《减速箱设计说明书.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《减速箱设计说明书.docx（32页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、目录设计原始数据1第一章传动装置总体设计方案11.1传动方案11.2该方案的优缺点2第二章电动机的选择32.1选择电动机类型32.2选择电动机的容量32.3确定电动机转速 3第三章传动参数的计算53.1计算各轴转速53.2计算各轴输入功率、输出功率53.3计算各轴的输入、输出转矩53.4计算结果6第四章传动装置的设计计算7第五章轴的设计115.1轴的概略设计115.2轴的结构设计及校核115.2.1高速轴的结构设计115.2.2高速轴的校核135.2.3低速轴的结构设计155.2.4低速轴的校核175.3轴承的选择及校核195.3.1轴承的选择195.3.2轴承的校核205.4联轴器的选择及校
2、核215.5键的选择及校核计算 22第六章箱体的结构设计236.1箱体的结构设计236.2轴上零件的固定方法和紧固件246.3轴上轴承的润滑和密封246.4齿轮的润滑方式24第七章附件设计及选择257.1轴承端盖257.2窥视孔和视孔盖257.3通气器257.4放油堵267.5油标26设计小结27参考文献28设计原始数据参数符号单位数值工作机直径Dmm550工作机转速Vm/s6.8工作机拉力FN600工作年限y年5第一章传动装置总体设计方案1.1传动方案传动方案已给定，外传动电机直连级圆柱齿轮减速器联轴器。方案简图如1.1所示。图1.1带式输送机传动装置简图一级减速器中齿轮相对于轴承为对称布置
3、，因而沿齿向载荷分布均匀，相较 不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。1.2该方案的优缺点减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对 于轴承对称分布，原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠， 此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第二章电动机的选择2.1选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V, Y型。2.2选择电动机的容量电动机所需的功率为Fv =kW由电动机到工作机的传动总效率为n =门2.n -n2.n式中n2、n3、n4、n5分别为轴承、齿轮传动、联轴器和
4、工作机的传动效率。 取n2 =0.99 （角接触球轴承），n3= 097 （齿轮精度为8级），n4=099 （弹性 联轴器），n = 0.96 （工作机效率，已知），则：5n =n2 -n3 -n: -n5 =0.895所以p4.08Pw :a=0.895 =4.561 kW根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW的电动机。2.3确定电动机转速工作机轴转速为二236.13r/min60 x 1000v_60X1000X6.8D一 3.1416X550一级圆柱齿轮减速器传动比=35，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为3-5。故电动机转速的可选范围为n = i， n = （35）x236.1
5、3 =708 d a1181 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选电动机型号为Y132M2-6,电机主要技术参数，如表2.1所示。表2.1电动机主要技术参数电动机型 号额定功率kw电动机转速r/min电动机重量kg传动装置的传动比满载转速满载电流总传动比Y132M2-65.596011.6068.004.07电动机型号为Y132M2-6，主要外形尺寸见表2.2。图2.1电动机安装参数表2.2电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLXHDAXBKDXEFXG132515x315216x1781238x8010X33第三章传动
6、参数的计算3.1计算各轴转速I轴II轴n 960n1=与=960.000 r/min0n 960.000=i =2 i 4.071=236.128 r/min工作机轴236.1281.000=236.128 r/min3.2计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率I 轴P = P/ 4 =4.561 X0.99=4.516 KWII 轴P = p门/ 3=4.516 X0.99X0.97=4.336 kW工作机轴P = p 门门=4.336 X0.99X 0.95=4.250 kW322各轴输出功率I 轴P=pn2 =4.516 X0.99=4.470 kWII 轴P； = P n2 =4.33
7、6 X0.99=4.293 kW工作机轴P； = P3n2 =4.250 X 0.99=4.208 kW3.3计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩Td为p4.561T广 9550n = 9550X9CTT =45.374 N - m dp4.516I 轴输入转矩 T = 9550% = 9550X960000 =44.920 N - m1p4.336II轴输入转矩T = 9550% = 9550236 128 =175.378 N-m2p4.250工作机轴输入转矩T = 9550% = 9550X。睥=171.888 N-m3 n236.1283各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率
8、0.99。3.4计算结果运动和动力参数计算结果整理后填入表3.1中。表3.1运动和动力参数计算结果轴名功率P (kw)转矩T (N - m)转速n r/min传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴4.56145.374960.0001.0000.9901轴4.5164.47044.92044.471960.0004.0660.960II轴4.3364.293175.378173.624236.1281.0000.980工作机轴4.2504.208171.888170.169236.128第四章传动装置的设计计算选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材料为45
9、钢（调质）硬度为240HBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数82。按齿面接触强度: 齿轮1分度圆直径d1 2.3231其中:K 载荷系数选 K = 1.34 d齿宽系数齿轮副传动比，i1 = 4.066Ze材料的弹性影响系数，查得Z = 189.8MPa 2L 许用接触应力 H查得齿轮1接触疲劳强度极限q h. =600MPa。查得齿轮2接触疲劳强度极限q hi. 2 = 550MPa。计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作5年）Ni = 60ni叭=6。x960.000 x1 x （2X8X300X5） = 13.82 x 108=3.40 x 108=曳=13.82 X1082
10、i 4.066 1查得接触疲劳寿命系数K 1 = 0.95, Khn2 = 0.97取失效概率为1%，安全系数S = 1,得：K HN1H lim1S0.95 X 600=1570 MPa=K Q = 0.97X550H 2 =心2SHlim2 =1=533.5 MPa带入较小的Iq 有dt 2.32.- 七d 1KT i +1 r Z Y_3 . 1.3X44.9204.066 +1,189.8、_=2.32Xp1 X （麻”一48.63 mm圆周速度= 兀dn = 3.14159X48.63 X960.000 = 泓60X1000“60 x 松00一 一.mS齿宽b =儿=1 X48.63
11、 =48.63 mmd 48.63模数齿高m t = f = 20=2.43 mmh = 2.25m = 22.5X2.43 =5.47 mm nt7 48.63b/h =M1厂二8.89计算载荷系数K:已知使用系数KA = 1.25；根据y = 2.44 m/s , 8级精度，查得动载系数K = 1.05；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K = 1.42 ；邸查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数K邱=1.35；查得齿间载荷分配系数K = K = 1；HaFa故载荷系数K = K aK yK 丽 K邯=1.25X1.05X1 X1.42 =1.86
12、按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d = d K = 48.63 X；1 =54.81 mm1it 3 KL3计算模数m :nd 54.81 _m = i = =2 74 mmn z 20 1按齿根弯曲强度:：2KT Y Y mn - 3 Ld 1F计算载荷系数K = KAK KK理=1.25X1.05X1 X1.35=1.77查取齿形系数：查得丫门=2.80,七2=2.22查取应力校正系数：$= 1.55, /$ 2 = 1.772查得齿轮1弯曲疲劳极限q fei = 500MPa查得齿轮2弯曲疲劳极限q死2 =380MPa 取弯曲疲劳寿命系数Kfni =0.95, K fn 2 =0.97
13、计算弯曲疲劳使用应力:取弯曲疲劳安全系数S = 1.4,得0.97X380 =263.29 MPa.Q = Kfn 1QFE1 =，5：500 =339.29 MPa f i S1.4Q =_FE2F 2 S计算齿轮1的铲并加以比较FY Y 2.80 X1.55 -TT = 339.29=0.0128F 1Y Y 2.22 X1.772 _ 十=263.29 -0149F 2齿轮2的数值大则有：2 KT Y Y m 21 .n仪气2 QF2X1.77 X44.920 X1000X0.01493 =1.811 X202mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模
14、数，取模数m = 2.00 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的分度圆直径=54.81 mm来计算应有的齿数。则有:取Z = 27,贝寸计算齿轮分度圆直径:z2 = Z x i =27X4.066 =109.77 108几何尺寸计算计算中心距:计算齿轮宽度:=zm = 27X2.00 =54 mmd 2 = z 2 in. = 108X2.00 =216 mm54+216 _2一 =135 mmb = dd = 1X54255 mm取 B = 60 mm , B = 55 mm。表4.1各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级中心距amm135传动比i14.0
15、7模数mmm2压力角a20啮合角a，20齿数z27108分度圆直径dmm54.00216.00齿顶圆直径damm58.00220.00齿根圆直径dfmm49.00211.00齿宽bmm6055材料40Cr（调质）45钢（调质）d 54.81Zi = S=2 27n齿面硬度280HBS240HBS第五章轴的设计5.1轴的概略设计(1) 材料及热处理根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。(2) 按照扭转强度法进行最小直径估算d A3 -Pmm。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对 min n轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上 有两个键槽
16、时，d增大10%-15%。查得A=103126，则取A=110。“ P3 ； 4.5161轴d A3 .：110、；960 =18.43 mm入P34.336轴d2气亍T0x23g =29.02 mm(3) 装V带轮处以及联轴器处轴的直径考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为:I 轴、 di x (1 + 7%) = 19.72 mmII 轴d2 _ d2 x (1 +10%) = 31.92 mm将各轴的最小直径分别圆整为：d- =20 mm , d .=35 mm o5.2轴的结构设计及校核5.2.1高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如图所示图5.1高速轴的结构各轴段直径及长度的确定d
17、ll:轴 1 的最小直径，d11 = d im，n=20 mm。d12:密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈 密封）d12应比d11大5-10 mm， 取 d12=26 mm。d13：安装滚动轴承处轴段，d13较d12大1-5mm，选取轴承型号为深沟球轴 承6206，根据轴承内圈尺寸取d13=30mm。d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=36mm。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，小齿轮齿顶圆直径d15=58.00 mm。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=36mm。d17 :滚动轴承轴段，d17=d
18、13=30 mm。各轴段长度的确定l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=38mm。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=71.6mml13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=14mml14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=20mml15：由小齿轮的宽度确定，取l15=60mml16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=20mml17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=16mm表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d17mm2026303658.003630长度111112113114115116117
19、mm3871.614206020165.2.2高速轴的校核图5.2高速轴的尺寸图圆周力Ft1=1647.08 N2T 2X44.47 X1000了 =547001径向力 F= Fana =1647.08 X tan 20 =599.49 N(1)画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；(2)支撑反力，在水平面上为如高速轴结构图所示1/96.6 mm12 =58 mm13=58 mmRAH-599.49 X5858+58=299.74 N式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。Rbh = Rah + 尸广299.74 +599.49 二299.74 N在垂直平面上为Rav = Rbv =Flt
20、i-12 + 131647.08 X5858+58=-823.54 N轴承A的总支承反力为Ra = 吃 + RAv K(299.74)2 +(-823.54 )2=876.39 N轴承B的总支承反力为Rb = Mh + R；v =p (299.74 )2 + (-823.54)2 =876.39 N(3)弯矩计算M用=Rb* = 299.74 X 58=17385.17 N - mm在垂直平面上为Miv = Ra2 = -823.54 X58=-47765.37 N - mm合成弯矩，有M 1 =.：M h + M V =寸(17385.17 元 +(-47765.37 元 =50830.85
21、 N - mm(4) 画出弯矩图如下图所示(5) 转矩和转矩图T1= 44471.21 N - mm齿轮轴处弯矩较大，且齿轮轴左侧既承受弯矩又承受扭矩。其抗弯截面系数为兀 d 33.14X363w F=-1=4578.12 mm 3抗扭截面系数为兀 d 33.14X363Wt = * =16=9156.24 mm3最大弯曲应力为M 0.00 a = w = 4578.12扭剪应力为T 44471.21=11.10 MPa=11.10 MPaT = W = 9156.24按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故 取折合系数a =0.6，则当量应力为b = Jb匕 + 4
22、(ac)2 =yj 11.10 2 +4X (4.86 X0.6)2 =12.54 MPa查得b = 60 MPa b q ，故强度满足要求。-1Ft：高速轴弯扭受力图5.2.3低速轴的结构设计低速轴的轴系零件如图所示图5.3低速轴的结构图各轴段直径及长度的确定d21:滚动轴承轴段，d21=45mm，选取轴承型号为深沟球轴承6209。d22:轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=52mm。d23 :齿轮处轴段，d23=47 mm。d24:滚动轴承处轴段d24=45 mm。d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=43mm。d26:轴 3 的最小直径，d26=d2min=3
23、5mm。各轴段长度的确定l21 :由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=19mm。l22:根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=22.5mml23:大齿轮宽度，取l23=53mml24:根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=41.5mml25:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=63.6mml26:，根据减速器的具体规格确定取l26=60mm表5. 2低速轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25d26mm455247454335长度121122123124125126mm1922.55341.563.6605.2.4低速轴的校核圆周力f =斗=号篇8
24、 =1623.87 N12d 216.UU2径向力 F2 = F2tana =1623.87 X tan 20 =591.04 N(1) 画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；(2) 支撑反力，在水平面上为13 =58.5 mm591.04 X58.558.5+58.5=-295.52如低速轴结构图所示11=103.1 mm12 =58.5 mmR = R =-XX =-AH BH 1 + 1在垂直平面上为RAV=811.93 NF 11623.87 X58.5RBV = TtV =58.5+58.5轴承A、B的总支承反力为RA = RB =,r2+r2(-295.52 元 +(811.93
25、元 =864.04 N(3)弯矩计算M2h = RAH13 = -295.52 X 58.5=-17287.89 N - mm在垂直平面上为M2v = Rav = 811.93 X58.5=47498.08 N - mm合成弯矩，有M2 = (M二 + M* =v (-17287.89 )2 +(47498.08 ) 2 =50546.40 N - mm(4)画出弯矩图如下图所示(5) 转矩和转矩图T2 = 175377.53 N - mm因齿轮所在截面弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。已知低速大齿轮键槽=14mm , t =4.5mm。其抗弯截面系数为2X45W 工b(d2
26、3 T)2 = 3法-14X4*4.5)2 =7793.47 mm32d23抗扭截面系数为W =也t 16(d23 - t)22d233.14X4531614X4.5(45-4.5) 22X45=16735.11 mm3322d32最大弯曲应力为M 50546.40气=守=7793.47=6.49 MPa扭剪应力为t = T = 10.48 MPaWT按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a = 0.6,则当量应力为。=和：+ 4(aT)2 =寸6.49 2 +4X (0.6X10.48 )2 =14.15 MPa查得g = 60MPa a e g，故强度
27、满足要求。低速轴弯扭受力图5.3轴承的选择及校核5.3.1轴承的选择轴承类型选择为深沟球轴承。I轴选轴承为：6206;II轴选轴承为：6209;所选轴承的主要参数见表5.3。表5.3所选轴承的主要参数轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r6206306216365619.511.56209458519527831.520.55.3.2轴承的校核输入轴轴承校核查滚动轴承样本可知，轴承6206的基本额定动载荷C=19.5kN,基本额定静 r载荷 C0=11.5kN。1. 求两轴承受到的径向载荷Ra和RBB将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两
28、个平面力系。其中A点总支反力RA = 抓京+ R：v=876.39 NB点总支反力RB =仙 + R：v=876.39 N。2. 由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3. 求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1,X2 =1P 二f （X R）=1051.67 N1 P1 AP=f （X R）=1051.67 N2 P2 B4. 验算轴承寿命因P124000h 轴承具有足够寿命。1输出轴轴承校核查滚动轴承样本可知，轴承6209的基本额定动载荷C=31.5kN,基本额定静 r载荷 C0=20.5kN。1. 求两轴承受到的径向载荷Ra和Rb将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂
29、面和水平面两个平面力系。其中A 点总支反力 Ra = Jr2+raV =864.04 NB点总支反力RB =扣嚣+ R；v=864.04 N。2. 由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3. 求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数fp=1.2;X1 =1, X2 =1P 二f （X R）=1036.85 N1 p 1 AP=f （X R）=1036.85 N 2 P 2 B4. 验算轴承寿命因P1=P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为5 （年）X300 （天）X16 （小时）=24000h。匕=史已（C-） =1979181 h24000h轴承具有足够寿命。25.4联轴器的选
30、择及校核输入端由于设计的减速器伸出轴D = 20 mm，根据机械设计手册第五篇-轴及其联 接表5-2-4选取联轴器：主动端：J型轴孔、A型键槽、d = 38mm、L = 38mm从动端：J型轴孔、A型键槽、d = 20mm、L = 38mm1J38X38选取的联轴器为：TL6GB/T4323J 20X381联轴器所传递的转矩T=45.374 N - m,查得工况系数KA=1.3,联轴器承受的 转矩为KA x T = 58.99 N m查得该联轴器的公称转矩为63 N -m，因此符合要求。输出端由于设计的减速器伸出轴D = 35 mm，根据机械设计手册第五篇-轴及其联 接表5-2-4选取联轴器：
31、主动端：J型轴孔、A型键槽、d = 35 mm、L = 60mm从动端：J型轴孔、A型键槽、d = 35mm、L = 60 mm1J35X60选取的联轴器为：TL6GB/T5843J 35X601联轴器所传递的转矩T=173.624 N - m，查得工况系数、=1.3，联轴器承受 A的转矩为KA x T = 225.71 N m查得该联轴器的公称转矩为250 N -m，因此符合要求。5.5键的选择及校核计算高速轴端键选择的型号为键A6X32 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=32-6=26mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=3mm , 根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得。 = 1
32、50MPa，则其挤压强度2T x 103。= 削1 = 57.59 MPa ” = 150MPa满足强度要求。低速轴齿轮处键选择的型号为键A14X49 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=49-14=35 mm ,轮毂键槽的接触高度为 k=h/2=4.5mm ,根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得Q = 150MPa，则其 挤压强度2T x 103。= 如/ = 47.38 MPa c = 150MPa满足强度要求。低速轴端联轴器键选择的型号为键A10X54 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=54-10=44mm ,轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm , 根据齿轮材料为钢，
33、载荷有轻微冲击，查得c = 150MPa，则其挤压强度2T x 103c = 56.94 MPa c = 150MPa满足强度要求。第六章箱体的结构设计6.1箱体的结构设计箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正 确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油 箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸 又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：表6.1箱体的结构设计名称符号计算公式结果箱体壁厚55 =0.025 a +1N88箱盖凸缘厚度bib = 1.55i112箱座凸缘厚度bb = 1.5
34、512箱座底凸缘厚度b 2b = 2.55220地脚螺钉直径dfdf = 0.036a +1220地脚螺钉数目na 1.2 510齿轮端面与内机壁距离A2A 2 515外机壁至轴承座端面距离l1C + C 2 + (5 -10)526.2轴上零件的固定方法和紧固件(1) 齿轮的安装高速轴的齿轮与轴设计为齿轮轴式设计，既齿轮与轴在同一零件上，该结构 主要是当齿轮的齿顶圆直径与轴的直径相差不大是，可以做成齿轮轴。低速轴的齿轮与轴的安装方法为键连接，考虑低速轴的直径较大，因此齿轮 与轴分开制造，采用键连接主要是由于齿轮要承受一定的载荷，键槽加工相对简 单。(2) 联轴器与低速轴的装配联轴器初选类型为
35、弹性套柱销联轴器，本联轴器具有一定补偿两轴线相对偏 移和减震缓冲能力，适用于安装底座性能好，冲击载荷不大的中，小功率轴系传 动，可用于经常正反转，启动频繁的场合。联轴器与轴的连接选用键连接方式。6.3轴上轴承的润滑和密封当低速大齿轮转速七2m/s时，轴承润滑方式为油润滑；当七W2m/s时， 轴承润滑方式为脂润滑。低速大齿轮线速度为v = d = 2.72 m/s,轴承润滑方式选择为油润滑。2 60 x 1000密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑结构比较简单，由于减速器结构简 单，毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求。并且毡封油圈工作性能可靠。选 择的毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈26 JB
36、/TQ4606。6.4齿轮的润滑方式减速器齿轮的润滑方式选择为浸油润滑，浸油润滑主要适用于圆周速度 v12m/s的齿轮传动。传动件浸入有种的深度要适当，既要避免搅油损失太大， 又要保证充分的润滑。油池要有一定的深度和贮油量。第七章附件设计及选择7.1轴承端盖轴承端盖选择为凸缘型轴承端盖，以方便拆装及轴承游隙调整。7.2窥视孔和视孔盖窥视孔应位于箱体顶部，能够看到齿轮啮合情况，视孔盖板一般采用钢板或 铸铁支撑，用M5-M10螺栓进行紧固。7.3通气器通气器主要作用是保持箱体内外气压均匀， 避免由于跑和造成箱体内气压上升，造成渗油或 漏油。附图通气器可用于清洁、多尘等环境。7.4放油堵放油孔的位置
37、，位于箱体油池最低处，并保证螺孔内径低于箱体底座内壁。 放油孔用螺栓堵住，安装时应加封油圈以加强密封。7.5油标油标位于齿轮箱侧面，以便观察齿轮箱油面位 置。本次设计才有游标尺，因游标尺结构简单，在减 速器中较常采用，且安装孔易于加工。设计小结这次关于一级圆柱齿轮减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入 了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用 处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作 打下了坚实的基础。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和 应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。由于时间紧迫，所以
38、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。参考文献1 濮良贵、纪名刚主编.机械设计.8版.北京：高等教育出版社，2006.52 机械设计手册编委会.机械设计手册（第1卷、第2卷、第3卷）（新 版）北京机械工业出版社，20043 郑文纬、吴克坚主编.机械原理.7版.北京：高等教育出版社，1997.74 陈立德主编.机械设计课程设计指导书5 龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版）6 陈铁鸣主编.新比恩机械设计课程设计图册7 邱宣怀主编.机械设计（第四版）.北京：机械工业出版社，19958 周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，19949 徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，1991
