机械设计课程设计二级圆柱斜齿轮减速器说明书.doc

题目名称： 机械设计课程设计
姓 名：

目 录

一、 机械设计课程设计任务书

1.1 机械设计课程设计的目的………………………………………………………………… 3
1.2 机械设计课程设计的题目………………………………………………………………… 3
1.3 机械设计课程设计的内容及要求………………………………………………………… 4
1.4 机械设计课程设计的时间安排…………………………………………………………… 4

二、 设计步骤
2.1传动装置总体设计方案…………………………………………………………………… 4
2.2 电动机的选择……………………………………………………………………………… 5
2.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比………………………………………………… 6
2.4 计算传动装置的运动和动力参数………………………………………………………… 6
2.5齿轮的设计………………………………………………………………………………… 7
2.6传动轴的设计及校核……………………………………………………………………… 14
2.7滚动轴承的设计及校核…………………………………………………………………… 23
2.8键联接设计………………………………………………………………………………… 25
2.9箱体结构的设计…………………………………………………………………………… 26
2.10润滑密封设计……………………………………………………………………………… 28
2.11联轴器设计………………………………………………………………………………… 28

三．设计小结………………………………………………………………………………………… 29

四．参考资料………………………………………………………………………………………… 29

一、机械课程设计任务书

1.1 机械设计课程设计的目的
机械设计课程设计是一次全面设计训练，是重要的综合性、实践性教育环节。其目的是：
1. 综合运用机械设计和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题。
2. 掌握机械设计的一般方法和步骤，培养学生具备简单机械和零部件的设计能力、培养学生正确设计思想、分析问题和解决工程实际问题的能力。
3. 提高学生设计计算、绘图能力和运用技术标准，规范，图表、手册及相关资料的能力。

1.2 机械设计课程设计的题目
设计一用于用于胶带传输机卷筒（图1-2）的传动装置。

图 1-1 胶带输送机工作装置

原始条件：胶带传输机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修3年。该厂动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产。输送带速度允许误差为±5%。
原始数据： 送带工作拉力 N；
输送带速度 m/s；
卷筒直径 mm。

1.3 机械设计课程设计内容及要求
机械设计课程设计内容包括：传动装置的总体设计；传动件（齿轮、轴等）的设计计算和标准件（轴承、链、联轴器等）的选择及校核；装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。
在机械设计课程设计中应完成的任务：工作分成两部分，一部分是方案分析和设计计算,另一部分是绘制图纸。
1. 减速器装配工作图1张（A0或A1）；
2. 零件工作图2张（齿轮、轴各1张，A2）；
3. 设计计算说明书一份（A4）
图纸先手工绘制草图，再用AutoCAD软件绘制计算机图纸。设计计算说明书按规范用计算机打印。
1.4 机械设计课程设计的时间安排
机械设计课程设计的时间为3周。具体安排如下：
1．传动装置总体设计（2天）
2. 装配草图设计（4天、包含上机）
3. 零件工作图设计(4天、包含上机)
4. 编写设计计算说明书（3天、包含图纸和说明书打印） 　
5. 答辩（2天）
以上天数不包含双休日。

二、设计步骤

2.1 传动装置总体设计方案
根据工作工作条件、制造的经济性，选择齿轮减速器作为传动装置。同时考虑原动机转速较高，而工作要求转速又较低，因此传动比较大，故采用二级展开式圆柱齿轮减速器（图2-1）。此类减速器齿轮相对轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

图 2-1 传动装置简图

2.2 选择电动机
（1） 选择电动机类型
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鼠笼型三相异步电动机。
（2） 确定电动机功率
工作装置所需功率按式（2-2）计算
KW
式中，=2500 N, =1.6 m/s, 工作装置的效率考虑胶带卷筒及其轴承的效率取=1（不考虑这里的误差）。代入上式得：
KW
电动机的输出功率按式（2-1）计算：
KW
式中，为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。
由式（2-4），；由表2-4，取滚动轴承效率，8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率，滑块联轴器效率，则

故 KW
因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，按表8-169中Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为5.5KW。
（3） 确定电动机转速
卷筒轴作为工作轴，其转速为：
r/min
按表2-1推荐的各传动机构传动比范围：单级圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围为，可见电动机转速的可选范围为： r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种，为减少电动机的重量和价格，由表8-169选常用的同步转速为1440r/min的Y系列电动机Y132S-4,其满载转速r/min。电动机的中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可由表8-170、表8-172中查得，这里略。

2.3 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比
（4） 传动装置总传动比

(2) 分配传动装置各级传动比
由[1]式2-5得，取高速级与低速级的传动比之比为1.3：1。 所以有
故得：； 。
2.4 计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速由[1]式2-6得：
Ⅰ轴： r/min
Ⅱ轴： r/min
Ⅲ轴： r/min
（2）各轴输入功率由[1]式2-7得：
Ⅰ轴： kw
Ⅱ轴： kw
Ⅲ轴： kw
工作轴： kw
（3）各轴输入转矩由[1]式2-8得：
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
Ⅲ轴：
工作轴：
电动机输出转矩：
根据以上计算得有关参数如下表1.
表2 减速器各轴有关参数

轴名
参数
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
工作轴
转速
1440
1440
14.27
67.89
67.89
功率
4.185
4.164
4.143
4.081
4.02
转矩
27.75
27.59
142.7
568.3
559.86
传动比
1
5.25
4.04
1
效率
0.995
0.985
0.985
0.99

2.5 齿轮的设计计算
齿轮实用期限为10年（每年工作300天），两班制。
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1、选齿轮材料，热处理及精度等级及齿数
1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，选用渐开线斜齿轮
2）根据表2有关数据，按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
3）材料选择。根据[2]表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45号钢（正火），齿面硬度为200HBS
4）取小齿轮齿数，故大齿轮齿数，取。
5）选取螺旋角。初选螺旋角
2、按齿面接触强度设计
由[2]设计计算公式10-9a进行计算，即

（1） 确定公式内的各个计算数值
1) 试选载荷系数。
2) 计算小齿轮传递的转矩。由表2可知：
3) 由表10-7选取尺宽系数=1。
4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数。
5) 由图10-30选取区域系数
6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 。
7) 由图10-26查得；；则：
8）由式10-13计算应力循环次数。

9）由图10-19取接触疲劳寿命系数;。
10）计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，由式10-12得

(2) 计算
1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。
2）计算圆周速度。

3）计算齿宽b及模数。

4）计算纵向重合度

5）计算载荷系数K
使用系数=1,根据,7级精度, 由[1]图10-8得：动载系数K=1.05,由[2]表10-4得K=1.404 查[2]表10-13得: K=1.26
查[2]表10-3 得: K==1.1.
故载荷系数:

6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得：
d=d=37.189×=37.356
7）计算模数

（3） 按齿根弯曲强度设计
由[2]式10-17

1）确定计算参数
①计算载荷参数。

②根据纵向重合度，从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数
③ 计算当量齿数。

④ 查取齿形系数。
由[2]表10-5查得：

⑤ 计算大小齿轮的,并加以比较。
由图10-20c得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限，，由图10-18得，取,;
取安全系数S=1.4.，计算弯曲疲劳许用应力。

大齿轮的数值大。
2）设计计算
对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.0mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=37.189来计算应有的齿数.于是由:

取，则，取。
（4）几何尺寸计算
1）计算中心距。
a===122.643，将中心距圆整为123mm 。
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
=
因值改变不多，故参数,,等不必修正。
3）计算大、小齿轮的分度圆直径

4）计算齿轮宽度。

圆整后取；。
5）结构设计。
小齿轮采用齿轮轴式结构，大齿轮采用孔板式结构。

（二）低速级齿轮传动的设计计算
1、选齿轮材料，热处理及精度等级及齿数
1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，选用渐开线斜齿轮
2）根据表2有关数据，按GB/T10095－1998，选择6级，齿根喷丸强化。
3）材料选择。根据[2]表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45号钢（正火），齿面硬度为200HBS
4）取小齿轮齿数，故大齿轮齿数，取。
5）选取螺旋角。初选螺旋角
2、按齿面接触强度设计
由[2]设计计算公式10-9a进行计算，即

（2） 确定公式内的各个计算数值
8) 试选载荷系数。
9) 计算小齿轮传递的转矩。由表2可知：
10) 由表10-7选取尺宽系数=1。
11) 由表10-6查得材料的弹性影响系数。
12) 由图10-30选取区域系数
13) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ； 大齿轮的接触疲劳强度极限 。
14) 由图10-26差得；；则：
8）由式10-13计算应力循环次数。

9）由图10-19取接触疲劳寿命系数;。
10）计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，由式10-12得

(2) 计算
1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。
2）计算圆周速度。

3）计算齿宽b及模数。

4）计算纵向重合度

5）计算载荷系数K
使用系数=1,根据,7级精度, 由《机械设计》图10-8得：动载系数K=1.05,由[2]表10-4得K=1.40 查[2]表10-13得: K=1.34
查[2]表10-3 得: K==1.1.
故载荷系数:

6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得：
d=d=64.927×=64.642
7）计算模数

（3） 按齿根弯曲强度设计
由[2]式10-17

1）确定计算参数
①计算载荷参数。

②根据纵向重合度，从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数
③ 计算当量齿数。

④ 查取齿形系数。
由[2]表10-5查得：

⑤ 计算大小齿轮的,并加以比较。
由图10-20c得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限，，由图10-18得，取,;
取安全系数S=1.4.，计算弯曲疲劳许用应力。

大齿轮的数值大。
2）设计计算
对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=64.927来计算应有的齿数.于是由:

取，则，取106。
（4）几何尺寸计算
1）计算中心距。
a===170.05，将中心距圆整为171mm 。
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
=
因值改变不多，故参数,,等不必修正。
3）计算大、小齿轮的分度圆直径

4）计算齿轮宽度。

圆整后取；。
5）结构设计。
小齿轮采用齿轮轴式结构，大齿轮采用孔板式结构。
有关数据如表2：

表2 齿轮的有关数据
参数
名称
高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
齿数
19
100
26
106
尺宽（mm）
50
45
70
65
分度圆直径
39.277
206.723
67.364
274.636
齿顶圆直径
43.207
210.653
72.220
279.492
齿根圆直径
34.561
202.007
61.537
268.809
模数（mm）
2.0
2.5
螺旋角（）
14.652
15.223

2.6 轴的设计及校核
1）低速轴的设计
（1） 求输出轴上的功率，转速和转矩
，，N·mm
（2） 求作用在齿轮上的力

（3） 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，于是得

联轴器的计算转矩，取
N·m
选用TL9型的弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1000N·m，半联轴器的孔径为50mm，半联轴器长度为112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。
（4）轴的结构设计

1）拟定轴的装配方案（如上图所示）
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①根据联轴器的直径要求，取，为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端制作出一轴肩，故取2-3段的直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比毂孔长度略短一些，先取。
②初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0组游隙组、标准精度级的单列角接触球轴承7212，其尺寸为d×D×T=60×110×22mm，故。
③取安装齿轮处的轴段6-7的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为78mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。取。齿轮的右端采用轴肩定位，故取，。
④根据轴承端盖的宽度取。
⑤根据右端轴承的轴向定位，取。
⑥对照与中间轴的齿轮啮合位置，取。
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，按由表6-1查得平键为20×12×56mm，同时为了保证在工作条件下键的强度，经过计算得，应取双键，对称布置，为使齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为16×10×56mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6.

2）中间轴的设计
（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，于是得

（2）轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

②② 据最小许用直径以及轴承的规格，取，故，。
②初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承。由轴承产品目录中初步选取0组游隙组、标准精度级的单列角接触球轴承7208，其尺寸为d×D×T=40×80×18mm，，。
③轴承的宽度为40mm，故可知齿轮宽度，，在2-3段，齿轮的轮毂长度为70mm，取。在4-5段，齿轮的轮毂长度为56mm，取。
3）轴上零件的周向定位
轴上零件的周向定位采用平键连接，由表6-1查得该轴上的平键2-3为14×9×50mm，平键4-5为14×9×36mm，和与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。
4） 确定轴上圆角和倒角尺寸
倒角为2mm，倒圆半径均为5mm。
3)高速轴的设计
（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，于是得

联轴器的计算转矩，取
N·m
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，但同时需要满足另一半联轴器需连接与电动机一端，故另一端孔径为20mm，所以选用TL4，其许用半联轴器孔径为20mm，故取，半联轴器长度为42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。
（2）轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①根据联轴器的直径要求，取，为了满足半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段左端制作出一轴段，故取2-3段的直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度为36mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比毂孔长度略短一些，先取。
②初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0组游隙组、标准精度级的单列角接触球轴承7206，其尺寸为d×D×T=30×62×16mm，故，，取。
③选用齿轮轴，故齿轮处直径。
④根据齿轮安装位子及尺寸，取，。
3）轴上零件的周向定位
联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按由表6-1查得平键为6×6×24mm，为使齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。
4） 确定轴上圆角和倒角尺寸
1处、7处倒角为2mm。

4） 高速轴承的校核
（1）做轴的计算简图（力学模型）
首先求出轴上受力零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂直分力，如图5-1a所示。然后求出各支承处的水平反力垂直反力。
（2）做出弯矩图
根据上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩图`和垂直面上的弯矩图；然后按下式计算总弯矩并做出图。由表2可得：
工作轴转矩。
由表3得 ,斜齿轮分度圆直径。
根据得

又根据[2]page198（式10-14）得：

求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7206C型的角接触球轴承,a=14.2mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

从动轴的载荷分析图:

按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
==
前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[]=60MP
〈 [] 此轴合理安全

7. 精确校核轴的疲劳强度.
⑴. 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
⑵. 截面Ⅶ左侧。
抗弯系数 W=0.1=0.1=3593.7
抗扭系数 =0.2=0.2=7187.4
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
截面Ⅳ上的扭矩为 =27590
截面上的弯曲应力

截面上的扭转应力
==
轴的材料为45钢。调质处理。
由课本表15-1查得：

因
经插入后得
2.0 =1.31
轴性系数为
=0.85
K=1+=1.82
K=1+（-1）=1.26
所以

综合系数为： K=2.8
K=1.62
碳钢的特性系数 取0.1
取0.05
安全系数
S=10.34
S48.34
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
抗弯系数 W=0.1=0.1=4106.36

抗扭系数 =0.2=0.2=8212.73

截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=34097.3

截面Ⅳ上的扭矩为 =27590
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
==K=
K=
所以
综合系数为：
K=2.8 K=1.62
碳钢的特性系数
取0.1 取0.05
安全系数
S=11.83
S55.25
≥S=1.5 所以它是安全的

2.7 轴承的选择及校核
1. 轴承的选择
由于轴上安装的零件有斜齿轮，对轴有轴向的作用力，因此采用角接触球承支撑轴，再根据最小轴段的轴径查标准（GB/T297-1944）选取相应的轴承型号，见表3。

表3 各轴的轴承的选择
轴名
轴1
轴2
轴3
轴承型号
7206C
7208C
7212C
d(mm)
30
40
60
D(mm)
62
80
110
B(mm)
16
18
22

2．高速轴轴承的校核
查标准GB/T297-1994可知角接触球轴承7206A的基本额定动载荷 kN，基本额定静载荷 kN,轴向动载荷系数。

() sdx ()

124 51

(a)

(b) (c)
图7-1 轴系3部件的受力情况
(1) 计算轴承受到的径向载荷和
将轴系3部件受到的空间力系分解为铅垂面（图7-1b）和水平面（图7-1c）两个平面力系。
其中，图7-1c中的为通过另加转矩而平移到指向轴。
图7-1中各力的值已在轴的弯扭合成强度校核中求出，具体如下
N N N
N N
N N
则
N
N
(3) 计算轴承当量动载荷和

所以 e = 0.55 Y = 1.02

因为
查[2]表13-6取载荷系数。
根据当量动载荷计算公式

计算轴承的当量动载荷：
N
因为

根据当量动载荷计算公式

因此，取
(4) 验算轴承寿命
轴承预期寿命
h
轴承的基本额定寿命
h
故所选轴承满足寿命要求。

2.8 键的设计及校核
（1）中间轴上键的设计：
该处轴的直径，查[1]表8-61得：
键宽；键高；取键长为50,取键长为36

（2）低速轴上键的设计：
装齿轮处轴的直径，查[1]表8-61得：
键宽；键高；取键长为56.
与联轴器处轴的直径，查[1]表8-61得：
键宽；键高；取键长为56.

。
(4) 高速轴上键的设计及校核：
该处轴的直径，查[1]表8-61得：
键宽；键高；取键长为24
所以可得：
工作长度：
键与轴的接触长度：
又由上述表2得，
故根据[2]page106校核公式： 得：

故该键符合要求。
2.9 箱体结构的设计
减速器的箱体选用灰铸铁HT200铸造制成，为了有利于多级齿轮传动的等油面浸油润滑箱体采用剖分式结构。
1、考虑箱体要有足够的刚度
在箱体上加加强肋，增强了轴承座刚度。有关数据见表5（下同）。
2、考虑到箱体内零件的润滑，采用密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3，采用密封油胶或水玻璃进行箱体的密封。
3、箱体结构有良好的工艺性.
箱体壁厚取10mm，箱盖壁厚取9.5mm，外圆角半径为R=5mm。箱体外型简单，拔模方便。

4、箱体附件的设计
（1）视孔盖和检查孔
为了检查传动件啮合情况、润滑状态以及向箱体内注油，在箱体盖上部便于观察传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。盖板材料选用铸铁。盖板用铸铁制成，并用M6的螺钉紧固，有关数据见表5.
（2）排油孔螺塞
为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部油池最低处设有排油孔，平时排油孔用螺塞及封油垫封住。排油孔螺塞材料选用Q235，封油垫材料选用石棉橡胶纸。排油孔螺塞的直径根据[1]可知，取箱座壁厚的2-3倍，故取d=20mm。
（3）油标
油标用来指示箱内油面的高度，在此选用杆式油标（游标尺）。杆式油标上有按最高和最低油面的确定的刻度线，观察时拔出杆式油标，由其上的油痕判断油面高度是否适当。油标应安置在油面稳定及便于观察处。
（4）通气器
为沟通箱体内外的气流使箱体内的气体的气压不会因减速器运转时的温升而增大、从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。通气器结构应具防止灰尘进入箱体以及足够的通气能力。在此，选择钢制通气器，并焊接在钢制检查孔盖板上。
（5）起盖螺钉
箱盖、箱座装配时在剖分面上所涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装于其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。
起盖螺钉的直径一般与箱体凸缘联接螺栓直径相同，其螺纹长度大于箱体凸缘的厚度，材料为35号钢并通过热处理使硬度达HRC28-38.
(6) 定位销
为确定箱座与箱盖的相互位置。保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销，并尽量设置在不对称位置。取销的直径（小端直径），为箱座、箱盖凸缘联接螺栓的直接。
故其直径；取
其长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利于装卸。
（7）起吊装置
吊环装置装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖箱座。在此直接在箱盖上铸出吊耳环提吊箱体，以便减少机工加工量。
（8）轴承盖
选用螺钉联接式的轴承盖结构形式。材料为Q235，当轴承采用输油沟飞溅润滑时为使油沟中的油能顺利进入轴承室，需在轴承盖端部车出一段小直径和铣出径向对称缺口。
以上有关数据见下表

表5 减速器箱体及附件主要结构尺寸关系
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

10
箱盖壁厚

9.5
箱盖凸缘厚度

14.25
箱座凸缘厚度

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

16
地脚螺钉数目

查《机械设计课程设计》表4-6
6
轴承旁联接螺栓直径

12
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
12
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
8
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
8
定位销直径

=（0.7~0.8）
8
至外机壁距离

查《械课程设计指导书》表4
30 20 18
至凸缘边缘距离

查《械课程设计指导书》表4
26 16
外机壁至轴承座端面距离

=++（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
20
齿轮端面与内机壁距离

>
15
机盖，机座肋厚

8 8.5
轴承端盖外径

+（5~5.5）
75 75 80
大齿轮顶圆与内机壁距离

75 75 80

2.10 润滑及密封设计
经上述计算可知，低速轴上齿轮转速大于2m/s，故选用浸油润滑，由[1]查得，箱体内油深保持在30～50之间，当减速器工作时，浸油齿轮圆周转动飞溅形成油雾，在箱体壁上聚集，通过导油槽导入轴承，齿轮等工作元件，起到润滑的目的。由[1]表8-152查得，选用SH/T0017-1990润滑油。
在轴承端盖与轴结合处采用毡圈式密封，利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，获得防止润滑油漏出和外界杂质灰质等侵入 轴承室的密封效果。箱盖、箱座之间采用涂密胶（水玻璃）密封。检查孔盖板、排油螺塞、油标、与箱体的接合面间采用纸封油垫加以密封。

2.11 联轴器的选择
（1）类型选择
为了隔离或减小振动和冲击，选用弹性柱销联轴器
（2）确定联轴器轴孔直径
1）输入轴上联轴器的选择
由上述可得，选择电机转速为1500r/s，型号为Y132S-4，查[1] 表8-171得，最小直径d=30mm，故为满足联接，放大联轴器轴孔直径，取，根据轴的直径及轴的转矩T=27.75 选用型号为HL4的联轴器。
2）输出轴上联轴器的选择
根据计算得输出轴的转矩T=559.86，查[1] 表8-171，选用型号为HL9联轴器，又因输出轴直径为50，故取联轴器的轴孔直径为50，满足国标规定。

三、设计小结

短短几周的机械设计课程设计，不仅知道设计一个减速箱的步骤、过程，清楚减速器有哪些组成部分，而且看到了自己的许多不足，有时考虑的不周到，导致装配出现问题，必须重新设计计算；
又因为缺乏实际操作，对一些经验设计很陌生，不知道如何下手。
在设计过程中，还会遇到以下问题：
1）对设计计算公式陌生，不知道用哪个计算公式计算；
2) 不清楚哪些尺寸需要标注公差、粗糙度的选择、配合公差的选择等；
3）材料的选择，零件的工艺等。
因为缺乏实践的缘故，在此次设计过程中，对老师的依赖还是比较大的。
但是在整个过程中，加强了自学、自主能力。并且很好的将以前学的知识串联起来了，将课堂上学的抽象的理论用在实践当中，认识到即使一个看起来简单的小小的减速器设计起来并不容易，特别是在要求设计精准，工作性能好的前提下。
在这次设计过程中，我还看到，要成为一名优秀的设计工程师，不仅要有强硬的理论知识，丰富的实际操作经验，而且还必须有严谨的思维。

四、参考文献

[1] 陈秀宁， 施高义. 机械设计课程设计（第二版）. 杭州： 浙江大学出版社， 1995
[2] 濮良贵， 纪名刚. 机械设计（第八版）. 北京高等教育出版社， 2006
[3] 大连理工大学工程画教研室. 机械制图（第五版）. 北京： 高等教育出版社2003
[4] 杨沿平. 机械精度设计与检测技术基础. 北京： 机械工业出版社， 2004
[5] 成大先. 机械设计手册. 北京： 化学工业出版社， 2004