二级减速器课程设计垂直斗式提升机传动装置设计.docx

目 录

一、机械设计课程设计任务书……………………………………2
（一）总体布置简图……………………………………………………3
（二）设计要求…………………………………………………………3
（三）原始技术数据……………………………………………………3
二、机械装置的总体方案设计……………………………………4
（一）电动机选择………………………………………………………4
（二）分配传动比………………………………………………………5
（三）运动和动力参数计算……………………………………………5
三、主要零部件的设计计算………………………………………7
（一）带传动的设计计算………………………………………………7
（二）齿轮传动设计计算………………………………………………9
（三）轴的设计计算……………………………………………………17
（四）滚动轴承的选择及计算…………………………………………31
（五）键连接的选择及校核计算………………………………………32
（六）联轴器的选择……………………………………………………34
四、减速器箱体及附件的设计选择
（一）减速器附件的选择………………………………………………37
（二）润滑与密封………………………………………………………38
五、参考文献…………………………………………………………39

一、机械设计课程设计任务书
一、设计任务书

垂直斗式提升机传动装置设计
1、设计条件：
（1） 机器功用 由料斗把散状物料提升到一定高度；散状物料，包括谷物、煤炭、水泥、沙石等；
（2） 工作情况 单向工作，轻度振动；
（3） 运动要求 滚筒转速误差不超过7%；
（4） 使用寿命 8年，每年300天，每天工作16小时；
（5） 检修周期 半年小修，两年大修；
（6） 生产厂型 中型机械制作厂；
（7） 生产批量 中批生产
2、设计参数：
题号
C10
滚筒圆周力F/kN
8
滚筒圆周速度速度v/(m/s)
1.1
滚筒的直径D/（mm）
400

二、传动方案的拟定及说明
二级同轴式圆柱齿轮减速器
简图：

优点:结构紧凑,节省空间,两级大齿轮直径接近,有利于浸油润滑,传动可靠，维护方便。
缺点: 结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难,制造成本较高。

二、机械装置的总体方案设计
设计项目及说明
结果
（一）电动机选择
（1）电动机输出功率的计算
已知工作机上的作用力F（N）和线速度v（m/s），
根据公式：
得：
式中

式中 是传动系统中每一个传动副（带、链、齿轮、蜗杆）、轴承、联轴器等的效率，其值可查表9-1。
V带传动=0.96
齿轮传动=0.97
轴承传动=0.98
卷筒=0.96
联轴器=0.99
所以

（2）确定电动机型号
滚筒转速

圆柱齿轮传动比约为3至5
带传动约为2
电动机转速约为950r/min至2500r/min
电动机所需额定功率P和电动即输出功率之间有以下关系：

式中K为功率储备系数，一般取K=1.1-1.5，无过载时K取1。建筑卷扬机的提升机构可以取K=0.8至1。如果电动机的额定功率P过大时，功率因数降低，从而驱动效率也随之下降，因此电动机的功率不宜选取过大。
根据的值及之前确定的转速系列，查表16-2确定电动机的具体型号。

方 案
电动机型号
额定功率/Kw
同步转速(r/min)
满载转速(r/min)
1
Y160L-4
15
1500
1460
（二）分配传动比
（1）总传动比

（2）分配传动装置各级传动比
取V带传动的传动比，则减速器的传动比i为

由于减速箱是同轴式布置，所以

则
速度偏差为1.8%<5%，所以可行
（三）运动和动力参数计算
电动机轴

高速轴

中间轴

低速轴

卷筒轴

Pw=11.11kW

=52.54r/min

K=1

选定电动机型号为Y160L-4
P=15KW
n=1500r/min
=1460r/min

各轴转速、输入功率、输入转矩

轴名

输出功率P（kw）
转矩T（N·m）
转速
（r/min）
传动比
i
电动机轴

11.11
72.67
1460

2

高速轴

10.45
136.71
730

3.73

中间轴

9.93
484.55
195.71

3.73

低速轴

9.44
1718.16
52.47
1
卷筒轴
9.35
1701.78
52.47

三、主要零部件的设计计算
设计项目及说明
结果
（一）带传动的设计计算
1、确定计算功率
工作情况系数，由《机械设计》表4-6查得工作情况系数KA=1.3，故
2、选择V带的带型
根据，n1由《机械设计》图4.6选用B型。
3、确定带轮的基准直径、，并验算带速v
（1）初选小带轮的基准直径。由《机械设计》表4.7，
大带轮基准直径。
（2）验算带速v

因为，故带速合适。
4、确定V带的中心距a和基准长度Ld
（1）初定中心距
（2）根据《机械设计》式4-21初步计算带所需的基准长度

由《机械设计》表4.3选带的基准长度为Ld=1600mm.
（3）按《机械设计》式4-22计算实际中心距

5、验算小带轮上的包角
由《机械设计》式4-23得

6、计算V带的根数
（1）计算单根V带的额定功率
由和，查《机械设计》表4.4，得
传递功率增量 查表4.5
包角系数 查表4.8
长度系数 查表4.3
根据，和B型带，查《机械设计》式4-24
于是，
7，单根V带的初拉力的最小值
由《机械设计》表8-3查得B型带的单位质量为0.18kg/m，所以

每米带质量q 查表4.2

8、计算压轴力
由式4-26

（二）齿轮传动设计计算
由于低速级受力比高速级大，所以仅对低速级进行强度校核，即可满足高速级的传动强度的要求。

低速级选用一对直齿齿轮
1、选 齿轮材料及确定许用应力
由表6.2选择
小齿轮材料为40Cr（调质）
大齿轮材料为45钢（正火）
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
许用接触应力[] 由式6-6，[]=
接触疲劳极限 查图6-4
接触强度寿命系数 应力循环次数N 由式6-7
N1＝60n1jLh＝60×195.71×1×（16×300×10）

查图6-5得、

接触强度最小安全系数
则[]=700x1.1/1
[]=550x1.13/1

许用弯曲应力[] 由式6-12 ，[]=
弯曲疲劳极限 查图6-7 ，
弯曲强度寿命系数 查图6-8
弯曲强度尺寸系数 查图6-9
弯曲强度最小安全系数
则
[]=
[]=

2、齿面接触疲劳强度设计计算
确定齿轮传动精度等级，按
圆周速度去1m/s 参考表6.7、6.8选取
小轮分度圆直径，由式6-5

齿宽系数 查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称分布
小轮齿数 在推荐值20至40中选
大轮齿数
齿数比u u=/=112/30
传动比误差
小轮转矩
载荷系数K
使用系数 查表6.3
动载系数 由推荐值1.05至1.4
齿间载荷分配系数 由推荐值1.0至1.2
赤向载荷分配系数 由推荐值1.0至1.2
载荷系数K =
材料弹性系数 查表6.4
节点区域系数 查图6-3（）
重合度系数 由推荐值0.85至0.92
故

齿轮模数m 按表6.6圆整
小轮分度圆直径
圆周速度v
v==
标准中心距a
齿宽b 圆整81mm
大齿轮宽
小齿轮宽

3、按齿根弯曲疲劳强度校核计算
由式6-10
齿形系数 查表6.5 小轮
大轮
应力修正系数 查表6.5 小轮
大轮
重合度

重合度系数
故

4、齿轮其他主要尺寸计算
大轮分度圆直径
根圆直径

顶圆直径

结构设计
因大齿轮齿顶圆直径大于200mm，而又小于500mm，故选用腹板式结构。
小齿轮齿顶圆直径小于200mm，故选用实心式结构

KA=1.3
=14.44KW

Ld=1600mm.

整数7根

=
260HBS
=
210HBS

N1=
N2=

=1
[]
=770
[]
=621.5

公差组8级

u=3.73

合适

K=1.45

m=4mm

V=1.23m/s

a=284mm

齿根弯曲强度满足

高速级选用一对斜齿齿轮
1、选择齿轮材料，确定许用应力
由表6.2选择 小齿轮40Cr调质
大齿轮45正火
由低速级的一对直齿圆柱齿轮的数据知：
，
标准中心距
为满足减速器的同轴性，必须有：
高速级标准中心距
，
许用接触应力 由式6-6，
接触疲劳极限 查图6-4
接触强度寿命系数 应力循环次数N 由式6-7

查图6-5得、

接触强度最小安全系数
则

许用弯曲应力由式6-12，
弯曲疲劳极限 查图6-7
弯曲强度寿命系数 查图6-8
弯曲强度尺寸系数 查图6-9（设模数小于5mm）
弯曲强度最小安全系数
则

2、齿面接触疲劳强度设计计算
确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度参考表6.7、表6.7选取
小轮分度圆直径由式6-15得

齿宽系数 查表6.9 按齿轮相对轴承为非对称布置
小轮齿数 在推荐值20~40中选 取
大轮齿数
齿数比u
传动比误差
小轮转距
载荷系数K
—使用系数 查表6.3
—动载系数 由推荐值1.05~1.4
—齿间载荷分配系数 由推荐值1.0~1.2
—齿向载荷分布系数 由推荐值1.0~1.2
载荷系数K
材料弹性系数 查表6.4
节点区域系数 查图6-3()
重合度系数 由推荐值0.75~0.88
螺旋角系数 由
故
满足要求
齿轮法面模数
分度圆螺旋角

圆周速度
齿宽 圆整
大轮齿宽
小轮齿宽
3、齿根弯曲疲劳强度校核计算
由式6-16
当量齿数

齿形系数 查表6.5 小轮
大轮
应力修正系数 查表6.5 小轮
大轮
不变位时，端面啮合角
端面模数
重合度

重合度系数
螺旋角系数由推荐值0.85~0.92
故

4、齿轮其他主要尺寸计算
大轮分度圆直径
根圆直径

顶圆直径

结构设计
因大齿轮齿顶圆直径大于200mm，而又小于500mm，故选用腹板式结构。
小齿轮齿顶圆直径小于200mm，故选用实心式结构

齿轮
分度圆直径
圆直径
齿根圆直径
模数
齿数
高速级
120
128
110
4
29
中间1
448
456
438
4
108
中间2
120
128
110
4
30
低速级
448
456
438
4
112

（三）轴的设计计算
Ⅱ轴（中间轴）：
已知：输入轴传递功率=9.55kW，转速=730r/min，，小齿轮齿宽=86mm，齿数=29，模数m=4mm，压力角=，大齿轮齿宽=51mm，齿数=108，模数m=4mm，压力角=，载荷较平稳

1、计算作用在齿轮上的力
大齿轮分度圆直径
小齿轮分度圆直径
圆周力

径向力

轴向力

2、初步估计轴的直径
选择45号钢作为轴的材料，调质处理
由式8-2
计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响
查表8.6 取
则
3、轴的结构设计
I 确定轴的结构方案

右轴承和大齿轮从轴的右端装入，齿轮左侧端面靠轴肩定位，齿轮和右轴承之间靠定位套筒使右轴承左端面得以定位。左轴承和小齿轮从轴的左端装入，齿轮右侧端面靠轴肩定位，齿轮和左轴承之间靠定位套筒使左轴承右端面得以定位。左右轴承均采用轴承端盖，得到轴向固定，齿轮处采用普通B型平键得以周向固定。由于与高速轴相配，大齿轮同样采用斜齿轮，采用角接触球轴承，轴线速度不大，采用脂润滑方式，采用挡油环。
II 确定轴的各段直径和长度
①段 为方便轴承的拆装，且符合标准轴承内径。查GB/T292-1994,暂选滚动轴承型号7009C，d1 =45mm，其宽度B =16mm。轴承润滑方式选择：，选择脂润滑。齿轮与箱体内壁线间隙取20 mm，考虑脂润滑，取轴承距箱体内壁距离
则
②段 安装高速级齿轮，为方便齿轮的拆装，，取d2 = 50 mm，齿轮齿宽b2=47 mm，缩进1~2 mm，则
③段 轴肩，为使齿轮安全定位，取d3 =60 mm，取两齿轮轴向间隙100 mm，即该段轴的长度。
④段 安装低速级齿轮，取，齿宽，缩进1~2 mm ,取。
⑤段 为方便轴承的拆装，且符合标准轴承内径。查GB/T292-1994,暂选滚动轴承型号7009C，d5 =45 mm，其宽度B =16 mm。轴承润滑方式选择，选择脂润滑。齿轮与箱体内壁线间隙取20 mm，考虑脂润滑，取轴承距箱体内壁距离
则
轴上倒圆角半径为2mm

III 确定轴承及齿轮作用力位置
先确定轴承支撑点位置，查7009C轴承，其支点尺寸，所以，左轴承的支撑点到齿轮载荷作用点的距离，右轴承的支撑点到齿轮载荷作用点的距离

4、求轴上的载荷
根据轴的结构图做出轴的计算简图。再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
1）求轴承反力
水平面

垂直面

2）求齿宽中点处的弯矩
H水平面 ①段 （逆时针为正）
②段
V垂直面 ①段
②段

齿宽中点弯矩：

3）扭矩

5、按弯扭合成强度校核
当量弯矩 取折合系数，则齿宽中点处当量弯矩

从弯矩和扭矩图中可以看出截面A受的载荷较大，判断为危险截面。故在此只校核截面A的强度。
轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得，
由表8.7查得材料许用应力

，故安全。
中间轴为重要轴，以下进行疲劳强度的精确校核
6、精确校核轴的疲劳强度
（1）轴的细部结构设计
圆角半径
键槽：齿轮与轴周向固定采用A型平键联接，按GB/T1095-2003
和GB/T1095-2003键的规格为和
齿轮与轴配合选用
（2）判断危险截面
截面A上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径较大，故不必校核。截面Ⅱ应力集中，且左侧轴直径较小。故对截面Ⅱ左侧进行较核即可。
（4）截面Ⅱ左侧

截面Ⅱ左侧的弯矩M为

截面Ⅱ左侧的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的转切应力为
弯曲应力幅：
弯曲平均应力：
扭切应力幅平均应力：

（4）确定材料机械性能
轴的材料为45钢，调质处理。由表8.2查得
材料特性系数碳钢的特性系数
（5）确定综合影响系数、
轴肩圆角处有效应力集中系数、，根据， 由表8.9经查值后查得，截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数，，
配合处综合影响系数、，根据，配合由表8.11查得，
键槽处有效应力集中系数、，根据， 由表8.10经查值后查得 ，，
由表8.12查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，轴采用磨削加工，由附图8-2查得表面质量系数为。
轴肩处综合影响系数、为：

键槽处综合影响系数、为：

同一截面如有两个以上的应力集中源，取其中较大的综合影响系数进行安全校核，此处取配合处、
（6）计算安全系数

故轴的选用安全。

III轴（低速轴）：
已知：输出轴传递功率kW，转速r/min，大齿轮齿宽，齿数，模数m=4mm，压力角α=，载荷较平稳
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《机械设计》表15-3，选取A0=112，于是得

输出轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径。为了使Ⅰ—Ⅱ段轴与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表11.2，取KA=1.3，
则。查《机械设计课程设计》表14-6，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150N·m。半联轴器的孔径为d=65mm，故取轴的最小直径dmin=65mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm。
键：
2、求作用在齿轮上的受力
周向力
径向力
轴向力=0

3、轴的结构设计
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）段轴用于安装联轴器，，直径为70mm。半联轴器与轴配合的长度L1=107mm，为了保证轴挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上。段的长度应比L1略短一些，取I-II段长度为105 mm。
2）段用于固定联轴器，直径为80mm。长度为50mm。
3）段用于固定轴承，初步选取轴承6417，直径为85mm。长度为。
4）段安装大齿轮，直径为88mm。轴段长度要比齿轮轮毂短4mm，齿轮宽为86mm，故取长度为82mm。
5）段固定齿轮，直径为96mm，长度取24mm。
6）段直径为85mm。长度为52mm。
4、求轴上的载荷
根据轴的结构图做出轴的计算简图。再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

1)计算支反力
水平面

垂直面

2）计算齿轮中点弯矩
水平面
垂直面

5、按弯扭合成应力校核轴的强度
结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。所以只校核截面A的强度。
由于轴受的载荷脉动循环变应力，所以取。轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表8.2查得。因此，，故。安全

Ⅰ轴（高速轴）
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8.6，选取A0=108，于是得

取整数
2、作用在齿轮上的力

3、 轴的结构设计
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）段轴接皮带轮，外径30mm。长度为118mm。键：
2）②段外径38mm，长度50mm
3）段安装轴承7408B，故外径取40mm。长度55mm。
4）段安装小齿轮，直径为43mm。轴段长度要比齿轮轮毂短2mm，齿轮宽为56mm，故取长度为52mm。键
5）直径50mm。长度为24mm。
6）段安装轴承7007C，外径40mm。长度为27mm。
4、求轴上的载荷
根据轴的结构图做出轴的计算简图。再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
(1)水平面

垂直面

(2)计算齿轮中点弯矩
水平面
垂直面

5、按弯扭合成应力校核轴的强度
结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。所以只校核截面A的强度。
由于轴受的载荷脉动循环变应力，所以取。轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表8.2查得。因此，，故安全。

（四）滚动轴承的选择及计算
1、Ⅰ轴（高速轴）：轴承7007C 额定动载荷 额定静载荷
圆周力
径向力
轴向力
（1）水平方向：

（2）垂直方向：

（3）合成支反力

（4）计算派生轴向力
由表10.7查得， ,所以

(5)计算轴承所受的轴向载荷
因为，由式10.8，式10.9

计算轴承所受的当量动载荷
由表10.6查得，载荷系数 ，由表10.9查得x,y的值
，。

（6）计算轴承寿命
因为，故应按进行计算。由表10.3，取温度系数
故

2、Ⅱ（中间轴）：轴承7009C 额定动载荷 额定静载荷
轴向力
（1）水平上

（2）垂直面

（3）合成支反力

（4）计算派生轴向力
由表10.7查得， ,所以

(5)计算轴承所受的轴向载荷
因为，由式10.8，式10.9

计算轴承所受的当量动载荷
由表10.6查得，载荷系数 ，由表10.9查得x,y的值
，。

（6）计算轴承寿命
因为，故应按进行计算。由表10.3，取温度系数
故

2、III（低速轴）：轴承7015C 额定动载荷 额定静载荷
轴向力
（1）水平上

（2）垂直面

（3）合成支反力

（4）计算派生轴向力
由表10.7查得， ,所以

(5)计算轴承所受的轴向载荷
因为，由式10.8，式10.9

计算轴承所受的当量动载荷
由表10.6查得，载荷系数 ，由表10.9查得x,y的值
，。

（6）计算轴承寿命
因为，故应按进行计算。由表10.3，取温度系数
故

（五）滚动轴承的选择及计算
1、I轴联轴器上平键
（1） 根据轴径查键标准得到键的截面尺寸×
（2） 根据轮毂宽度B查键标准，在键长度系列中选择适当键长L
（3） 验算其强度
载荷分布为均匀分布，联接工作方式为静联接，较弱零件材料为钢，载荷性质为冲击，
挤压强度公式
，，，

2、I轴大齿轮上平键
（1）根据轴径查键标准得到键的截面尺寸 ×
（2）根据轮毂宽度B查键标准，在键长度系列中选择适当键长L
（3）验算其强度
载荷分布为均匀分布，联接工作方式为静联接，较弱零件材料为钢，载荷性质为轻微冲击，
挤压强度公式
，，，

3、 Ⅱ轴大齿轮上平键
（1）根据轴径查键标准得到键的截面尺寸 ×
（2）根据轮毂宽度B查键标准，在键长度系列中选择适当键长L
（3）验算其强度
载荷分布为均匀分布，联接工作方式为静联接，较弱零件材料为钢，载荷性质为轻微冲击，
挤压强度公式
，，，

4、 II轴小齿轮上平键
（1）根据轴径查键标准得到键的截面尺寸 ×
（2）根据轮毂宽度B查键标准，在键长度系列中选择适当键长L
（3）验算其强度
载荷分布为均匀分布，联接工作方式为静联接，较弱零件材料为钢，载荷性质为轻微冲击，
挤压强度公式
，，=9mm，

5、 III轴联轴器上平键
（1）根据轴径查键标准得到键的截面尺寸×
（2）根据轮毂宽度B查键标准，在键长度系列中选择适当键长L
（3）验算其强度
载荷分布为均匀分布，联接工作方式为静联接，较弱零件材料为钢，载荷性质为轻微冲击，
挤压强度公式
，，=11mm，

1、 Ⅰ轴轴承端盖
（1） 根据轴承外径，选择螺栓直径和端盖上螺栓数目，透盖式。

（2）

2、 Ⅱ轴轴承端盖
（1） 根据轴承外径，选择螺栓直径和端盖上螺栓数目，闷盖式。
（2）

3、 Ⅲ轴轴承端盖
（1）根据轴承外径，选择螺栓直径和端盖上螺栓数目，透盖式。
（2）

II公差组8级

取

齿根弯曲强度满足

轴材料，45号钢

d1 =50mm
B =31mm

d2 = 53 mm
b2=86 mm

d3 =61 mm

d5 =50 mm

圆角

键段
段

（轴肩圆角处）

（配合处）

（键槽处）

（轴肩处）

（键槽处）

KA=1.3

安全

安全

满足要求

满足要求

满足要求

满足要求

满足要求

（六）联轴器的选择
(1)由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为1.3，
计算转矩
从GB/T 5014—1985中查得HL5弹性柱销联轴器的许用转矩为，许用的最大转速为2800r/min，轴径为60~80之间。故合用。

四、减速器箱体及附件的设计选择
（一）箱体结构尺寸
目的
分析过程
结论
高速级中心距
A1
187.5mm
低速级中心距
A2
187.5mm
下箱座壁厚
δ=0.025a+5
9.7mm
上箱座壁厚
δ1=0.02a+5
8.8mm
机座凸缘壁厚
b=1.5δ
14.6mm
机盖凸缘壁厚
b1=1.5δ1
13.2mm
机座底凸缘壁厚
b2=2.5δ
24.3mm
地脚螺栓底脚厚度
P
20mm
箱座上的肋厚
M
8.2mm
地脚螺栓直径
ddb
M16
地脚螺栓通孔直径
ddb’
13.5mm
地脚螺栓沉头座直径
D0
27mm
底脚凸缘尺寸（扳手空间）
L1
25mm
L2
16mm
地脚螺栓数目
N
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
M12
轴承旁连接螺栓通孔直径
d1’
13.5mm
轴承旁连接螺栓沉头座直径
D0
24mm
剖分面凸缘尺寸
C1
20mm
C2
16mm
上下箱连接螺栓直径
D2
M10
上下箱连接螺栓通孔直径
D2’
11mm
上下箱连接螺栓沉头座直径
D0
24mm
箱缘尺寸（扳手空间）
C1
18mm
C2
14mm
轴承盖螺钉直径
D3
M8
检查孔盖连接螺栓直径
D4
M6
圆锥定位销直径
D5
8mm
减速器中心高
H
195mm
轴承旁凸台高度
h
55mm
轴承旁凸台半径
r
16mm
轴承端盖外径
D2
120mm，130mm，170mm
轴承旁连接螺栓距离
S
142.5mm，147.5mm，137.5mm，177.5mm
箱体外壁至轴承座端面的距离
K
42mm
轴承座孔长度

50mm
大齿轮顶圆与箱体内壁的距离

11.95mm
齿轮端面与箱体内壁的距离

10mm

（一）减速器附件的选择
1 通气器
齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。
由<[2]P76表9-8>选用通气器尺寸M18×1.5

2 窥视孔和视孔盖
为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。
为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。
由<[2]P80表9-18> 取A=150mm

3 油标尺油塞
为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。
由<[2]P79表9-14> 选用油标尺尺寸M16

4油塞
为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。
由<[2]P79表9-16> 选用油塞尺寸 M16×1.5

5定位销
保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。
由<[2]P142表14-3> GB117-86 A5×35

6 启盖螺钉
在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M10×30

7起吊装置
减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。
为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩

（二）润滑与密封
1、齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为64.89r/min，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为60mm。
2、 滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为584r/min，所以采用脂润滑。选用ZL-1润滑脂。
3、 润滑油的选择
考虑到该装置用于小型设备，故齿轮选用L-AN15润滑油。
4、 密封方法的选取
采用凸缘式端盖加毡圈油封实现密封。轴承盖结构尺寸与毡圈尺寸按轴承与轴径尺寸决定。

设计心得总结
此次占用了三周的时间来进行《机械设计》的课程设计，开题的题目是减速器，虽然表面上似乎并不复杂，但是在这三周的设计过程中感觉到，一个减速器远远并非想象中的那么简单。
在这二级减速器的过程中需要运用的知识很多，除了机械设计这门课的知识外，同时还让我必须掌握工程材料、机械原理、材料力学及机械制图各个基础课程的知识。就设计一个箱体而言，虽然只需查表所得数据就可以，所运用的计算内容并不复杂，但是，同样需要考虑的地方有很多，箱体宽度，凸缘宽度，油量高度等等，只有将他们综合运用了，才能设计出一个合格的箱体。
在设计齿轮、轴、螺纹联接等过程中，让我对《机械设计》中的各个公式加以运用，不再单单是书本上的死公式，通过设计的步骤，进一步地掌握那些公式，了解到它们的作用，对《机械设计》这门课程有了全新的认识。
在画图纸的过程中，也并不是很容易的，由其画草图，所需要的工作量也是相当的大。需要零件的结构尺寸与图纸相结合，有时会因强度不够而反算，也有时因为结构间出现干涉而重新设计结构。通过一个星期的边草图边计算的过程，感觉到草图在设计环节中的重要性。同时，在画图纸的阶段中，又再一次地复习了《