谷物运输机传动装置设计说明书

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1、一、课题：谷物运输机传动装置设计二目的1. 综合运用机械设计课程及其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进 一步巩固，加深和拓宽所学的知识。2. 通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌 握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。3. 通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范，设计手册等有关设计资料，进 行全面的机械设计基本技能的训练。三、工作条件1.使用期限：10年，二班制（每年按360天计）。2.载荷平衡。3.运输物品：谷物。4.单向传动，转速误差不得超过5%。四、原始数据1. 运输带牵引力P： 2200N2. 运输带速度V： 1.4m/s。3.

2、 滚筒直径D： 300mm。五、设计计算内容1. 运动参数的计算，电动机的选择；2. 联轴器的选择；3. 齿轮传动的设计计算；4. 轴的设计与强度计算；5. 滚动轴承的选择与强度校核；6. 键的选择与强度校核。六、设计任务1. 减速器装配图总图一张（M1： 1）；2. 零件工作图四张（齿轮，轴，箱体，箱盖）。注： 1）装配图底稿完成后，需经指导教师审阅同意后方可加深。2）设计计算说明书1份。七、完成时间共 3 周（2007.12.172008.1.6）八、参考资料1 互换性与技术测量，湖南大学出版社，徐学林主编。2007.32 机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编3 机

3、械设计课程设计.高等教育出版社，（华中理工大学王昆，重庆大学何小柏， 同济大学汪信远主编）2006.124 机械设计（第八版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八 版；、拟定传动方案1、分析传动系统的工作情况为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构 和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速队，即n _w89.17r / min乃 _ 60X1000V _ 60X1000x 1.4 一的置尸nw - 3.14D3.14 x 300, 皿。一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动 机，因此传动装置总传动比约为11或16。

4、故可以拟定出以二级传动为 主的多种方案。根据传动要求：使用期限：10年，2班制（每年按360 天计）；载荷平衡；运输物品：谷物；单向传动，转速误差不得超过土 5%。故可以采用双级圆柱直齿轮传动方案。2、传动装置简图:方案额定功率(KW)满载转速(r/min)同步转速(r/min)电动机质量(kg)一.Y132M1-64960100073二.Y112M-441440150043由方案1算得总传动比接近12,并可使各圆柱齿轮传动比在36 之间，因此选用第1种方案进行设计。二、计算总传动比并分配各级传动比1、传动装置总传比， =、= 10.77总 89.172、分配各级传动比为了使两级的大齿轮有相近

5、的浸油深度，高速级传动比、和低速级 传动i2可按下列方法分配：i2G.11.5)贝V: i1 = 3.59i2 = 3三、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速电动机轴：n = 960r / mini1 = 3.59i = 3第I根轴：n = 960r / minn = 960r / min第II根轴：n =竺2_ = 267.4r / minn =22 3.59第III根轴：n = 89.13r/min267.4r / min33n = 389.13r /min计算及说明结果2、各轴输入功率电动机轴：P = 4kw0第 I 根轴：P = 4kwx 0.99 = 3.96kwi第II根轴：P

6、 = 3.96kwx 0.99 x 0.93 = 3.65kw2第III根轴：P = 3.65kwx 0.99 x 0.93 = 3.36kw33、各轴转矩p3 96第 I 根轴：T = 9550x% = 9550x =39.4N m1n960p3 65第 II 根轴：T = 9550 x p = 9550 x 2 = 130.4N m2 p336第III根轴：T = 9550 x p = 9550 x= 360N m3n389.13四、齿轮设计计算高速级齿轮：1, 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 ，按传动方案装置图，选用直齿圆柱齿轮传动。 ，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度

7、。 ，材料选择，小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45号钢（调质），硬度为240HBS。 ，选小齿轮齿数七=24，则大齿轮齿数七=3.59 x 24牝862, 按齿面接触强度计算由设计计算公式（109a）计算，即P = 3.96kw 1P = 3.65kw 2P = 3.36kw3T = 139.4 N mT = 2130.4 N mT = 3360N m计算及说明结果/kT u +1 (_z _)2d - 232寸用u相H1.确定公式内的各计算值1) .试选载荷系数Kf = 1.3。2) .由表10-7选取齿宽系数虹=1。3) .由表10-6查得材料的弹性影响系

8、数知=189.8MPa：。4) .由图10-21d按齿轮面硬度查得小，大齿轮的接触疲劳 强度极限分别为：bHlim1 = 600Mpa,oHlim2 = 550Mpa。5) .由式10-13计算应力循环次数。N = 60 n L = 60 X 960 X1X (2 x 8 x 300 x 10) = 2.765 x 109v 2.765 x109N2 = 一359 = 0.77 x1096) .由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn 1 = 0.90,膈2 = 0.95。7) .计算接触疲劳许用力。取失效概率为1%,安全系数S = 1,由式(10-12)得b = %= 1血1 = 0.9 x

9、600MPa = 540MPab hnSiim2 = 0.95 x 550MPa = 522.5MPa8) .许用接触应力b = bh! *bh1 = 540 + 522.5 MPa = 531.25MPah22计算及说明结果2.计算1) .试算小齿轮分度圆直径d1，由计算公式乃 wTKZ2 u+1d 2.32Ji t *Vd Hc cc ,1.3x3.94x104X189.& 3.59+1=2.323x 11x 52233.59=47.6mm2) .计算圆周速度。” 3.14d” _ 3.14 x 47.6 x 96 _ 24m/sV _ 60xKW) 60x1000m S _ . m S3

10、) .计算齿宽b及模数mnt。b _ O d _ 1x 47.6mm = 47.6mmd 47.6m = _mm _ 1.98mmh _ 2.25m = 2.25 x 1.96mm _ 4.46mmbZ _ 476 _ 10.67，h 4.464) .计算载荷系数K。已知使用系数ka_ 1，根据v_2.4m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数K广1.12 ；由表10-3查得K _ K _1。故载荷系数 HaFaK _ KK K K 广 1x 1.12 x 1x 1.419 _ 1.5115) .按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10- 10a)得d _ d_ 47.6x JI。

11、mm _ 50.05mm1 it 3 K3 1.3d _ 47.6mm1tv _ 2.4m / s6）.计算模数。d 50.05m = i =mm = 2.085mmn z 243, 按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式为:2 KT1 中Z 2d 1YYF，确定计算参数1. 计算载荷系数。K = KAK Kf K理=1 x 1.12 x 1.2x 1.283 = 1.723. 查取齿形系数。由表 10-5 查得=2.65;Yf2 = 2.2134. 查取应力校正系数。由表10-5查得七=1.595;七2 = 1.775. 由图10-20c查得小，大齿轮弯曲疲劳强度极限分别为b

12、心=500MPa; b 旗2 = 380Mpa6. 由图10 - 18取弯曲疲劳寿命系数：Kfn1 = 0.85; K 2 = 0.887. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S = 1.4，由式（10-12 ）得b = Kfn 1bfe1 = 0.85 X500MPa = 303.57MPaf 1 S1.4b = %2bfe2 = 0.88 X 380 MPa = 238.86MPaF 2 S1.4计算及说明结果 YY 8.计算大，小齿轮的仁并加以比较。 F匕 Y,2.65x1.595F成叩1 = 0.01393梧 丁 303.57 F 1Y Y2.213 x1.77 八F以2 伞2

13、= 0.0164伤 J238.86F 2大齿轮的数值大。，设计计算、2x1.72x39.4x103 八m 31_24x 0.0164mm = 1.84mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取m = 2.0.mm，已可满足弯曲强度。但 n为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =50.05mm来计算应有的齿数。于是由1=幺=50.05 = 251 m2z1 = 25取七=25，则 =气=3.59x25=89.75，取 z2 = 90Z2 = 904,几何尺寸计算，计算分度圆直径d = Zm = 25 x 2 = 50mmd

14、= 50mm111d 2 = Z2 m = 90 x 2 = 180mmd = 180mm，计算中心距a = (d + d )/2 = 115mma = 115mm，计算齿轮宽度b = 0dd = 50mm1B = 55mm取 B = 55mm; B = 50mm。验算B = 50mm22T F = = 1576Nt d1/ = 31.52N / mm 2.321. 确定公式内的各计算1.试选载荷系数K = 1.6。2. 由表10-7选取齿宽系数4刁=1。3. 由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze= 189.8MPa 2。4. 由图10-21d按齿轮面硬度查得小，大齿轮的接触疲劳强度计算及说

15、明结果极限分别为：。i_ 1 = 600Mpa,c . 2 = 550Mpa。5. 由图10-19取接触疲劳寿命系数Khni=0.9,%2 =0.95。6. 计算接疲劳许用力。取失效概率为1%,安全系数S = 1,由式(10-12)得C h*以 iimi = 0.9 x 600MPa = 540MPaC = hn S iim2 = 0.95 x 550MPa = 522.5MPa7. 许用接触应力C = h! +h! = 540 + 522.25 MPa = 531.25MPa h222.计算1. 试算小齿轮分度圆直径dn，由计算公式得,c C1.3x1.34x105 3 + 1 ( 189.

16、8 )2d - 2呵1 X 3 4531.25J = 6血2. 计算圆周速度。V = 314dA = 34 x 61x 267.4 m / s = 0.856m / s 60X100060X10003. 计算齿宽b及模数m.t。b = O d = 1x 61mm = 61mmm =tr = mm = 2.55mm nt z 24d = 61mm1tv = 0.856m / sh = 2.25m 广 2.25 x 2.55mm = 5.74mm6；=里=10.66h 5.744.计算载荷系数K。已知使用系数k疽1 ,根据V = 0.856m/，7级精度，由图10 8查得动载系数K = 1.05

17、；由表103查得K = K =1 o故载荷系数HaFaK = KK Kh Kh = 1x 1.05 x 1.2 x 1.422 = 1.7915. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）得：Ktd = dK Q=61x也 mm = 68mm1.66.计算模数mnm = E =竺 mmn z 24=2.83mmb/h=10.66d = 68mm13, 按齿根弯曲强度设计由式（105）2 KT Y Y1 FaSO- 0dZ2 寸124x 0.01508mm = 2.2mm取 m =2.5nm =2.5n计算及说明结果对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿 根弯曲疲

18、劳强度计算的模数，取mn = 2.5.mm，已可满足弯曲强度。但 为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d - 68mm来计算应有的齿数。于是由1d 68 _ _ .z -= 25 - 27.24n取 zi - 28，则 z2 -叫=3 X 28=844, 几何尺寸计算 ，计算分度圆直径d Z m 28 x 2.5 - 70mmd2 - Z2m - 84 x 2.5 - 210mm ，计算中心距a = (d + d )/2 - 140mm ，计算齿轮宽度b 0dd 70mm取 B 75mm; B 70mm。5. 各个齿轮参数：z1 28Z2 84-70d 2 210a 1

19、40B 75mm1B 70mm2参数-一一 一齿轮齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数z25902884齿顶da5018070210齿宽b55507570齿全高h4.54.54.54.5模数mn222.52.5中心距a115140计算及说明结果六、轴的设计1, 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15 3,取A0 =105, 则有：第 I 根轴：d = A i =105 x Jmm = 16.84mm min0 3 气3 960第 II 根轴：d = A 土 = 105 x 3 S mm = 25.34mmmin03 七3 267.4第III根轴：d = A 3 = 105 x

20、3p-mm = 36mm min03 n3389.12, 轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(以第III根低速级 轴为例)联轴器的计算转矩：T = KJ1 = 1.3 x 387N.m = 503.1N.m 查标准GB5014-85，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称扭矩为 630N m。半联轴器的孔d= 40mm。故取d1 2 = 40mm，半联轴器与 轴配合的毂孔长度%= 60mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的端面上， 故12段的长度应比L = 60mm略短一些，现取L = 48mm。为了满 足半联轴器的定位要求，12轴段右端需制出一轴肩，故取1 2段直

21、径 d = 45mm。2-3初选滚动轴承。按工作要求，查标准：GB27689，选取中窄(3)系列深沟球滚子轴承6310。其尺寸为：d x D x B = 50mmx 110mmx 27mm，则为了使左端轴承定位压紧，则取L3 4 = 27 mm，而L7 8= 65mm。取安装齿轮的一段d6 7 = 40mm，齿轮右端与右轴承之间采用 套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧 齿轮，故取L6 7 = 40mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d，故取 h = 5mm。3, 轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d = 40mm由表61

22、查得平键截面bxh = 12mmx8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为44mm，配合为H ;同样，半联轴器与轴的连接，选 n6H 7用平键为1mmx9mmx 120mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承 k 6与轴的周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为 m6o4, 求轴上的载荷T = 389Nm;F = 2566.6N;F = 934.2Nm;F = 225.4Nm由力平衡有：F = 1728.4N; F = 838.2N;F a = 629.1N; F广 305.1N;受力如图：M = F x56.5ABrA=35.5NmM = F x56.5=B tA=97.7NmM =. M

23、2 +M 2B AB =B =10NmT = 389Nm选材为45号钢调质处理，所以查表有:bB=650N / mm2.。-1b=60 N / mm2；bKSuHc.-j1加血Uul1&11111 L11z1 帛后1111 J 际Uli111111111|11111 Ti bJ.11ln 11rr. I 冶=215 N / mm 2；a =0.28g-1bb+ 1b；:.M =JM 2 + (a T)2 ；VB B=127.4 N.mMC =a T=0.28 x 262.7=73.6 NmMB MC所以，危险截面为截面Bd = 3vb = 27.7mm ；.-1b而此处 d = 60mm 27

24、.7mm，总弯矩：M =.Mh + M2 = 2048152 + 3 309392N-m = 389190N-m扭矩：T = 38900N - m35, 按弯曲合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，以轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a= 0.6，轴的计算应力,，M2 + (以T)2(3891902 +(0.6x389000ca W 19445.4a = . a已知轴的材料为45钢，调质处理，由表15 1查得卜=60MPa， 1因此气/卜1，故安全。6, 校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面II和III处过盈配合 引起的应力集

25、中最严重；从受载的情况来看，截面B上的应力最大， 但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故不必校核。由第三章附 录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截计算及说明结果面II左右两侧即可。(2)截面IV左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1 X723=37324.8mm3抗扭截面系数 W =0.2d3=0.2X723=74649.6mm3T截面 II 左侧的弯矩 M 为：M=389190X 149.5 34 =300678.6N - mm149.5T=38900 N - mmM 300678.6。=8.06 MPab W 37324.8T38900 uciunT t = w

26、= 74649.6 = 5-21MPaT轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。B=640MPa。=275Mpa, =155 MPa-1-1因 r/d=3/60=0.033,D/d=72/60=1.2 按附表 3-2 经插值后查得 a=1.84, aT = 1.59；又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为q=0.84, qT=0.88。 故按式(附表3-4)可知：k = 1+q。(ao-1) =1+0.84X(1.84-1) =1.71；k =1+q (a -1) =1+0.88X(1.59-1) =1.52 TTT由附图3-2和3-3可知尺寸系数e。=0.65，扭转尺寸系数e 二0.84

27、。T轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为B。= B 广0.92轴未经表面强化处理，即B1,按式(3-12)和(3-12a)得综合系数为K= k/e + 1/B。-1=1.71/0.65+1/0.92-1=2.72Kt= kT/ e t + 1/B 1=1.52/0.84+1/0.92-1=1.90又由E3-1和E 3-2得碳钢的特性系数、二0.1-0.2,取、二0.1计算及说明结果W =0.05-0.1，取巾=0.05于是按式(15-6) - (15-8)计算安全系数得S =275=20.1。K。+甲。2.72 x 5.02 + 0.1 x 0t155S =i= =10T KTTa+KT

28、 m 1.90 X 159 + 0.05 X 15922S =S 爻 T= L20.1 X10 =8.95S=1.5Ca S2。+ S2 tJ20.12 + 102故可知其安全。(3) .截面W右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1 X723=37324.8mm3抗扭截面系数 W =0.2d3=0.2X723=74649.6mm3 T截面W右侧的弯矩 M 为：M=194869X 149 34 =300678.6N - mm149.5T=38900 N - mmM 83515 q函睥八。=3.04MPab W 27463T 513110 八睥T = W = 9.34 MPaT轴的材料为45钢，

29、调质处理。由表15-1查得。B=640MPa。=275Mpa, t =155 MPa -1-1因 r/d=3/65=0.046, D/d=65/55=1.18 按附表 3-2 经插值后查得 a,_一 .。二 1.84, a =1.59；又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为q=0.84, q二0.88。T。T故按式(附表3-4)可知：k = 1+q。(aQ-1) =1+0.84X(1.84-1) =1.71；计算及说明结果k =1+q (a -1) =1+0.88X(1.59-1) =1.52 TTT由附图3-2和3-3可知尺寸系数e。=0.65，扭转尺寸系数e 二0.84。T轴按磨削加工，由附

30、图3-4得表面质量系数为B。= B 广0.92轴未经表面强化处理，即B1,按式(3-12)和(3-12a) 得综合系数为K= k/e + 1/B。-1=1.71/0.65+1/0.92-1=4.27Kt= kT/ e t + 1/ B 1=1.52/0.84+1/0.92-1=3.44又由E3-1和E 3-2得碳钢的特性系数、二0.1-0.2,取、=0.1 W =0.05-0.1，取巾=0.05于是按式(15-6) - (15-8)计算安全系数得S =L=竺=16.56 K b +W b 4.27 x 3.89 + 0.1 x 0t155S =1=9.51T KTTa+KT m 3.44 x

31、934 + 0.05 x 93422S 二 % *= ,16.56 x 9.51=8.25S=1.5ca JS2。+ S2t寸16.562 + 9.512故可知其安全。七、润滑与密封 、润滑：齿轮米用浸油润滑。参考1P245。当齿轮圆周速度v 8mm，所以，取6 =10mm。8 = 10mm箱盖壁厚：81 = 0.025a2 + 3 8mm，所以，取8=10mm。8 = 10 mm箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度：b = b = 1.58 = 15mm; b = 2.58 = 25mmb = b = 15mm箱座、箱盖的肋厚：m = m = 0.858 = 8.5mmb = 25mm2地脚螺钉的直

32、径：df=0.036a+12,取M16；因a=160mm所以地脚螺钉 的数目为6个。轴承旁联接螺栓的直径：d1=0.75df=15mm,取 M12箱盖、箱座联接螺栓的直径：d2=0.5df=12,。mm取M14； L=160mm轴承盖外径：D = D + （55.5）d3 （其中，D为轴承外径，d3为轴承 盖螺钉的直径）。（见表9-9，表9-10）中心高：HNRa+40+20;取 180mm轴承盖螺钉的直径：d = 0.5d = 8mm,数目：4；窥视孔盖板螺钉的直径：d5 = 8mm，取M6。计算及说明结果df, d1, d 2至箱外壁的距离：C1f=26mm,C11=22mm,C12=16

33、mmd , d至凸缘边缘的距离C =24mm,C =20mm,C =14mm f 22f2122轴承旁凸台的半径：%=c2, h由结构确定。外箱壁到轴承座端面的距离：l=C+C2+10=53mm齿轮顶圆与内箱壁距离：A 1.26 = 9.6mm，取：1=44mm齿轮端面与内箱壁距离：A 6 = 18mm，取：A = 12mm。3、附件：包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、 油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。九、滚动轴承的选择和强度校核 、初选轴承：高速轴：6303, dXDXB=17X47X14中间轴：6306, dXDXB=30X72X 19低速轴：6310, dXDXB

34、=50X110X27轴承端盖外径：D = D + 5d 23高速轴：D2=D+5d3=47+5 X 8=87mm中间轴：D2=D+5d3=72+5X8=112mm低速轴：D2=D+5d3=110+5X8=150mm 、轴承使用寿命的计算(L=t=48000h,n=960r/min)高速轴轴承：选用 6303, Cr=10.5kN,Cor=6.55kN冒5 x 212=155.9N计算及说明结果150 X 583FtA= 150 + 54=428.7N径向当量动负荷:Pr-Fr-J15%92 + 428-72 -456.2N径向当量静负荷：P0r- Fr-J15592 + 42&72 -456.

35、2NL=也() 106(些)3 =142592所以由式 n 60n P 60x 114.65 4176故可满足预期寿命的要求。中间轴轴承：选用 6306, Cr-20.8kN,Cor-14.2kN64 x 1341FrA-138.5 + 64-423.8N一64一 x 3683FtA-138.5 + 64-1164Nj径向当量动负荷：Pr-Fr-%11642 + 423.82 -1238.8N径向当量静负荷：P0r- Fr11642 + 423-82 -1238.8NL -坐)8 -106(冬)3 -142592所以由式 n 60n P)60x 114.65 4176)故可满足预期寿命的要求。

36、低速轴轴承：选用 6310, Cr-47.5kN,Cor-35.6kNFrA-JFnh 12 + Fnv22 -30402 +16942 -3480NFtA-、Fnh2 + Fnv2 -13962 + 302 -1396N径向当量动负荷：Pr-fpFr-1.2X3480-4176N计算及说明结果径向当量静负荷：P0r- Fr-1396N所以由式L=坐 ) “106(些)3 =142592n 60n P 60 x 114.65 4176h48000h故可满足预期寿命的要求。十、键连接的选择和校核计算型号扭矩T(N m)直 径 d工作长度(l-L-b)K-0.5h2T x 103 b -p kld

37、 b p 高 速 轴5X5X1454.221314321.2MPa中 间 轴12X8X40175.642404.551.3MPa低 速 轴12X8X56517.206050657.3MPa12X8X4445444.558.5MPa-由于键采用静联接，冲击轻微，且其材料为钢，由表6-2可知g(100-120)妙。，所以上述各键皆为安全的。十一、零件图设计(一)、零件图的作用：作用：计算及说明结果1、反映设计者的意图，是设计、生产部门组织设计、生产的重要 技术文件。2、表达机器或部件运载零件的要求，是制造和检验零件的依据。（二）、零件图的内容及绘制：1、选择和布置视图：（1）、轴：采用主视图和剖视

38、图。主视图按轴线水平布置，再在键 槽处的剖面视图。（2）、齿轮：采用主视图和侧视图。主视图按轴线水平布置（全剖）， 反映基本形状；侧视图反映轮廓、辐板、键槽等。2、合理标注尺寸及偏差：（1）、轴：参考3P113，径向尺寸以轴线为基准标注，有配合处径 向尺寸应标尺寸偏差；轴向尺寸以轴孔配合端面及轴端面为基准，反 映加工要求，不允许出现封闭尺寸链。（2）、齿轮：参考3P116117：径向尺寸以轴线为基准，轴孔、齿 顶圆应标相应的尺寸偏差；轴向尺寸以端面为基准，键槽尺寸应相应 标出尺寸偏差。4、合理标注形状和位置公差：（1）、轴：取公差等级为6级，查3P115表8-2,及1P103表6-16, P1

39、04表6-18并参考3P119图8-5轴求得形位公差推荐标注项目有圆 柱度、圆跳动度、对称度。（2）、齿轮：取公差等级为8级。查3P117表8-4及1P103表6-16, P104表6-18并参考3P121图8-7求得形位公差。推荐标注项目有圆 柱度、圆跳动度、对称度。5、合理标注表面粗糙度：（1）、轴：查3P115表8-1轴加工表面粗糙度Ra荐用值。 、与传动件及联轴器等轮毂相配合的表面取1.6。 、与滚动轴承相配合的表面，轴承内径dW80mm取1.0. 、与传动件及联轴器相配合的轴肩端面取3.2。 、平键键槽工作面取3.2，非工作面取6.3。 、与滚动轴承相配合的轴肩端面，dW80mm的取

40、2.0.（2）、齿轮：查3P117表8-3齿轮表面粗糙度Ra荐用值。、齿轮工作面、齿顶圆、与轴肩配合的端面取3.2。 、轴孔取1.6 、平键键槽取3.2 （工作面）；12.5 （非工作面）6 .技术要求：（1）、轴：调质处理217255HBS（2）、齿轮：正火处理162217HBS7、标题栏：参考2P8图1-9。十二、完成装配图：（1）、标注尺寸：参考3，标注尺寸反映其的特性、配合、外形、 安装尺寸。（2）、零件编号（序号）：由重要零件，按顺时针方向依次编号，并 对齐。（3）、技术要求：参考3P107110（4）、审图（5）、加深十四、设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞 大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次 的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计 出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。