d=156
F t =
2T d =
2⨯150000
156
=1923N
tan 20︒cos 8︒06'34''
=707N
F r =F t
tan αn cos β
=1923
F a =F t tan β=1923tan 8︒06'34'' =274N
力的方向如图所示： 3、初步确定轴的最小直径：
估算出轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。查表d 1≥A A 0
=112
，所以根据公式：
=
26.5m m
，
d 2≥A 0
=24.1m m
4、根据设计，我们来校核主动轴的疲劳强度。
其弯扭特性大致如下示意图：
M =
=7.75≥S =1.5
σca =
所以轴的强度是足够的。因无大的瞬间过载及严重应力循环不对称性，故可略去静强度校核。
轴承的选用与校核
1、轴承的选用
确定轴承尺寸参数
在许多场合，轴承的内孔尺寸已经由机器或装置的结构具体所限定。不论工作寿命，静负荷安全系数和经济性是否都达到要求，在最终选定轴承其余尺寸和结构形式之前，都必须经过尺寸演算。该演算包括将轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。滚动轴承的静负荷是指轴承加载后是静止的（内外圈间无相对运动）或旋转速度非常低。在这种情况下，演算滚道和滚动体过量塑性变形的安全系数。大部分轴承受动负荷，内外圈做相对运动，尺寸演算校核滚道和滚动体早期疲劳损坏安全系数。只有在特殊情况时，才根据DIN ISO 281对实际可达到的工作寿命做名义寿命演算。对注重经济性能的设计来说，要尽可能充分的利用轴承的承载能力。要想越充分的利用轴承，那么对轴承尺寸选用的演算精确性就越重要。
静负荷轴承
计算静负荷安全系数Fs 有助于确定所选轴承是否具有足够的额定静负荷。 FS =CO/PO 其中FS 静负荷安全系数，CO 额定静负荷[KN]，PO 当量静负荷[KN] 静负荷安全系数FS 是防止滚动零件接触区出现永久性变形的安全系数。对于必须平稳运转、噪音特低的轴承，就要求FS 的数值高；只要求中等运转噪声的场合，可选用小一些的FS ；一般推荐采用下列数值： FS=1.5~2.5适用于低噪音等级 FS=1.0~1.5适用于常规噪音等级 FS=0.7~1.0适用于中等噪音等级额定静负荷CO[KN]已在表中为每一品种规格的轴承列出。该负荷（对向心轴承来说是径向力，对推力轴承而言则是轴向力），在滚动体和滚道接触区域的中心产生的理论压强为： -4600 N/MM2 自调心球轴承 -4200 N/MM2 其它类型球轴承 -4000 N/MM2 所有滚子轴承在额定静负荷CO 的作用下，在滚动体和滚道接触区的最大承载部位，所产生的总塑性变形量约为滚动体直径的万分之一。当量静负荷PO[KN]是一个理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来讲是轴向和向心力。PO 在滚动体和滚道的最大承载接触区域中心所产生的应力，与实际负荷组合所产生得应力相同。
PO=XO*Fr+Ys*Fa[KN]
其中，PO 当量静负荷，KN ，Fr 径向负荷，KN ，Fa 轴向负荷，KN ，XO 径向系数，YO 轴向系数。 动负荷轴承
DIN ISO 281所规定的动负荷轴承计算标准方法的基础是材料疲劳失效（出现凹坑），寿命计算公式为： L10=L=(C/P)P [106转] 其中L10=L 名义额定寿命 [106转] C 额定动负荷 [KN] P 当量动负荷 [KN] P 寿命指数 L10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转] C 额定动负荷 [KN] P 寿命指数 L10是以100万转为单位的名义额定寿命。对于一大组相同型号的轴承来说，其中90%应该达到或者超过该值。额定动负荷C [KN]在每一类轴承的参数表中都可以找到，在该负荷作用下，轴承可以达到100万转的额定寿命。当量动负荷P [KN]是一项理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来说是轴向力。其方向、大小恒定不变。当量动负荷作用下的轴承寿命与实际负荷组合作用时相同。 P=X*Fr+Y*Fa 其中：P 当量动负荷，Fr 径向负荷，Fa 轴向负荷，单位都是千牛顿，X 径向系数，Y 轴向系数。不同类型轴承的X,Y 值及当量动负荷计算依据，可在各类轴承的表格和前言中找到。球轴承和滚子轴承的寿命指数P 有所不同。对球轴承，P=3 对滚子轴承，P=10/3 变负荷及变速度
如果轴承动负荷的值及速度随时间而变化，那么在计算当量负荷时就得有相应的考虑。连续的负荷及速度曲线就要用分段近似值来替代。当量动负荷的计算公式变为： 滚动轴承的最小负荷
过小的负荷加上润滑不足，会造成滚动体打滑，导致轴承损坏。保持架轴承的最小负荷系数P/C=0.02,而满装轴承的最小负荷系数P/C=0.04(P为当量动负荷，C 为额定动负荷) 。 本设计中选用深沟轴承。参见GB/T276-94 2、轴承的校核：
根据设计，取主动轴左侧轴承校核。 由上述计算，齿轮受力基本数据可以算出： 轴承受力
F a 1
F α1=202.24
=202.24521.83
F r 1=521. 83
比值
F r 1
=0.39
F d 1=0.39F r 1=203.5N
F a 1C 0
=
202. 24
=0. 01012
20000
f p
=1.2~1.8,取
f p
=1.5。则：
782.75N
'
P 1=f p (X 1F r 1+Y F 1a ) 1=
L h =
10
6
60n P 1
(
C
) =102708≥L h
ε
故选用轴承符合预期寿命。
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。为了避免积累误差过大，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，最后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，最后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。
箱体由箱盖与箱座组成。箱体是安置齿轮、轴及轴承等零件的机座，并存放润滑油起到润滑和密封箱体内零件的作用。箱体常采用剖分式结构（剖分面通过轴的中心线），这样，轴及轴上的零件可预先在箱体外组装好再装入箱体，拆卸方便。箱盖与箱座通过一组螺栓联接，并通过两个定位销钉确定其相对位置。为保证座孔与轴承的配合要求，剖分面之间不允许放置垫片，但可以涂上一层密封胶或水玻璃，以防箱体内的润滑油渗出。为了拆卸时易于将箱盖与箱座分开，可在箱盖的凸缘的两端各设置一个起盖螺钉（参见图1-2-3），拧入起盖螺钉，可顺利地顶开箱盖。箱体内可存放润滑油，用来润滑齿轮；如同时润滑滚动轴承，在箱座的接合面上应开出油沟，利用齿轮飞溅起来的油顺着箱盖的侧壁流入油沟，再由油沟通过轴承盖的缺口流入轴承（参图1-2-3）。
减速器箱体上的轴承座孔与轴承盖用来支承和固定轴承，从而固定轴及轴上零件相对箱体的轴向位置。轴承盖与箱体孔的端面间垫有调整垫片，以调整轴承的游动间隙，保证轴承正常工作。为防止润滑油渗出，在轴的外伸端的轴承盖的孔壁中装有密封圈（参见图1-2-3）。
减速器箱体上根据不同的需要装置各种不同用途的附件。为了观察箱体内的齿轮啮合情况和注入润滑油，在箱盖顶部设有观察孔，平时用盖板封住。在观察孔盖板上常常安装透气塞（也可直接装在箱盖上），其作用是沟通减速器内外的气流，及时将箱体内因温度升高受热膨胀的气体排出，以防止高压气体破坏各接合面的密封，造成漏油。为了排除污油和清洗减速器的内腔，在减速器箱座底部装置放油螺塞。箱体内部的润滑油面的高度是通过安装在箱座壁上的油标尺来观测的。为了吊起箱盖，一般装有一到两个吊环螺钉。不应用吊环螺钉
吊运整台减速器，以免损坏箱盖与箱座之间的联接精度。吊运整台减速器可在箱座两侧设置吊钩（参见图1-2-3）。
图2-9 一级圆柱齿轮减速器装配图
减速器的箱体是采用地脚螺栓固定在机架或地基上的。
减速机设计计算
1. 选择电动机： 1) 选电动机类型
滚动轴承效率η滚=0.995；联轴器效率η联=0.98。 η=0.96x0.97x0.995x0.995=0.9 由上述计算，T=137N ⋅m
我们取减速机轴最大扭矩T m ax =150N ⋅m
p m 需要略大于P 0，按已知工作要求和条件，选用Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼
型三相异步电动机。 2) 确定电动机转速
按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a =3~6。故电动机转速的可选范围为n’d =I’a ×3=459~1834r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案。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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。
3）确定电动机的型号
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Y132S-6。 其主要性能：额定功率：3KW ，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg 。 2. 传动比： 传动比：取i=2 3. 计算各传动参数：
1. 计算各轴转速（r/min） n I =n电机=960r/min n II =nI /i =960/2=480 (r/min) 2. 计算各轴的功率（KW ） P I =P
工作
=15.08KW
P II =PI ×η总=15.08×0.9=13.572KW 3. 计算各轴扭矩（N ·mm ） T I =9.55×106P I /nI =150N·mm T II =9.55×106P II /nII =9.55×10×13.572/480 =270026.25N·mm
齿轮的选择
1、齿轮传动的设计计算 1） 选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS ；根据表选7级精度。齿面精糙度R a ≤1.6~3.2μm
2） 按齿面接触疲劳强度设计
6
由d 1≥76.43(kT1(u+1)/φd u[σH ]) 确定有关参数如下：传动比i 齿=2 取小齿轮齿数Z 1=16。则大齿轮齿数： Z 2=iZ1=2×16=32 实际传动比I 0
传动比误差：i-i 0/I=0%
T 1=9.55×10×P/n1=9.55×10×15.08/960 =150N·m 4） 载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1 5） 许用接触应力[σH ] [σH ]= σσ
Hlim Z NT /SH6
6
21/3
由图查得：
HlimZ2=350Mpa
HlimZ1=570Mpa σ
由查表得计算应力循环次数N L
N L1=60n1rth=60×384×1×(16×365×8)=1.28×109 N L2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108 由查图表得接触疲劳的寿命系数： Z NT1=0.92 Z NT2=0.98
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数S H =1.0 [σH ]1=σ[σH ]2=σ
Hlim1Z NT1/SH =570×0.92/1.0Mpa=524.4Mpa Hlim2Z NT2/SH =350×0.98/1.0Mpa=343Mpa
故得：d 1≥76.43(kT1(u+1)/φd u[σH ]2) 1/3=76.43[1×150000×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm =68.4mm
模数：m=d1/Z1=68.4/16=3.8mm 根据表取标准模数：m=4mm 6） 校核齿根弯曲疲劳强度 根据由公式
σF =(2kT1/bmZ 1)Y Fa Y Sa ≤[σH ] 确定有关参数和系数
分度圆直径：d 1=mZ1=4×16mm=64mm ，d 2=mZ2=4×32mm=128mm 齿宽：b=34mm；取b=34mm b 2=30mm 7） 齿形系数Y Fa 和应力修正系数Y Sa 根据齿数Z 1=16,Z2=32由表得
Y Fa1=2.80 Y Sa1=1.55；Y Fa2=2.14 Y Sa2=1.83 8） 许用弯曲应力[σF ] 根据公式式： [σF ]= σ
Flim YST Y N T /SF
2
由查表得： σ
Flim1=290Mpa
σFlim2 =210Mpa
由图6-36查得：Y NT1=0.88 Y NT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数Y ST =2 按一般可靠度选取安全系数S F =1.25 计算两轮的许用弯曲应力 [σF ]1=σ[σF ]2=σ
Flim1 YST Y N T1/SF =290×2×0.88/1.25Mpa=408.32Mpa Flim2 YST Y N T2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa
将求得的各参数代入式（6-49） σσ
F1=(2kT1/bm
2
Z 1)Y Fa1Y Sa1=(2×1×150000/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa=77.2Mpa
F2=(2kT1/bm
2
F ]2
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=m/2(16+32)=4/2(16+32)=96mm (10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd 1n 1/60×1000=3.14×64×960/60×1000=3.22m/s
减速器的轴及轴上零件的结构设计
一、轴的结构设计
轴结构设计包括确定钢的结构形状和尺寸。轴的结构是由多方面的因素决定的，其中主
要考虑轴的强度、刚度、轴上零件的安装、定位、轴的支承结构以及轴的工艺性等，其设计方法和结构要素的确定，可参照教科书有关章节进行。
单级圆柱齿轮减速器的轴一般均为阶梯轴，确定阶梯轴各段的直径和长度是阶梯轴设计的主要内容。下面通过图1-2-17和表1-2-2、表1-2-3来说明。
1、阶梯轴各段直径的确定
图1-2-17中阶梯轴各段的直径可由表1-2-2确定。
2、阶梯轴各段长度的确定
图1-2-17中各阶梯长度可由表1-2-3确定。
表1-2-3轴各段长度的确定
注：表中l2、l3、l4、⊿2参见表1-2-4。
由表中计算式可知，各段长度的确定与箱外的旋转零件至固定零件的距离l4；轴承端盖及联接螺栓头高度的总尺寸l3；轴承端面至箱体内壁的距离l2；转动零件端面至箱体内壁的距离⊿2以及档油环的结构尺寸有关，这些尺寸又取决于轴承盖的类型、密封型式以及各零件在装配图中的相关位置。因此，阶梯轴各段的长度应通过装配草图设计过程中边绘制边计算确定。尤其值得注意的是：当各零件相对位置确定以后，支承点的跨距即可确定，这时就可以计算支承反力，对轴的危险截面进行复合强度核核以及轴承寿命计算等，如果轴的强度不合格或者轴承寿命不符合要求，这时就要重新选择轴承和调整结构。当然，轴的各阶梯段直径和长度也相应发生变化。由上述可知，轴的结构设计应该在装配草图设计过程中，
以边绘图、边计算、边修改的方式逐步完成。
表1-2-4为单级圆柱齿轮减速器的位置尺寸关系。 二、齿轮的结构设计
中小型减速器的齿轮一般用锻钢制造。当齿轮的齿顶圆直径da ≤200mm 时，可以做成圆盘式结构。当齿轮的齿根圆与键槽底部的距离小于!&（ &为模数）时，则齿轮与轴应做成一体的齿轮轴。当da=200~500时，可以做成腹板式结构。
齿轮结构设计可参照教科书有关章节进行。 三、支承部件的结构
单级圆柱齿轮减速器轴的支承一般采用滚动轴承，如图1-2-18所示。
滚动轴承类型与尺寸选择以及轴承组合设计可参照教材有关章节进行。
轴承组合中，除滚动轴承外，还有轴承盖、调整垫片、内外密封装置的结构设计。 1、轴承盖
轴承盖的作用是固定轴承的位置并承受轴向力和密封轴承座孔。 轴承盖的材料一般为铸铁（HT150）。
轴承盖结构型式分为凸缘式（用螺钉将盖固定在箱体上）和嵌入式（用盖的圆周凸缘嵌入轴承座孔的槽内固定）。每种结构又可分为闷盖（中间无孔）和透盖（中间有孔，用于轴外伸端的轴承座上）两种型式，如图1-2-19所示。
表1-2-4单级圆柱齿轮减速器的位置尺寸
表1-2-5和表1-2-6分别列出凸缘式轴承盖和嵌入式轴承盖的结构尺寸。
轴承盖设计应注意下列几点：
（1）当轴承盖的宽度较长时，应在端部车出一段较小直径（比孔径小2~4mm ），但必须保留够的配合长度e1。
（2）轴承采用飞溅润滑时，轴承盖端部必须开缺口并车出一段小直径，以便润滑油流入轴承。（3）嵌入式轴承盖结我紧凑，重量轻，但承载能力较差，且不便于调整轴承间隙，不宜用于要求准确调整间隙的场合。
2、调整垫片组
调整垫片的作用是调整轴承的轴向游隙和轴承内部间隙以及轴的轴向位置。
调整垫片组由多片厚度不同的垫片组成。调整时，根据需要组合成不同的厚度。调整垫
片组的组别，片数及厚度可由表1-2-7查得。
滚动轴承的内外密封装置的设计可参见本章第五节“减速器的润滑与密封”。
轴的计算
1、轴的结构设计 1）
轴上零件的定位，固定和装配
单级齿轮传动中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 2）
确定轴各段直径和长度
工段：d1=28mm 长度取L1=60mm ∵h=2c c=2.5mm 其中花键长度为35mm 。
II 段:d2=d1+2h=28+2×1=30mm ∴d2=30mm 初选用深沟球轴承，其内径为30mm,
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16mm ，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2~3mm,故II 段长：
L2==33mm
III 段直径d3=38mm；L3 =125mm；Ⅳ段直径d4=30mm
由手册得：c=4 h=2c=2×4=8mm；d4=d3+2C=48-2×1.5=30mm；L4=15mm Ⅴ段直径d5=28mm；L5=60mm。
其中花键长度为35mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸. 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=158mm 2、轴的校核
1、基本数据：
转矩T=150 N ⋅m ，转速n=960r /m in 2、求作用在齿轮上的力： 因已知齿轮分度圆直径d=156
F t =
2T d =
2⨯150000
156
=1923N
tan 20︒cos 8︒06'34''
=707N
F r =F t
tan αn cos β
=1923
F a =F t tan β=1923tan 8︒06'34'' =274N
力的方向如图所示： 3、初步确定轴的最小直径：
估算出轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。查表d 1≥A A 0
=112
，所以根据公式：
=
26.5m m
，
d 2≥A 0
=24.1m m
4、根据设计，我们来校核主动轴的疲劳强度。
其弯扭特性大致如下示意图：
M =
=7.75≥S =1.5
σca =
所以轴的强度是足够的。因无大的瞬间过载及严重应力循环不对称性，故可略去静强度校核。
轴承的选用与校核
1、轴承的选用
确定轴承尺寸参数
在许多场合，轴承的内孔尺寸已经由机器或装置的结构具体所限定。不论工作寿命，静负荷安全系数和经济性是否都达到要求，在最终选定轴承其余尺寸和结构形式之前，都必须经过尺寸演算。该演算包括将轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。滚动轴承的静负荷是指轴承加载后是静止的（内外圈间无相对运动）或旋转速度非常低。在这种情况下，演算滚道和滚动体过量塑性变形的安全系数。大部分轴承受动负荷，内外圈做相对运动，尺寸演算校核滚道和滚动体早期疲劳损坏安全系数。只有在特殊情况时，才根据DIN ISO 281对实际可达到的工作寿命做名义寿命演算。对注重经济性能的设计来说，要尽可能充分的利用轴承的承载能力。要想越充分的利用轴承，那么对轴承尺寸选用的演算精确性就越重要。
静负荷轴承
计算静负荷安全系数Fs 有助于确定所选轴承是否具有足够的额定静负荷。 FS =CO/PO 其中FS 静负荷安全系数，CO 额定静负荷[KN]，PO 当量静负荷[KN] 静负荷安全系数FS 是防止滚动零件接触区出现永久性变形的安全系数。对于必须平稳运转、噪音特低的轴承，就要求FS 的数值高；只要求中等运转噪声的场合，可选用小一些的FS ；一般推荐采用下列数值： FS=1.5~2.5适用于低噪音等级 FS=1.0~1.5适用于常规噪音等级 FS=0.7~1.0适用于中等噪音等级额定静负荷CO[KN]已在表中为每一品种规格的轴承列出。该负荷（对向心轴承来说是径向力，对推力轴承而言则是轴向力），在滚动体和滚道接触区域的中心产生的理论压强为： -4600 N/MM2 自调心球轴承 -4200 N/MM2 其它类型球轴承 -4000 N/MM2 所有滚子轴承在额定静负荷CO 的作用下，在滚动体和滚道接触区的最大承载部位，所产生的总塑性变形量约为滚动体直径的万分之一。当量静负荷PO[KN]是一个理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来讲是轴向和向心力。PO 在滚动体和滚道的最大承载接触区域中心所产生的应力，与实际负荷组合所产生得应力相同。
PO=XO*Fr+Ys*Fa[KN]
其中，PO 当量静负荷，KN ，Fr 径向负荷，KN ，Fa 轴向负荷，KN ，XO 径向系数，YO 轴向系数。 动负荷轴承
DIN ISO 281所规定的动负荷轴承计算标准方法的基础是材料疲劳失效（出现凹坑），寿命计算公式为： L10=L=(C/P)P [106转] 其中L10=L 名义额定寿命 [106转] C 额定动负荷 [KN] P 当量动负荷 [KN] P 寿命指数 L10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转] C 额定动负荷 [KN] P 寿命指数 L10是以100万转为单位的名义额定寿命。对于一大组相同型号的轴承来说，其中90%应该达到或者超过该值。额定动负荷C [KN]在每一类轴承的参数表中都可以找到，在该负荷作用下，轴承可以达到100万转的额定寿命。当量动负荷P [KN]是一项理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来说是轴向力。其方向、大小恒定不变。当量动负荷作用下的轴承寿命与实际负荷组合作用时相同。 P=X*Fr+Y*Fa 其中：P 当量动负荷，Fr 径向负荷，Fa 轴向负荷，单位都是千牛顿，X 径向系数，Y 轴向系数。不同类型轴承的X,Y 值及当量动负荷计算依据，可在各类轴承的表格和前言中找到。球轴承和滚子轴承的寿命指数P 有所不同。对球轴承，P=3 对滚子轴承，P=10/3 变负荷及变速度
如果轴承动负荷的值及速度随时间而变化，那么在计算当量负荷时就得有相应的考虑。连续的负荷及速度曲线就要用分段近似值来替代。当量动负荷的计算公式变为： 滚动轴承的最小负荷
过小的负荷加上润滑不足，会造成滚动体打滑，导致轴承损坏。保持架轴承的最小负荷系数P/C=0.02,而满装轴承的最小负荷系数P/C=0.04(P为当量动负荷，C 为额定动负荷) 。 本设计中选用深沟轴承。参见GB/T276-94 2、轴承的校核：
根据设计，取主动轴左侧轴承校核。 由上述计算，齿轮受力基本数据可以算出： 轴承受力
F a 1
F α1=202.24
=202.24521.83
F r 1=521. 83
比值
F r 1
=0.39
F d 1=0.39F r 1=203.5N
F a 1C 0
=
202. 24
=0. 01012
20000
f p
=1.2~1.8,取
f p
=1.5。则：
782.75N
'
P 1=f p (X 1F r 1+Y F 1a ) 1=
L h =
10
6
60n P 1
(
C
) =102708≥L h
ε
故选用轴承符合预期寿命。