带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器设计说明书的分享

叶月恋人

一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。
  Q1 L- Z, \1 |9 y     其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。
     此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。
   

下面是设计说明书：
修改参数：输送带工作拉力：2300N
输送带工作速度：1.5m/s
滚筒直径：400mm
每日工作时数：24h
传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
; C6 _% I9 A: r: x: C3 ]% i: k电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
& |9 b, N. {( y6 _$ u轴的设计计算…………………………………………………8
( R; H7 R6 h$ @4 {9 U' U1 p. \滚动轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
, i  r: E( K+ u0 b/ Q% u润滑与密封……………………………………………………18
9 s$ r! `: ^5 A0 L设计小结………………………………………………………18
1 d! s( V6 B$ z2 {0 g6 ^* w参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
2 T$ ^% I) D  p& e, Y/ O一． 总体布置简图
7 J- B0 t# R' L! O1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器
二． 工作情况：
载荷平稳、单向旋转
8 o8 ?" ~9 G8 d7 Q三． 原始数据
鼓轮的扭矩T（N•m）：850
鼓轮的直径D（mm）：350
运输带速度V（m/s）：0.7
$ d& K/ N* x) s: I1 x4 j带速允许偏差（％）：5
' s  V* s0 c! K使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
4 ?. n1 [; }/ M. a四． 设计内容
% C, U. Y9 O9 b1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
! s6 V- P# r4 ~. P/ w4 r4. 滚动轴承的选择
' j# z8 J( a, O5. 键和连轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制
9 n! h* X- F5 B0 ?7 S8 T1 E7. 设计计算说明书的编写
& ?' f; f# I- F9 Z五． 设计任务
3 t# z& P2 D+ a1． 减速器总装配图一张
2． 齿轮、轴零件图各一张
3． 设计说明书一份
* \' ^: Z: o4 p1 N3 v- O# F, _六． 设计进度
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
0 f  I  u. s# p/ H# L2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
0 Z" a1 `# I( a" ^  U4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。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。
电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
- G: J/ c. Z' W2．电动机容量的选择
1） 工作机所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 电动机的输出功率
+ X5 a+ _: G* bPd＝Pw/η
2 A- `5 q+ `! o, R/ m5 U% Qη＝ ＝0.904
; S1 a* }+ X: G  APd＝3.76kW
+ t- }( m9 E& p/ N' y3．电动机转速的选择
nd＝（i1’•i2’…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
! Z1 S4 O/ E4 C0 z% C5 |4．电动机型号的确定
1 j1 N/ ^! A% e5 j. K, ^由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求
& }9 t/ @6 n& X0 B4 l& I计算传动装置的运动和动力参数
: X" D8 r" ^+ X* ~传动装置的总传动比及其分配
% s0 F- I( J3 F1 u4 Q& v1．计算总传动比
4 V& ~  ~: H# N3 I) V, e9 r* _由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
$ L: @  k- |0 \' f# z速度偏差为0.5%<5%，所以可行。
) A( ~! s3 K3 {/ i各轴转速、输入功率、输入转矩
* i6 A# m7 n$ e  z2 i- [% e; y! u项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
4 q2 m0 A# k4 V& R) o6 I* ^转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
) w/ K& H; `/ C% G  d% X功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
转矩（N&#8226;m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
传动比 1 1 5 5 1
1 r7 h: P) \) v效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

0 r$ Z5 U! n4 v  @' V) K' n传动件设计计算
  ~. T$ H) y2 u* G# K1． 选精度等级、材料及齿数
% j% y. j* l2 O  ~1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
* u& F4 |% j0 r6 o6 }2） 精度等级选用7级精度；
: y1 r) j) r+ |# k3 M# T; p3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
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
按式（10—21）试算，即
9 Z9 u9 g, Z9 [& p: e1 fdt≥
1） 确定公式内的各计算数值
5 ~& ?  n8 L- Z5 s5 P（1） 试选Kt＝1.6
4 y1 U% m8 g( z3 F+ R- k4 {（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
: D# |4 \5 d3 E（7） 由式10－13计算应力循环次数
6 V8 }( F1 j  V. B$ |0 L9 Q6 z, G/ A, _N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
5 K! p3 ~* g% m% }- X" X( o- I[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
- i  J8 a: @9 f( L2 r5 y+ j! s# D[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
  f  n: o, J" Q; Q: j2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
' j( t% I3 \$ c0 D# G, z7 m7 S0 f2 {+ dd1t≥ = =67.85
0 B+ C  u' o, e2 v（2） 计算圆周速度
) `# J2 f! r: t6 `4 {v= = =0.68m/s
（3） 计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
- |/ n2 ^+ f% x( f, G) J/ v) z" i1 {b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 计算纵向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 计算载荷系数K
7 J: {! L3 R+ P8 a3 D已知载荷平稳，所以取KA=1
( L* A# p1 @# a* W根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
3 ~$ W$ v; G2 k  ^1 O- J% t故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
, s5 I4 Y) n! [' ~& p7 E8 _由表10—13查得KFβ=1.36
2 R! M1 Q% e7 T0 @( X$ u7 J" V9 o由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
9 [+ P3 w9 n" t  f* h（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
6 g( L/ D. I. ed1= = mm=73.6mm
（7） 计算模数mn
mn = mm=3.74
. z; p/ F6 @- R# o; J. Z3 l3．按齿根弯曲强度设计
; K$ o6 V5 x# H4 f* U由式(10—17 mn≥
* F- p, K; n$ ~3 F1） 确定计算参数
4 s" P6 c, @1 u3 ^& a  w) t; e（1） 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88
2 h3 Y! s1 V2 v( n  ]4 \- ?
（3） 计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
# J- B6 R* l/ P( T4 u1 `z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
6 a/ f* E; v% m8 x) a（4） 查取齿型系数
! N: c  H  r$ n8 c& J由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
- n( j/ k# n3 b! ?6 P+ O% H（5） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
# Z4 Q6 I) O! `% l* A+ v6 G（6） 计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
+ V* Y+ b; p8 G- ~5 BKFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较
9 X2 C* P3 {3 i5 A3 j= =0.0126
1 f! g! b6 H9 q' D= =0.01468
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
- F8 g6 v8 |( p8 S1 @. P* [7 `9 umn≥ =2.4
% d6 p( y3 m* o; d$ n! lmn=2.5
4．几何尺寸计算
1） 计算中心距
3 O# C2 e0 H( W' V% q/ Jz1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
+ d8 s6 W9 C9 \- [8 F: C" i% Xa圆整后取255mm
. F( y% p" m$ a! o# q4 b: t  _2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
/ Z+ X& A( z/ U$ }β=arcos =13 55’50”
3 b5 O) Q& y  R/ l0 _3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
$ b, L# _4 E+ Q% I; @d1 =85.00mm
d2 =425mm
' V# W6 ]9 h. O( J$ ~5 l4） 计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
: y9 a  f/ ]" dB1=90mm，B2=85mm
5） 结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
& |- n3 e1 `  k' n( k轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
7 z$ o+ p) s9 x6 Y6 F+ F" H. OII轴：
( F+ U+ O0 e3 G  n" I% q1．初步确定轴的最小直径
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齿轮上的受力
, @, _& @1 \5 C& g/ MFt1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
% C8 B# Z. v" d5 V2 c9 jFt2=4494N
Fr2=1685N
- L. [) w7 n5 E. ~( @. [Fa2=1115N
! g- l+ V& ~+ u* o3．轴的结构设计
/ @- v% O  {6 z! R0 N! X  R5 k1） 拟定轴上零件的装配方案
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
* Y4 e* O$ Z8 r, j9 M; Jvi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
" b. @" p& i- g. P* Q4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
# f# s; O) G; u$ O6. VI-VIII长度为44mm。
4． 求轴上的载荷
. D: M' A8 J: j# F66 207.5 63.5
5 \7 i4 T5 U  a0 _, SFr1=1418.5N
3 q5 G, k. L' _& LFr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
2 ^" K) R: }1 [4 F, ~Fd1=443N
, g! A, w" A. K5 d. c  S( N3 d# gFd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
6 r) O; T6 q& C% J: x; @由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面
2） 截面IV右侧的
$ W0 O+ v: W8 ?  x
截面上的转切应力为
$ m# Z  L3 h0 m; W8 I由于轴选用40cr，调质处理，所以
$ [5 N7 S! ?. ]6 o（[2]P355表15-1）
# K1 ?% }( X6 I: k9 Q% g, Y+ ia) 综合系数的计算
! W5 H7 F1 p4 H& W) I1 \由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
. Z- g/ ^: Z9 N/ g7 w5 L（[2]P38附表3-2经直线插入）
+ z" w+ t2 k5 {# V. G轴的材料敏感系数为 ， ，
8 N, ~% }+ w+ Y& F4 V  x（[2]P37附图3-1）
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ，
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）
! a7 b2 K6 S$ x  M3 I6 e5 {轴采用磨削加工，表面质量系数为 ，
' _* P; @) ~6 t9 j- u（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
b) 碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为 ，
c) 安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
. a3 o4 s; H; \0 I) UI轴：
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
$ a4 A7 M$ |# L) t% {$ \. V; x* _' `2．初步确定轴的最小直径

# D* n% [% D. X. G4 s3．轴的结构设计
7 c! e0 b9 {6 x/ j, s. d1） 确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
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。
% i, p5 E8 A' ]- t" \8 Hi) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
; c% t% _5 ?  K/ [8 ~3 uj) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
7 e7 G. l1 e/ D; A$ w1 Y2） 各段长度的确定
3 F" Z& @; I+ E各段长度的确定从左到右分述如下：
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。
1 H2 G) J) T% ]2 a! V3 xe) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm
# e  H6 H8 `& _3 i$ B6 c4．按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
" z. z  c" f2 M0 V7 {( a# _9 d45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。

III轴
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
3 D, w9 I1 p6 A9 q6 FFv1=Fv2=1685/2=842.5N
6 A5 H: U# @2 a# Q$ I# Z( L2．初步确定轴的最小直径
) j5 v0 p8 n+ w# Y: ^4 s( \3．轴的结构设计
1） 轴上零件的装配方案
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
7 s& u) @$ V! V, L0 E$ r直径 60 70 75 87 79 70
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
  u4 R+ O1 U7 Y4 d' g; o1 F* g
5．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
3 b- Z: c2 |+ d) ^4 f# M) @, HT=925200N.mm
6. 弯扭校合
6 c( ]" K% B7 ^* \: Z滚动轴承的选择及计算
  @. `6 m/ ]7 y6 c& XI轴：
. [% K9 b) ^5 ?/ Q  V5 E1．求两轴承受到的径向载荷
4 p7 e4 P! x, B/ v# J5 ]  H: a, m5、 轴承30206的校核
1） 径向力
8 j! e4 t- S) r0 t' q2） 派生力
2 L1 l3 ?8 I9 h8 q( ^3） 轴向力
; \8 o) j' p2 }* ~由于 ，
2 `' x9 z0 m* S所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
7 j6 K# W- S" j, T- w' k由于 ， ，
( }, P. E1 `7 ]7 V所以 ， ， ， 。
, u. b) M3 l1 r( W; f+ H# |% V由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
" K; K8 a4 ^7 p% f& }2 L5） 轴承寿命的校核
II轴：
# p; A" O0 ?  F+ S2 ]! G6、 轴承30307的校核
! q, G  [: [5 }4 O. d/ B1） 径向力
2） 派生力
6 P! }( T. g4 u$ _- y: e0 J' w，
+ `  X, ~5 o3 n2 w. d& O3） 轴向力
; v% ^$ w8 b+ Y由于 ，
, }- I/ u! T# Z3 M所以轴向力为 ，
  I. M/ w% U9 R9 z# }6 X4） 当量载荷
  ~4 Q* D4 s) z9 y) k/ i! D由于 ， ，
# L8 l9 J! X0 p3 D6 E  r所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
& |# c/ [) a5 s5 Q6 \5） 轴承寿命的校核
' ]2 f8 K, M& G$ g9 I6 d( cIII轴：
7、 轴承32214的校核
1） 径向力
2） 派生力
* p3 @* n! G6 ]. ^  D3） 轴向力
& b- I/ @0 h* q6 e由于 ，
所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
由于 ， ，
% _5 w! j! K& j$ M' h( K# C所以 ， ， ， 。
  Q8 v2 r$ c2 A/ o由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
; g8 p, ^% w, C+ L键连接的选择及校核计算

代号 直径
（mm） 工作长度
; T7 h( s7 Z4 E( w( h（mm） 工作高度
（mm） 转矩
（N&#8226;m） 极限应力
- Y: }+ ~+ C7 a* G. L% c$ t（MPa）
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
! h* W5 y0 b: K) e; v低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4
, c/ Q; t; O) e3 n  e9 Z由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。
1 s- E' |. p5 O# n9 K$ u连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
$ b  g3 C$ j+ I4 S8 n0 X二、高速轴用联轴器的设计计算
2 j% u! J1 P1 \" ^% e# b; n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 ，
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）
. ^  f' u0 s' s6 ~! q其主要参数如下：
5 a$ r& d* z' @1 T! G材料HT200
公称转矩
4 Y  L" {# ~6 D0 V  L% ~% t4 ?: w轴孔直径 ，
轴孔长 ，
" S+ Q$ p% q0 ?" M& n( D装配尺寸
半联轴器厚
7 F, \; R4 P2 n0 u（[1]P163表17-3）（GB4323-84
9 e$ r: T( K6 y! k) E; p三、第二个联轴器的设计计算
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 ，
计算转矩为
( o0 c7 p. A; J/ E& M所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
( G/ O2 G- R, C- ~, x4 b( R: q6 \% M公称转矩
: C7 v$ `& g, z* L9 T: S/ q轴孔直径
" b0 H1 c% s  H7 y' j轴孔长 ，
9 L6 }9 H9 Z7 ], h9 T. @$ k$ M# H) }2 B装配尺寸
半联轴器厚
2 `  r# F) o/ f' _（[1]P163表17-3）（GB4323-84
& M8 n& U$ @) q: `9 j) B0 ~减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
3 b  ?* H4 w& {( q/ ]油面指示器
' u  E* O* B! l6 Q+ j/ W/ M选用游标尺M16
0 q) Y  a5 t- b* }; o8 D- r起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
0 F" u# C+ q, [$ ?: I选用外六角油塞及垫片M16×1.5
润滑与密封
一、齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
5 q; O- C- F& k二、滚动轴承的润滑
2 L* y. D. ^& r% X& a由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
四、密封方法的选取
, |! Q; t! k: Q1 ?- R" k) ?. N, p选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
( @5 g# d/ |4 K' C5 ]0 g5 A/ n+ w密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
设计小结
: @0 t. Z5 d% B# C3 M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。