二级圆柱减速器的建模及仿真

二级圆柱齿轮减速器建模及仿真摘要：减速器（又称减速机、减速箱）是一台独立的传动装置，它由密闭的箱体、互相啮合的一对或几对齿轮、传动轴及轴承等组成。常安装在电动机（或其他原动机）与工作机之间。作为一种重要的动力传递装置，在机械化生产中起着不可替代的作用。减速器主要运用齿轮传动装置而实现运作。本设计简述了带式输送机的动力传递装置二级直齿圆柱齿轮减速器的设计过程。主要包括传动方案设计、电动机的选择、V带设计选择、，齿轮传动设计及轴的设计选择和校核等。其间设计过程多次运用CAD、Pro/e软件设计绘制减速器装配图零件图来优化完整本设计，最终实现减速器的运动仿真并完成减速器的模拟设计。关键词：减速器，传动装置，齿轮传动TwocylindricalgearreducermodelingandsimulationAbstract：Reducer(alsoknownasreducer,reducer)isanindependenttransmissiondevice,whichiscomposedofasealedbox,meshingpairorseveralpairsofgear,shaftandbearing.Oftenmountedonthemotor(orotherprimemover)andworkingmachine.Asakindofimportantpowertransmissiondevice,themechanizedproductionplaysanirreplaceablerole.Reducermainlyusedgeartransmissiondeviceandoperation.Thedesignofthebeltconveyorpowertransferdevice-twostraighttoothcylindricalgearreducerdesignprocess.Mainlyincludesthetransmissionschemedesign,thechoiceofmotor,Vbeltdesign,selection,designofgearandshaftdesignandchecking.DuringthedesignprocesstousemanyCAD,Pro/esoftwaredesigndrawingspeedreducerassemblydrawingpartsdrawingtooptimizetheentiredesign,finalimplementationreducerreducermotionsimulationandsimulationdesign.Keywords:reducer,gear,geartransmission目录1前言.11.1减速器的主要型式及其特性.11.2减速器结构.21.3减速器润滑.31.4设计的目的.42减速器结构分析及传动装置的总体设计.52.1分析传动系统的工作情况.52.2已知条件.52.3选择电动机系列.62.3.1选电动机功率及总效率.62.3.2计算电动机的输出转矩和转速：.62.3.3计算总传动比及各级传动比和效率：.73减速器各零部件及齿轮的设计计算.83.1计算各轴的转速功率和转矩.83.2齿轮的参数设计.83.3高速轴.93.3.1按接触强度设计：.93.3.2主要尺寸计算.103.3.3齿根弯曲疲劳强度校核：.113.4低速轴.123.4.1按接触强度设计：.123.4.2主要尺寸计算.133.4.3齿根弯曲疲劳强度校核：.143.5高速轴的设计.153.6中间轴的设计.163.7低速轴的设计与强度校核.173.7.1低速轴的设计.173.7.2低速轴的强度校核.183.8滚动轴承.21I3.9键联接的选择与计算.224箱体的主要尺寸计算.245减速器的三维建模.255.1齿轮的三维建模.255.2轴的三维建模.265.3箱体的三维建模.275.4其他零件的三维建模.285.4.1轴承的三维模型.285.4.2游标尺等零件的三维模型.295.4.3组合装配建模.305.4.4减速器的爆炸图.31结论.32参考文献.33致谢.3401前言1.1减速器的主要型式及其特性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。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。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。减速器系统框图以下对几种减速器进行对比：（1）圆柱齿轮减速器当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=840)和二级以上(i40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m/s，甚至高达150m/s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，电动机联轴器高速轴中间轴低速轴1有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约30。（2）圆锥齿轮减速器它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥圆柱齿轮减速器。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面崧，作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。（3）蜗杆减速器主要用于传动比较大(j10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上式。（4）齿轮-蜗杆减速器它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。通过比较，选定圆柱齿轮减速器。1.2减速器结构近年来，减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。（1）传统型减速器结构2绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面平整。箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出扳手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有23个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。现在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。（2）新型减速器结构下面列举两种联体式减速器的新型结构，图中未将电动机部分画出。齿轮蜗杆二级减速器；圆柱齿轮圆锥齿轮圆柱齿轮三级减速器。这些减速器都具有以下结构特点：在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了便于传动零件的安装，在适当部位有较大的开孔。在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构，减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。1.3减速器润滑圆周速度u12m/s一15m/s的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。为了减少齿轮运动的阻力和油的温升，浸入油中的齿轮深度以12个齿高为宜。速度高3的还应该浅些，建议在0.7倍齿高左右，但至少为10mm。速度低的(0.5m/s一0.8m/s)也允许浸入深些，可达到1/6的齿轮半径；更低速时，甚至可到1/3的齿轮半径。润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮齿的整个宽度。对于油面有波动的减速器(如船用减速器)，浸入宜深些。在多级减速器中应尽量使各级传动浸入油中深度近予相等。如果发生低速级齿轮浸油太深的情况，则为了降低其探度可以采取下列措施：将高速级齿轮采用惰轮蘸油润滑；或将减速器箱盖和箱座的剖分面做成倾斜的，从而使高速级和低速级传动的浸油深度大致相等。减速器油池的容积平均可按1kW约需0.35L一0.7L润滑油计算(大值用于粘度较高的油)，同时应保持齿轮顶圆距离箱底不低于30mm一50mm左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。减速器的工作平衡温度超过90时，需采用循环油润滑，或其他冷却措施，如油池润滑加风扇，油池内装冷却盘管等。循环润滑的油量一般不少于0.5L/kW。圆周速度u12m/s的齿轮减速器不宜采用油池润滑，因为：1)由齿轮带上的油会被离心力甩出去而送不到啮合处；2)由于搅油会使减速器的温升增加；3)会搅起箱底油泥，从而加速齿轮和轴承的磨损；4)加速润滑油的氧化和降低润滑性能等等。这时，最好采用喷油润滑。润滑油从自备油泵或中心供油站送来，借助管子上的喷嘴将油喷人轮齿啮合区。速度高时，对着啮出区喷油有利于迅速带出热量，降低啮合区温度，提高抗点蚀能力。速度u20心s的齿轮传动常在油管上开一排直径为4mm的喷油孔，速度更高时财应开多排喷油孔。喷油孔的位置还应注意沿齿轮宽度均匀分布。喷油润滑也常用于速度并不很高而工作条件相当繁重的重型减速器中和需要用大量润滑油进行冷却的减速器中。喷油润滑需要专门的管路装置、油的过滤和冷却装置以及油量调节装置等，所以费用较贵。此外，还应注意，箱座上的排油孔宜开大些，以便热油迅速排出。1.4设计的目的通过毕业设计，综合运用机械设计和其它有关选修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。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4准和规范2减速器结构分析及传动装置的总体设计2.1分析传动系统的工作情况（1）传动系统的作用及特点：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。（2）电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。3z2工作机4电动机1567:齿轮（高速轴）齿轮（中速轴从动轮）、联轴器：工作机：齿轮（低速轴）：齿轮（中速轴主动轮)8电动机In图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。2.2已知条件（1）F=2600kN;V=1.1m/s;卷筒直径D=220mm.（2）工作机转矩：300N.m，不计工作机效率损失。（3）工作情况：两班制，连续单向运行，载荷较平稳。5（4）用期：8年，每年按360天计。（5）检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。（6）工作环境：室内常温，灰尘较大。2.3选择电动机系列按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380VY系列的三相交流电源电动机。2.3.1选电动机功率及总效率（1）传动滚筒所需有效功率Pw=Fv/1000=2600*1.1/1000=2.86kw（2）所需电机功率Pr=Pw/=2.86/0.895=3.5kw额定功率：Pd=4kw（3）由3P19表3-1查得1（联轴器）=0.99，2（滚动轴承）=0.99，3（齿轮传动）=0.97，4（联轴器）=0.99。=1239.09.07.385.2.3.2计算电动机的输出转矩和转速：由已知条件得工作机Tw=300及i、得：mN电动机输出转矩：/(*)30/.895*1.02.3*dTwNm（1）传动滚筒转速Nw=60*v/(*D)=60*1.1*1000/（220*）=95.54r/min电机转速：r/min950*/950*4/2.3178.56ddnP（2）选择符合类型的电动机选Y112M4，结构紧凑。由文献2表129选取电动机的外形及安装尺寸D32，中心高度H112，轴伸长E80。62.3.3计算总传动比及各级传动比和效率：（1）总传动比07.154.9woni（2）各级传动比：第一级传动比：;426.*3.1ii第二级传动比：05.426.712i（3）各级效率：第一级效率：第二级效率：951.07.9.32140242373减速器各零部件及齿轮的设计计算3.1计算各轴的转速功率和转矩（1）转速轴I：014/minInr轴II：in/3256./riII轴III：90/2（2）输出功率轴I：12*4.*3.204IdPKN轴II：39097.65轴III：24.65.*3.79II（3）输出转矩轴I：1950*/90*3.2/1406IITPnNm轴II：575.3*轴III：/./978III表3.1各轴参数轴名参数轴出功率P（KN）转速(r/min)输出转矩T（N.M）i轴I3.92041440264.4260951轴II3.765325110.633轴III3.57995359.783.40509413.2齿轮的参数设计根据文献1表6-1知选小齿轮：40Cr，调质处理选大齿轮：45钢，2601HB调质处理240=HB（1）计算许用接触应力H由图6-8，得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为1limH8=590MPa，=550MPa2limH由图6-6得：=1，=1.08，=11NZ2HS齿面接触应力：=/=1590/1=5901N1limMPa=/=1.08550/1=594H22li取小值：590Mpa（2）计算许用弯曲应力F由图6-9c，查得=440，=4201limFP2limFPa由图6-7，查得：Y=1,Y=1，S=1.4N2齿轮弯曲许用应力为：1*li/*0/1.3.24FFZHMpaSP3.3高速轴参数选定为：小齿轮齿数Z1=20大齿轮齿数Z2=20*4.426=89螺旋角=103.3.1按接触强度设计：312*(1)*/)2/*dKTZHEZHd由教材查得载荷系数k=1.22cos(in)btt节点区域系数ttan/a0/1.36920.8因为*costn*cos2.8.54b9.32./i0.0.6ZH1/912.83()*cos1.01.75Z/.70Zcos.924螺旋角系数1d取3232*.610*(.81).6*89.07.94()42523.75m取d=32.75mm3.3.2主要尺寸计算（1）模数274.120cos*35cos1nnmZdm取（2）中心距a：10cos89*cosn（3）计算实际螺旋角不在修正,改变不大系数9.10*28ar21rcZmHon（4）分度圆直径mMZdn27.189.0cos*34221（5）齿顶圆直径handa27.185*27.1823434*1210（6）齿根圆直径mChanmdff17625.0*27.1823.34*12（7）齿宽bm50453.7.41213.3.3齿根弯曲疲劳强度校核：由1P236齿根弯曲疲劳强度校核公式9-31得：9.12FSnFYZbmKT其中：由1P226表9-6根据对斜齿轮传动，载荷较平稳，故取：K=1.2因为工作机转矩为，所mNTW3013071.244.28.95wITNmi齿宽：齿轮1：；齿轮2：=45mmb5b模数：2nm齿数：齿轮3：z=20；齿轮4：z=89121.9.0cos311ZN8.31322由1P225图9-24查得：；75.43FSY975.4FSY根据齿轮材料为45正火处理查1P227图9-26（b）得，并把#lim420F代入由1P227查得的许用弯曲应力公式9-23得：lim20lim1.4.2058FMPa11112.9FFSnKTYbmZ2.740.5513.68FMPaPaF故齿轮1齿根弯曲疲劳强度足够、安全。22.9FFSnKTYbmZ1.740.2553.8FMPaPa2F故齿轮2齿根弯曲疲劳强度足够、安全。故齿轮齿根弯曲疲劳强度足够、安全。3.4低速轴参数选定为：小齿轮齿数Z1=25大齿轮齿数Z2=25*3.406=86螺旋角=103.4.1按接触强度设计：312*(1)*/)2/*dKTZHEZHd由教材查得载荷系数k=1.1弹性系数289./nmcos(i)bZtt节点区域系数tant/csan20/1.36920.8n12tant*costan10*cos2.80.16549.3b2./i.ZH11.832()*cos1.687Z1/.670.Zcoss10.924螺旋角系数d取3232*1.59.78(3.46)*8.*60.7*94()057.4m取d1=72.154mm3.4.2主要尺寸计算（1）模数cos*182cos03.15nndmmZ取（2）中心距a：12()3*(586)19.07coscosn取=70121122a12()3*(2586)arcosarcos1.5707cos.653.():*72*183m669nnanmZZdmddh(3)计算实际螺旋角允许范围8，不再修正。（4）分度圆直径d齿顶圆直径f1226:.9m62(7)bfndhC齿根圆直径齿宽：133.4.3齿根弯曲疲劳强度校核：由1P236齿根弯曲疲劳强度校核公式9-31得：9.12FSnFYZbmKT其中：由1P226表9-6根据对斜齿轮传动，载荷较平稳，故取：K=1.2因为工作机转矩为，所以mNTW30189.6543.56.1wITi齿宽：齿轮3：；齿轮4：=77mm2bb模数：nm齿数：齿轮3：z=25；齿轮4：z=86332526.cos1.NZ433289.40.由1P225图9-24查得：；75.43FSY75.4FSY根据齿轮材料为45正火处理查1P227图9-26（b）得，并把#lim420F代入由1P227查得的许用弯曲应力公式9-23得：lim20lim1.4.2058FMPaFSnYZbKT12392.6804.755FMPaPa3F14故齿轮3齿根弯曲疲劳强度足够、安全。142.9FFSnKTYbmZ2.6803.975714.9FMPaPaF故齿轮3齿根弯曲疲劳强度足够、安全。故齿轮齿根弯曲疲劳强度足够、安全。3.5高速轴的设计（1）选材：MP360650;2517HB40SB，由手册：钢，调质CrC=102（2）初估直径：轴上有单个键槽，轴径应133.904.Pdmn增加3所以14.22（13）14.26圆整取d=25（3）结构设计由文献1得初估轴得尺寸如下：d1=25mmd2=28mmd3=30mmd4=35mmd5=51mmd6=30mmL1=68mmL2=45mmL3=32mmL4=88mmL5=51mmL6=34mm图3-1高速轴（4）高速轴轴承根据文献1表6-1可得轴承的型号为：6206。其中轴承参数为：15D62mm；B16mm；额定静载荷Cr19.5KN；额定动载荷Cor11.5KN3.6中间轴的设计（1）选材：，MP360650;2517HB40SB，由手册：钢，调质CrC=102（2）初估直径：取整d=30133.08.69Pdmn（3）结构设计由文献1得初估轴得尺寸如下：d1=35mmd2=40mmd3=50mmd4=40mmd5=35mmL1=40mmL2=51mmL3=10mmL4=81mmL5=40mm图3-2中间轴（4）中间轴轴承根据文献2表6-1可得轴承的型号为：6207。其中轴承参数为：D72mm；B17mm；Cr25.5KN；Cor15.2KN3.7低速轴的设计与强度校核3.7.1低速轴的设计（1）选材：MP360650;2517HB40SB，由手册：钢，调质CrC=10216（2）初估直径：圆整取d=451332.95041.PdCmn（3）结构设计由文献【1】得初估轴得尺寸如下：512346740,6,50,6,4,55,2,10,7dmddmlllmlll图3-3低速轴（4）低速轴的轴承根据文献【2】表6-1可得轴承的型号为：6210。其中轴承参数为：D90mm；B20mm；Cr35KN；Cor23.2KN3.7.2低速轴的强度校核（1）齿轮的力分析计算III轴：圆周力Ft=4235978026.ITNd径向力Fr=2tan6tan1.coscs.5F轴向力t73t490aN（2）各力方向判断如下图Fr17（3）支座反力分析定跨距测得：=116；1L213470L水平反力：23698.tBHFRN7.17.2DtB垂直反力：324LdRarV40*63.270689.N1.432.5rBDF（4）当量弯矩水平弯矩：298.179.HMRLm垂直面弯距：13543BVN2.06D合成弯矩：211H2579.4358622VHM1579.0143Nm当转矩T=359780N；取得：6.当量弯矩：222)(IeT2143.70.*35978)59Nm128.6eM18（5）校核强度：按扭合成应力校核轴的强度。由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。进行校核时，只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度，则由1P339得轴的强度校核公式。其中：1WMe因为轴的直径为d=40mm的实心圆轴，故取3.0d因为轴的材料为45钢、调质处理查1P251取轴的许用弯曲应力为：#1=60MpaWMe2321.0de35917.401.560MPaPa（6）结论：故轴强度足够、安全。轴的载荷分析图如下图：1e19L1L2RBHRDHVFrVaRDHVRBVHFratL3MHVMTMeMV122TMe12HATCa.轴的计算简图b.水平面、垂直面的受力图c.水平面、垂直面的弯矩图d.合成弯矩图e转矩图f.当量弯矩图3.8滚动轴承（1）、根据轴承型号6210查4P383表8-23取轴承基本额定动载荷为：20C=35000N；基本额定静载荷为：NCor250因为：12490,49aaFNF2BVHrR238.59622DVHrRF17.84.309N根据的值查1P298表10-10,利用差值法求得1.268aorFCoraCF1e=0.184（2）、由1P298表10-10查得X=0.56;Y=2.3621490.520.1843.6areF根据轴承受中等冲击查1P298表10-9取轴承载荷系数为:2.1pf)(111arpFYXfP.205693.2.6490)（3）、由1P298表10-10查得X=1;Y=024.18.1arFe根据轴承受中等冲击查1P298表10-9取轴承载荷系数为:2.1pf)(222arpFYXfP1.049.058（4）、因为是球轴承，取轴承寿命指数为：，39.5/minInr2P由1P297轴承寿命公式10-2a得：=)(106PChL632950()4729.1.hh48321故轴承使用寿命足够、合格。hL3.9键联接的选择与计算（1）电动机小带轮端的键电动机DE=42110mm,E=110mm，键为128GB1096-90即圆头普通平键（A型），键的参数为：b=12mm;h=8mm;l=100mm键校核键的接触长度；则键联接所能传递的转矩为028lbm1412087*4pThldNm120MP；强度符合要求T3.0=（2）高速轴大带轮端的键高速轴带轮端尺寸：2568；键为87GB1096-90即圆头普通平键（A型），键的参数为：b=8mm;h=7mm;l=56mm键校核键的接触长度；5684lbm则键联接所能传递的扭矩为：1483012.4pThldsN120MP；强度符合要求p153.06/Nm（3）中间轴的键轴的尺寸为：4051；键为：149GB1096-90即圆头普通平键（A型），键的参数为：b=14mm;h=9mm;l=56mm，键校核键的接触长度；则键联接所能传递的扭矩为56142lb961052.64/pThldNm120MP；强度符合要求2.9T小齿轮处轴的尺寸为：4081；键为：149GB1096-90即圆头普通平键（A型），键的参数为:b=14mm;h=9mm;l=90mm，键校核键的接触长度；则键联接所能传递的扭矩为：901476lbm1946723./,4120ppThldNMP；强度符合要求20.Nm（4）低速轴键大齿轮处轴的尺寸为：5676；键为：2012GB1096-90即圆头普通平键22（A型），键的参数为：b=20mm；h=12mm；l=85mm键的校核键的接触长度为：；则键联接所能传递85206lbm的扭矩为：1126514.4pThldN得120MP；，强度符合要求p340.8TNm联轴器处的轴的尺寸为：40112；键为：149GB1096-90单圆头普通平键（C型），键的参数为：b=14mm；h=9mm；L=130mm键的校核键的接触长度为：;则键联接所能传递的13046lbm扭矩为：1916524pThldN120MP；，强度符合要求p04.8Tm4箱体的主要尺寸计算箱体、箱盖材料均采用TT150铸造而成名称符号减速器型式及尺寸关系/mm23箱座壁厚8箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度b12箱座凸缘厚度112箱座底凸缘厚度220地脚螺钉直径fd20地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径114机盖与座联接螺栓直径2d12联接螺栓的间距2dl200轴承端盖螺栓直径310视孔盖螺钉直径4d8定位销直径9、到外箱壁距离fd121C26、20、18、至凸缘边缘距离f224、16外箱壁至轴承座端面距离1l10）12lC（5大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离210箱盖、箱座肋厚、1m；71m轴承端座外径2D23(5.)Dd轴承旁连接螺栓距离S2S5减速器的三维建模5.1齿轮的三维建模24齿轮的三维成型难点主要是齿渐开线的形成，形成齿轮的过程中主要用到了拉伸、阵列。图5-1三维齿轮模型图5-2三维齿轮模型图5-3小齿轮三维模型255.2轴的三维建模在Pro/E中阶梯轴的实现比较容易。采用完成轴的纵截面草图，然后依次旋转完成，键槽的生成运用去料法。图5-4低速轴的三维图图5-5中间轴的三维模型图5-6高速轴的三维图5.3箱体的三维建模由于箱体的造型比较复杂，故首先运用了拉伸、切除、筋板、镜像、阵列