工学机械设计课程设计说明书10机电师许桂玲

1、机械设计课程设计计算说明书题目：铸造车间型砂输送机的两级斜齿圆柱齿轮减速器目录§一机械设计课程设计任务书3§二传动方案的分析4§三电动机选择，传动系统运动和动力参数计算4一、电动机的选择4二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配5三、运动参数和动力参数计算6§四传动零件的设计计算6一、V带传动设计7二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计10（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表10（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表15（三）斜齿轮设计参数表21§五轴的设计计算21一、轴的结构设计21二、轴的结构设计24三、轴的结构设计26二、校核轴的强度28§六

2、轴承的选择和校核31§七键联接的选择和校核33一、轴大齿轮键的选择33二轴大齿轮键的校核33§第八章联轴器的选择33§九减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择34一、传动零件的润滑34二、减速器密封34§十减速器箱体设计及附件的选择和说明35一、箱体主要设计尺寸35二、附属零件设计37§十一设计小结41§十二参考资料43§ 一、机械设计课程设计任务书一、 设计题目：设计铸造车间型砂输送机的两级斜齿圆柱齿轮减速器。二、 设计条件：整机使用寿命为5年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为5%

3、。工作机效率为0.95，要求有过载保护，按单件生产设计。vF二、原始数据：学号1-910-1819-2728-3637-46输送带拉力F（N）32002800220025003500输送带速度v（m/s）0.91.11.31.20.9鼓轮直径D（mm）340380450430350三、设计内容：1 分析传动方案；2 减速器部件装配图一张(0号图幅)；3 绘制轴和齿轮零件图各一张；4 编写设计计算说明书一份。§ 二、传动方案的分析本设计中采用原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。二级斜齿圆柱齿轮减速器的

4、传动比一般为8-40，结构简单，应用广泛，展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，斜齿轮传动的平稳性较直齿好，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。所以本设计采用的是双级斜齿齿轮传动。§ 三、电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一、电动机的选择1.确定电动机类型 按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。2.确定电动机

5、的容量（1）工作机卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由表1-7查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.96，5 = 0.95，则传动装置的总效率为 总=1223345 = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.96 x 0.95 =0.84993.选择电动机转速由2表13-2推荐的传动副传动比合理范围 普通V带传动 i带=24 圆柱齿

6、轮传动 i齿=35则传动装置总传动比的合理范围为 i总=i带×i齿1×i齿2 i总=（24）×（35）×（35）=（18100）电动机转速的可选范围为nd=i总×nw=（18100）×nw=18nw1000nw=18×50.961000×50.96917.2850960r/min根据电动机所需功率和同步转速，查2表12-1，符合这一范围的常用同步加速有1500、1000。选用同步转速为1500r/min选定电动机型号为Y112M-4二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比 i总= nm /

7、nw=1440/53.3=27式中nm-电动机满载转速，1440 r/min; nw-工作机的转速，53.3r/min。2.分配传动装置各级传动比 i总=i带×i齿1×i齿2 分配原则： （1）i带i齿 （2）i带=24 i齿=35 i齿1=（1.31.5）i齿2 根据2表2-3，V形带的传动比取i带 =2.5 ，则减速器的总传动比为 i = i总 / i带=27/2.5=10.8双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 i齿1 = =低速级的传动比 i齿2 = i/i齿1 = 10.8/3.83三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算 1440r/min n= nm / i

8、带 = 1440/2.5=576r/min n= n / i齿1 = 576/3.7=155.68r/minn= n / i齿2 = 155.68/3=51.9 r/min2.各轴输入功率 P0= Pd=3.53kwP= Pd4 = 3.53×0.96=3.39kw P= P23 =3.39×0.98×0.99=3.29kwP= P23 =3.29×0.98×0.99=3.19kw3.各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =9550×3.53/1440=23.41N·mT = 9550P/n =9550×3.3

9、9/576=56.21 N·m T = 9550P/n = 9550×3.29/155.68=201.82 N·mT = 9550P/n = 9550×3.19/51.9=587.0 N·m表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号功率转速转矩传动比0轴3.53144023.412.5轴3.3957656.213.7轴3.29155.68201.823轴3.1951.9587.0§ 四、传动零件的设计计算一、V带传动设计1.设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果(1)确定计算功率PcaPca=d查1表9.

10、21Pca =1.1×3.53=3.88kw3.88(2)选择带的型号查1图9,13取A型带A型(3)选择小带轮直径查1 表9.6及9.39090(4)确定大带轮直径=2.5×90225mm取标准值224224(5)验算传动比误差0.44%(6)验算带速6.78(7)初定中心距取400400(8)初算带长1304.21304.2(9)确定带的基准长度查1表9.4取=14001400(10)计算实际中心距离（取整） 取=448448(11)安装时所需最小中心距（取整）427(12)张紧或补偿伸长量所需最大中心距490(13)验算小带轮包角度(14) 单根V带的基本额定功率查1

11、表9.9插值法=0.93+0.1344=1.064kw1.064(15) 单根V带额定功率的增量查1表9.10插值法0.15+0.01920.169kw0.169(16) 长度系数查1表9.4=0.960.96(17)包角系数查1表9.12插值法=0.9560.956(18)单位带长质量查1表8-3=0.10.1(19)确定V带根数取Z=4根4(20)计算初拉力查1表8-3得q= 0.1 135.02135.02(21)计算带对轴的压力1068.651068.652.带型选用参数表带型A型902246.78448162.8641068.65473带轮结构相关尺寸项目计算（或选择）依据计算过程单

12、位计算（或确定）结果(1)带轮基准宽bd查表9.5bd11mmmm11(2)带轮槽宽bmm13(3)基准宽处至齿顶距离ha查9.5取ha3mmmm3(4)基准宽处至槽底距离hf查9.5取hf9mmmm9(5)两V槽间距e查9.5mm15(6)槽中至轮端距离查9.5mm9(7)轮槽楔角查9.5度(8)轮缘顶径mm230(9)槽底直径mm206(10)轮缘底径D1查9.5 6mmmm194(11)板孔中心直径D0mm117(12)板孔直径d0取d035mmmm35(13)大带轮孔径d由装带轮的轴决定见mm20(14)轮毂外径d1取d140mmmm40(15)轮毂长L取L78mmmm78二、渐开线斜

13、齿圆柱齿轮设计（一）、高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1表11.20选用7级级72材料选择查1表11.8小齿轮：40Cr(调质)大齿轮：45刚（调质）40Cr(调质) 45刚（调质）3选择齿数Z取 取个4选取螺旋角取5按齿面接触强度设计（1）试选K1.41.6取Kt1.51.5(2)计算小齿轮传递的转矩T1查表1Nmm(3)齿宽系数d由1表11.19d=11(4)材料的弹性影响系数ZE由1表11.11ZE=189.8 MPa1/2MPa1/2189.8(5) 齿轮接触疲劳强度极限由1图11.25600530600530（6）应力

14、循环次数NN1 = 60n1jLhN1=60n1jLh= N2= N1/i齿1=（9）接触疲劳强度寿命系数KHN由1图11.28zHN1 = 1.02zHN2 = 1.11zHN1 = 1.02zHN2 = 1.11（10）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由公示得H1= = H2= =H1=612H2=610.5（11）试算小齿轮分度圆直径按1式（1021）试算=43mm=43.0（12）计算圆周速度vm/sV=1.296（13）计算齿宽Bb = dd1tB1=52mmB2=mmB1=52B2=48（14）模数度=1.81（15）计算纵向重合度= 0.318dz1ta

15、n=1.951.95（16）计算载荷系数K由1表10-2查得使用系数根据v=1.296 m/s，级精度，由1图查得动载荷系数1.05由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.23×10-3b =1.12+0.18×(1+0.6×1)×1+0.23×10-3 ×52=1.42由1图查得KF=1.35假定，由1表查得1.4故载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.05×1.4×1.42=2.09v=1.305m/s1.05KH=1.42KF=1.351.4K=2.09（17）按实际的载荷系

16、数校正分度圆直径由1式d1=d1td1=d1t=43.0×47.0（18）计算模数=mm26按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK=1×1.05×1.4×1.35=1.981.98（2）螺旋角影响系数根据纵向重合度=1.95，从1图10-280.890.89（3）计算当量齿数ZV=25.52=95.43（4）齿形系数YFa由1表11.12YFa1=YFa2=2.156YFa1=2.605 YFa2=2.156（5）应力校正系数YSa由1表11.13YSa1=1.612YSa2=1.776YSa1=1.612YSa2=1.776（6）

17、齿轮的弯曲疲劳强度极限由1图11.26500380500380（7）弯曲疲劳强度寿命系数由1图11.270.870.90.870.9（8）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.3，由式得F1= =F2= = F1=334.62F2=263.08（9）计算大小齿轮的并加以比较=结论：大齿轮的数值大0.01240.0147（10）齿根弯曲强度设计计算由1式1.71.7结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=47.0mm来计算应有的齿数。于是由= 取

18、23，则Z2 = Z1×i齿1 = 23×3.785.1 取Z2 =863几何尺寸计算（1）计算中心距a将中心距圆整为115mmmm115（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。度（3）计算齿轮的分度圆直径d=mm=47.66=178.20（4）计算齿轮的齿根圆直径df=47.66-2.5×2=42.66mm=178.2-2.5×2=172.2mmmm=42.66=172.2（5）计算齿轮宽度Bb = dd1圆整后取：B1 = 55 mmB2 = 50mmmmB1 = 55B2 = 50（6）验算=N = 2.36×N

19、= N/mm =42.90N/mm100N/mm合适（二）、低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1表11.21选用7级级72材料选择小齿轮材料：40Cr(调质)大齿轮材料：45刚（调质）40Cr(调质) 45刚（调质）3选择齿数Z取 个4选取螺旋角取5按齿面接触强度设计5按齿面接触强度设计（1）试选Kt1.41.6取Kt1.51.5(4)计算小齿轮传递的转矩T查表1Nmm(5)齿宽系数d由1表10.7d=11(6)材料的弹性影响系数ZE由1表11.11ZE=189.8 MPa1/2MPa1/2189.8(7) 齿轮接触疲劳强度极限由

20、1图11.25600550600550（8）应力循环次数N由1式N3=60n3jLh= N4= N3/i齿2=（9）接触疲劳强度寿命系数KHN由1图11.27KHN3 = 0.975KHN4 = 0.99KHN1 = 0.975KHN2 = 0.99（10）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由1式得H3= = H4= =H3=585H4=544.5（11）试算小齿轮分度圆直径按1式（1021）试算=71mm=71.0（12）计算圆周速度vm/sV=0.578（13）计算齿宽Bb = dd3tB1=78mmB2=mmB1=78B2=71（14）模数度=2.22（15）计算

21、纵向重合度= 0.318dz3tan=2.462.46（16）计算载荷系数K由1表10-2查得使用系数根据v= 0.578m/s，级精度，由1图查得动载荷系数1.04 由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.23×10-3b=1.12+0.18×(1+0.6×1)×1+0.23×10-3 ×78=1.43由1图查得KF=1.355假定，由1表查得1.4故载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.04×1.4×1.432.08v=0.568m/s1.04KH=1.43KF=1.3551.

22、4K=2.08（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3由1式D3=d3t=71.0×77.49（18）计算模数mm2.226按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK1×1.04×1.4×1.3551.971.97（2）螺旋角影响系数根据纵向重合度=2.46，从1图0.880.88（3）计算当量齿数ZV=33.94=101.81（4）齿形系数YFa由1表YFa3=2.456YFa4=2.174YFa3=2.456YFa4=2.174（5）应力校正系数YSa由1表YSa3=1.63YSa4=1.89YSa3=1.63YSa4=1.89（

23、6）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1图500380500380（7）弯曲疲劳强度寿命系数由1图0.890.910.890.91（8）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.3，由式得F3= =F4= = F3=342.31F4=266（9）计算大小齿轮的并加以比较=结论：大齿轮的数值大=0.01186=0.0146（10）齿根弯曲强度设计计算由1式1.941.94结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.5 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=78.14mm来计算应有的齿数。于是由= 取

24、35 ，则Z4 = Z3×i齿2 = 35×3105 取Z4 = 1053几何尺寸计算（1）计算中心距a将中心距圆整为160 mmmm160（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。度（3）计算齿轮的分度圆直径dmm79.99239.99（4）计算齿轮的齿根圆直径df79.99-2.5×2.574.49mm=239.99-2.5×2.5=234.49mmmm=74.49=234.49（5）计算齿轮宽度Bb = dd3圆整后取：B3 = 90mmB4 =75mmmmB3 = 90B4 = 75（6）验算= N =5.05×

25、N= N/mm = 63.07N/mm100N/mm 合适（三）、斜齿轮设计参数表传动类型模数齿数中心距齿宽螺旋角高速级斜齿圆柱齿轮2mm115mmB1 = 55 mmB2 = 50 mm低速级斜齿圆柱齿轮2.5mm160mmB3 = 90mmB4 = 75mm§ 五、轴的设计计算减速器轴的结构草图一、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火。2确定轴的最小直径按扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1表162，C=118-107 考虑键：齿轮直径小于100mm，有一键时，轴径增大57，则3确定各轴段直径并填

26、于下表内名称依据单位确定结果且由前面的带轮的设计可得，带轮的孔径为20 2020考虑毡圈，查2表7-12，取25mm25因为处装轴承，所以只要即可，选取7类轴承，查 2表6-6，选取7206AC，故 3030 查2表7-1235e<2.5m,此轴为齿轮轴,根据高速斜齿圆柱齿轮的齿根圆直径353530304选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2，dn=1.728 <， 故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚查 2表11-18地脚螺栓直径及数目n查 2表11-120mm=4轴承旁联接螺栓直径查 2表11-1，取16mm16轴承旁联接螺栓扳手空间

27、、查 2表11-1,=22=20轴承盖联接螺钉直径查 2表11-1,取1010轴承盖厚度查 2表11-10 12小齿轮端面距箱体内壁距离查 2 >，8mm, 取12mm12轴承内端面至箱体内壁距离查 2dn<1.728小于选择脂润滑812mm,取10mm10轴承支点距轴承宽边端面距离a查 2表6-6，选取7206AC轴承，故5.计算各轴段长度。名称计算公式单位计算结果75622893.55592828L（总长）350.5（支点距离）=+2-2a=28+93.5+55+9+28+2-2×21=171.5mm=171.5二、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1

28、选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1表15-3， 考虑键：最小直径处没有装键，故不考虑键的影响。3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果选用轴承7308AC,d=40mm,B=23mm，a=27.5mm， mm40查 2表7-12，取454553考虑大于，查表21-16,取42mm,考虑键45选用轴承7308AC,d=40mm,B=23mm，a=27.5mm， mm404选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2 故选用 润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点

29、距轴承宽边端面距离a查表26-6， B=2327.55.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果44908=55-2=53mm=53=10+10+23-1+=46.5L（总长）L=+=229.5mm241.5（支点距离）= L-2a+2=241.5-227.5+2=188.5mm188.5三、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1表15-3， 考虑键：齿轮直径小于100mm，有一键时，轴径增大57， 3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果查

30、 2表8-1，取5050查 2表7-12，取6060选用7213AC轴承, =65mm, B=23mm a=33.5mm,mm=65考虑轴承定位，取安装直径并查2表1-16，取标准值75mm75取85mm85非定位轴肩，查2表1-16取67，考虑键，71655 选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。 <故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a查表26-6，33.55.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果82573466取10mm10=90-2=88mm8846.5L（总长）L=+=383.5mm382.5（支点距离）=+2-2a=3

31、4+66+10+88+46.5+2-2×33.5=179.5mm178.5二、校核轴的强度齿轮的受力分析：高速级齿轮2受力:低速级齿轮3受力:齿轮2上的圆周力齿轮2上的径向力齿轮2上的轴向力2358.79N889.48N639.10N齿轮3上的圆周力齿轮3上的径向力齿轮3上的轴向力5349.85N2023.05N1947.19N1 求支反力、绘弯矩、扭矩图（1）垂直平面支反力（2）垂直平面弯矩图（3）水平平面支反力（4）水平平面弯矩图（5）合成弯矩图（6）扭矩图2按弯扭合成校核轴的强度（1）确定轴的危险截面 根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：危险截面是D截面。（2）按弯矩组合强度校核轴危

32、险截面强度查1表15-1得,因此,故安全。§ 六、轴承的选择和校核一、轴承的选择和校核1轴轴承的选择选择轴轴承的一对7308AC 轴承，校核轴承，轴承使用寿命为5年，每年按300天计算。2根据滚动轴承型号，查出和。=38.5kN =30.5kN3校核轴轴承是否满足工作要求（1）画轴的受力简图。（2）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（3）求两端面轴承的派生轴向力、（4）确定轴承的轴向载荷、（5）计算轴承的当量载荷、（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，滚子轴承的0.68 ，查1表13-6取冲击载荷系数1.1

33、,查1表13-4取温度系数 1 ,计算轴承工作寿命：结论：轴承受命合格§ 七、键联接的选择和校核一、轴大齿轮键1键的选择选用普通圆头平键 A 型,轴径45 ,查1表6-1得2键的校核键长度小于轮毂长度，前面算得大齿轮宽度50mm,根据键的长度系列选键长35mm。查1表16-2得所以所选用的平键强度足够。§ 八、联轴器的选择查1表14-1得: d查2表8-7，选用弹性柱销联轴器: LX4§ 九、减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择一、传动零件的润滑1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。2滚动轴承的润滑由前面设计可知，所有滚动轴承的线速度（，d为轴承的内径，n

34、为转速）较低，故均是选用脂润滑。二、减速器密封1.轴外伸端密封因为轴承选用脂润滑，工作环境较清洁，轴颈圆周速度，工作温度不超过，所以轴外伸端选用毛毡圈密封。1轴毡圈 3轴毡圈 2.轴承靠箱体内侧的密封因为轴承采用脂润滑，为防止箱内润滑油和润滑脂混合，所以在轴承前设置挡油环。查图16-12可得3.箱体结合面的密封为保证密封，箱体剖分面连接凸缘应有足够宽度，并要经过精刨或刮研，连接螺栓间距也不应过大（小于150-200mm），以保证跢的压紧力。为了保证轴承孔的精度，剖分面间不得加垫片。为提高密封性，可在剖分面上制出回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。§ 十、减速器箱体设计及附件的

35、选择和说明一、箱体主要设计尺寸名称计算依据计算过程计算结果箱座壁厚取8mm8箱盖壁厚取8mm8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径=18.3mm,取=20mm20地脚螺钉数目6轴承旁联接螺栓直径取16mm16箱盖与箱座联接螺栓直径10联接螺栓的间距查表111-1：(150200)mm ,取160mm160轴承端盖螺钉直径8定位销直径8、至外箱壁距离查1表11-2、至凸缘边缘距离查2表5-1轴承旁凸台半径轴承旁联接螺栓的20mm20凸台高度保证扳手操作为准由实际知40.75mm40.75轴承座宽度=8+20+22+(5+10)=4555mm50大齿轮顶圆与内箱壁距离=,

36、取20.64mm20.64齿轮端面与内箱壁距离10151015mm,取12.5mm12.5箱盖、箱昨筋厚、=7=7轴承端盖外径7206AC:1127308AC:1407213AC:170轴承旁联接螺栓距离2h81.5二、附属零件设计1窥视孔和窥视孔盖查2 表11-4得，因为，所以选取盖厚为mm，长为l=180mm，宽为b=140mm的窥视孔盖，如下图所示。2.通气塞和通气器减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器用于通气，能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内，外气压平衡一致，以避免由于运转时箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油沿接合面、轴伸处及其他缝隙渗漏出来。查2 表11-5，选取

37、提手式通气器如下图所示3.油标、油尺油标尺一般安装在箱体侧面，设计时应注意其在箱座侧壁上的安置高度和倾斜角，设计应满足不溢油、易安装、易加工的要求，同时保证油标尺倾角在于或等于60度。油标用来指示箱内油面高度，它应设置在便于检查及油面稳定之处，所以安装在低速级传动件附近。查2 表7-10得，选取杆式油标，4.油塞、封油垫为了排队油污，更换减速器箱体内的污油，在箱座底部油池的最低设置有排油孔。排油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面常做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以做一日和尚撞一天钟能将污油放尽。排油孔平时用放油螺塞堵住。箱壁排油孔处应有凸台，并加工沉孔，放封没圈以增强密封效果。放没螺

38、塞有六角头圆柱螺纹油塞自身不能防止漏油，应在六角头与放油孔接触处加封油垫片。放油螺塞的直径可按减速箱座壁厚的22.5倍选取。查2 表7-11得5.起吊装置为了装卸和搬运减速器，常在箱盖上铸出吊耳或吊耳环，用于起吊箱盖，也可用于起吊轻型减速器，但不允许起吊整台减速器。吊钩在箱座两端凸缘下部直接铸出，其宽度一般与箱壁外凸缘宽度相等，吊钩可以起吊整台减速器。吊钩：6.轴承端盖、调整垫片轴承端盖是用来对轴承部件进行轴向固定，它承受轴向载荷，可以调整轴承间隙，并起密封作用。根据轴是否穿过端盖，轴承端盖分为透盖和闷盖两种。透盖中央有孔，轴的外伸端穿过此孔伸出箱体，穿过处需有密封装置。闷盖中央无孔，用在轴的非外伸端。a、 轴的端盖的设计，表11-10得b、轴的端盖的设计，表11-10得c、轴的端盖的设计，表11-10得（2）调整垫片的设计调整垫片的是用来调整轴承间隙或游隙以及轴的轴向位置。垫片组由多片厚度不同的垫片组成，使用时可根据调整需要组成不同的厚度。§ 十一、设计小结两周了,真的很累了,从小到大,我很少为了完成作业而熬夜,但是这次机械设计,彻彻底底让我体验到了什么叫做废寝忘食,