展开式二级圆柱齿轮减速器说明书

《展开式二级圆柱齿轮减速器说明书》由会员分享，可在线阅读，更多相关《展开式二级圆柱齿轮减速器说明书（19页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、《精密机械设计》课程设计说明书 姓名 专业 班级 学号 目录 一、设计任务书…………………………..………………………..…(2) 二、动力机的选择…………………………..……………………..…(3) 三、计算传动装置的运动和动力参数…………………………....…(3) 四、传动件设计计算（齿轮）………………………………………(4) 五、轴的设计………. ………. ………. ……….. .. .. ..………..……(7) 六、滚动轴承的计算………………………………………..….

2、.…..(15) 七、连结的选择和计算……………………………….……….……(16) 八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择…………………..(17) 九、箱体及其附件的结构设计…………………………….….…..(17) 十、设计总结…..…………………………………………………….(18) 一、设计任务书 1.设计题目：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器 2简图： 3. 条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限5年，输送带速度容许误差为±5%。 4.数据 已知条件 题 号（5） 输送带拉力F（N） 2.4×

3、103 输送带速度v（m/s） 1.2 滚筒直径D(mm) 300 指导教师： 开始日期： 2012 年12月 31 日 完成日期：2013年 1 月17 日 二 电动机选择 电动机的结构和类型：按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步交流电动机。 滚筒的输出功率=24001.2=2.88KW 电动机的输出功率Pd=Pw/（0.99*0.98*0.97*0.98*0.97*0.98*0.99）=3.38KW 卷筒转速nw=60*1000v/（π*300*10）=76r/min 二级齿轮传动比i=4～40 电动机转速

4、nd=nw*i=76*(8～40)=(608～3040)r/min，故选择电动机同步转速可选为1000r/min 选择电动机如下 电动机型号 额定功率/KW 满载转速r/min 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y132M1-6, 4.0 960 2.0 2.2 其中D=38mm 公称转矩为125N*m 三 计算传动装置的运动和动力参数 总传动比i=n1/nw=960/76=12.63 对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的i1=(1.1～1.5)i2，为了分配均匀取i1=1.4*i2，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i1=4.2，低速级的传动比i2

5、=3。 各级转速：n1=960r/min n2=960/i1=229r/min n3= n2/ i2=76r/min 各轴输入功率：P0 =4kw P1=P0*0.99=3.96kw P2=P1*0.99*0.97=3.96kw P3=P2*0.97*0.98=3.57kw P滚筒= P3*0.98*0.99=3.46kw 转矩：Td=9550Pd/n1=39.79 N T1=Td*0.99=39.39 N T2=T1*i1*0.98*0.97=157.27 N T3=T2*i2*0.98*0.97=448.50 N T滚筒=T2*i2*0.98*0.99=4

6、35.13 N 四 传动件设计计算（齿轮） A 高速齿轮的计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 3.96kw 960r/min 4.2 39.39N·m 1.05 1． 选精度等级、材料及齿数 选择小齿轮材料为40Cr（表面淬火）40～56HRC，大齿轮材料为40Cr（调质），硬度为300HBS， 1） 精度等级选用8级精度； 2） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝84的； 2． 按齿面接触强度设计 σHlimb1＝17HRC+20＝836N σHlimb1＝17HBS+69＝669N 选择接触应力较小的大齿轮进行

7、验算 大齿轮应力循环次数NH＝60 n2t=60*229*5*365*8=20.1ｘ107 查图8-41得当大齿轮应力循环基数NH0＝2.5ｘ107 因为NH >NH0所以取寿命系数KHL＝1 又因为大齿轮为调/质处理，故安全系数SH=1.1 所以[σH]2=σHlim2*KHL/SH=608 MPa 所以小齿轮分度圆直径 d1t≥ 取Kd=84 齿宽系数φd=1，载荷集中系数 =1.05 泊松比u=4.2 d1t≥43.46mm 取d1=50mm b=φd*d=50 模数m= d/z1=50/20=2.5 中心距a=m（Z1+Z2）/2=130mm 验证接

8、触应力：σH=ZHZEZԑ ZH=1.76，Zԑ=1，ZE=，T=39390N*mm V=π* d1*n1/（60*1000）=π* 45*960/（60*1000）=2.26m/s 查8-39表得KV=1.20 求得σH=474.3N/mm2<[σH]2 故接触应力足够。 验证弯曲应力：[σF]=KFCKFL 取SF=2，单向传动取KFC=1，因为NF >NF0，取K FL=1 [σF]1=600/2=300N/mm2 [σF]2=600/2=300N/mm2 许用弯曲应力σF =Y 查表得Z1=20时， YF1=4.14 ；Z1=84时， YF1=3.74 [σF]

9、1/ YF1=72.5 N/mm2 [σF]2/ YF2=72.2 N/mm2 故应验算选择大齿轮的弯曲应力 σF2=3.74*=59.40 N/mm2<[σF]2 经验证，选择合理。 由于小齿轮的齿宽比大齿轮大5～10mm故 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 压力角 小齿轮 2.5 50 55 20 20° 大齿轮 2.5 210 50 84 20° B 低速齿的轮计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 3.76kw 229r/min 3 157.27N·m 1.05 3． 选精度等级、材料及齿数 选

10、择小齿轮材料为40Cr（表面淬火）40～56HRC，大齿轮材料为40Cr（调质），硬度为300HBS， 1） 精度等级选用8级精度； 2） 试选小齿轮齿数z1＝25，大齿轮齿数z2＝75的； 4． 按齿面接触强度设计 σHlimb1＝17HRC+20＝836N σHlimb1＝17HBS+69＝669N 选择接触应力较小的大齿轮进行验算 大齿轮应力循环次数NH＝60 n3t=60*76*5*365*8=10.7ｘ107 查图8-41得当大齿轮应力循环基数NH0＝2.5ｘ107 因为NH >NH0所以取寿命系数KHL＝1 又因为大齿轮为调/质处理，故安全系数SH=1.1

11、所以[σH]2=σHlim2*KHL/SH=608 MPa 所以小齿轮分度圆直径 d1t≥ 取Kd=84 齿宽系数φd=1，载荷集中系数 =1.05 泊松比u=3 d1t≥71mm 取d1=75mm b=φd*d=75 模数m= d/z1=75/25=3 中心距a=m（Z1+Z2）/2=150mm 验证接触应力：σH=ZHZEZԑ ZH=1.76，Zԑ=1，ZE=，T=157270N*mm V=π* d3*n1/（60*1000）=π* 75*229/（60*1000）=0.90m/s 查8-39表得KV=1.04 求得σH=490N/mm2<[σH]2 故

12、接触应力足够。 验证弯曲应力：[σF]=KFCKFL 取SF=2，单向传动取KFC=1，因为NF >NF0，取K FL=1 [σF]1=600/2=300N/mm2 [σF]2=600/2=300N/mm2 许用弯曲应力σF =Y 查表得Z1=20时， YF1=3.98；Z1=84时， YF1=3.74 [σF]1/ YF1=75.4 N/mm2 [σF]2/ YF2=72.2 N/mm2 故应验算选择大齿轮的弯曲应力 σF2=3.74*= 76.12N/mm2<[σF]2 经验证，选择合理。 由于小齿轮的齿宽比大齿轮大5～10mm故 模数 分度圆直径 齿宽

13、 齿数 压力角 小齿轮 3 75 80 25 20° 大齿轮 3 225 75 75 20° 五 轴的设计 A 低速轴3的设计 1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 3.57 Kw 448.50N·m 76r/min 225mm 20° 2求作用在齿轮上的力 Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=858.30N 3 初步确定轴的直径 选取轴的材料为45号钢。 根据表[1]15-3选取C0=112。故 4 联轴器的型号的选取 由于联轴器有键槽，故宽增5% dmin= d’m

14、in(1+0.05)=42.43mm（此为联轴器的最小直径） 选载荷系数K=1.5 T=K*448.50=672.75N*m 故选定弹性柱销联轴器：LT8Y 半联轴器的孔径d=45，长度L= 112mm，公称转矩为710N·m固取d1=45mm。 5. 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 a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1轴段右端要求制出一轴肩a=（0.07～0.1）d；固取2段的直径d2=48mm;半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 102mm ,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，固取1段的

15、长度应比L略短一些，现取L1=100mm。 b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承。根据d2=48mm，选6010号深沟球轴承。d=50mm B=16mm 所以取轴承的安装直径d3=50mm。 右端采用轴肩定位 可选轴身d4=54mm 轴环d5=58mm 安装齿轮处的轴段6的直径d6=54mm 轴承的安装直径d7=50mm d 轴承端盖的总宽度为30mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及

16、便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为10mm。固取L2=40mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm,考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知轴承的宽度B=16mm 取大齿轮的轮毂长L6=73mm 则 L3= L7= a+s+B =12+8+16=36 mm 取：轴身L4=66mm 轴环L5=6mm 至此已初步确定轴得长度。 3) 轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通A型平键联接。按d1=45mm , 查得平键的截面 b*h=14*9 (mm) ,L=56mm 同理按

17、 d6=54mm. b*h=16*10 mm,L=56mm。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H8/n7。半联轴器与轴得配合选H8/k7。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 4) 确定轴的的倒角和圆角 取轴端倒角为2*45° 5) 求轴上的载荷（见下图） 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对与61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 计算齿轮Ft

18、=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 N Fr= Ft tana = Ft tan20°=858.31 N 通过计算有FNH1=758N FNH2=1600.2 MH=FNH2*58.5=93.61 N·M 同理有FNV1=330.267N FNV2=697.23N MV=40.788N·M N·M 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1=758N FNH2=1600.2 FNV1=330.267N FNV2=697.23N 弯矩 MH= 93.61 N MV=40.788 N 总弯矩

19、M总=102.11 N 扭矩 T3=264.117 N 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6） 1）计算轴的应力 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH= 93.61 N =102.11 N （轴上载荷示意图） 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。

20、 7）精确校核轴的疲劳强度 　　1) 判断危险截面 　　截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的 应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和V显然更不必校核。键槽的应力

21、集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 2) 截面左侧 抗弯截面系数　　　　　 抗扭截面系数　 =15.08Mpa W=9112.5mm3 Wr=188225 mm3 截面左侧的弯矩 截面上的扭矩为　　T3=264.117 N 截面上的弯曲应力　　 截面上的扭转切应力　　 轴的材料为45号钢，调质处理，由[1]表15-1查得 ， 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按[1]附表3-2查取。因，， 经插值后可查得 ， 又由[1]附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数按[1]式（附3-4

22、）为　 　　　 由[1]附图3-2得尺寸系数； 由[1]附图3-3得扭转尺寸系数。 轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为 　 轴未经表面强化处理，即，则按[1]式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为 M= =4.5 MPa =14.5 MPa ， 于是，计算安全系数值，按[1]式（15-6）~（15-8）则得 　故该轴在截面右侧的强度也是足够的。 本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算结束。 B中间轴 2 的设计 1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 大齿轮

23、分度圆直径 大齿轮分度圆直径 压力角 3.76 Kw 157.27N·m 229r/min 210mm 50mm 20° 2求作用在齿轮上的力 Fr =Ft*tan=1497.62*tan20°=545.09N 3 初步确定轴的直径 选取轴的材料为45号钢。 根据表[1]15-3选取C0=112。故 4选轴承 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量<=8`-16`>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承。根据dmin选择 6006号轴承。轴承的安装直

24、径d1= d5=30mm D=55mm B=13mm 采用轴肩定位，轴肩a=（0.07～0.1）故安装大齿轮处的轴段2的直径d2 =40轴身d3=36mm 安装大齿轮处的轴段4的直径 d4=33mm 5. 轴的结构设计 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm,考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知轴承的宽度B=16mm 取大齿轮的轮毂长L6=48mm小齿轮的轮毂长L6=85mm 则 L1= L5= a+s+B =12+8+13=33 mm 安装大齿轮处的轮毂长L2=48mm 取：轴身L3=12mm 安装小齿轮处的轮毂长L

25、4=85mm 6 轴上零件得周向定位 齿轮的周向定位都采用普通A型平键联接。按d2=40mm , 查得平键的截面 b*h=12*8 (mm) ,L=36mm 同理按 d4=33mm. b*h=16*10 ,L=70mm。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H8/n7。半联轴器与轴得配合选H8/k7。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 7确定轴的的倒角和圆角 取轴端倒角为2*45° C高速轴 1 的设计 1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 3.96 Kw 39.

26、39N·m 960r/min 50mm 20° 2求作用在齿轮上的力 Fr=Ft*tan=1575.60*tan20°=573.47N 3 初步确定轴的直径 选取轴的材料为45号钢。 根据表[1]15-3选取C0=112。故 4 联轴器的型号的选取 由于联轴器有键槽，故宽增5% dmin= d’min(1+0.05)=18.87mm（此为联轴器的最小直径） 选载荷系数K=1.5 T=K*39.39=59.09N*m 故选定弹性柱销联轴器：LT5Y 半联轴器的孔径d=25mm，长度L= 62mm，公称转矩为125N·m固取d1=25mm。 5. 轴

27、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 a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1轴段左端要求制出一轴肩a=（0.07～0.1）d；固取2段的直径d2=28mm;半联轴器与轴配合的毂孔长度L= 62mm ,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，固取1段的长度应比L略短一些，现取L1=60mm。 b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承。根据d2=28mm，选6006

28、号深沟球轴承。d=30mm B=13mm 所以取轴承的安装直径d3=30mm。 右端采用轴肩定位 可选轴身d4=34mm 轴环d5=38mm 安装齿轮处的轴段6的直径d6=34mm 轴承的安装直径d7=30mm d 轴承端盖的总宽度为30mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为10mm。固取L2=40mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm,考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知轴承的宽度B=13mm 取齿轮的轮毂长L6=60mm

29、 则 L3= L7= a+s+B =12+8+13=33 mm 取：轴身L4=48+20=76mm 轴环L6=6mm 至此已初步确定轴得长度。 3) 轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通A型平键联接。按d1=25mm , 查得平键的截面 b*h=8*7 (mm) ,L=45mm 同理按 d6=34mm. b*h=10*8 mm,L=45mm。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H8/n7。半联轴器与轴得配合选H8/k7。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 4) 确定轴的的倒角

30、和圆角 取轴端倒角为2*45°4) 5)电动机的联轴器 根据D=38mm 公称转矩为125N*m可选弹性柱销联轴器LT6Y 其中d=38mm L=82mm选为L=80mm 六．滚动轴承的计算 根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选 低速轴3上的两滚动轴承型号为6010，d=50mm,D=80,B=16 中间轴2上的两滚动轴承型号为6006，d=30mm，D=80，B=13 高速轴1上的两滚动轴承型号6006，d=30mm，D=80，B=13 其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 F

31、NH1=758N FNV1=330.267N FNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。 1）求比值 轴承所受径向力 所受的轴向力 它们的比值为 因为，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。 2）计算当量动载荷P， 查表，X=1，Y=0,，， 取。则 3）验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为 （工作时间）,根据[1]式（13-5） （ 对于球轴承取3） 所以所选的轴承满足要求。 七．连接的选择和计算 （1

32、）选择键联接的类型和尺寸 低速轴联轴器（b*h=14*9,L=56mm） 低速轴齿轮（b*h=16*10,L=56mm） 中间轴小齿轮（b*h=10*8,L=70mm） 中间轴大齿轮（b*h=12*8,L=36mm） 高速轴齿轮（b*h=10*8,L=45mm） 高速轴联轴器（b*h=8*,L=45mm） 按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。 对连接齿轮4与轴3的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸 一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普 （2）校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢， 2查得许用挤压应力，取平均值

33、，。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×10=5mm。根据[1]式（6-1）可得 所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键16×10×63 GB/T 1069-1979。 2）对连接联轴器与轴3的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸 类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。 根据d=35mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。 （2）校核键联接的强度 键、轴和联轴器的材料也都是钢，2查得许用挤压应力，取其平均值，。

34、键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×8=4mm。根据[1]式（6-1）可得 所以所选的键满足强度要求。 八．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大， 所以齿轮传动可采用浸油润滑，查[2]表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。 由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。 为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密

35、封。 九．箱体及其附件的结构设计 1）减速器箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计： 1.确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。 根据经验公式：（T为低速轴转矩，N·m） 可取。 上下箱体的接触面的宽度为40mm 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较 厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2.合理设计肋板 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。 3.合理选择材料 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱

36、体可用灰铸铁制成。 2）减速器附件的结构设计 （1）检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。 （2）放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。 （3）油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 （4）通气器 通气器用于通气，使箱

37、内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。 5）起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。 （6）起盖螺钉 为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。 （7）定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。 十.设计总结 通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点： 1）能满足所需的传动比 齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设

38、计要求而设计了1∶12.63的总传动比。 2）选用的齿轮满足强度刚度要求 由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强 度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。 3）轴具有足够的强度及刚度 由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形 时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。 4）箱体设计的得体 设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。 5）加工工艺性能好 设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。 此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。 （6）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。