同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器

- 1 - 目录 一、 题目及总体分析 . 错误 !未定义书签。 二、 电动机的选择 . 3 三、 计算总传动比和分配比 . 4 四、 计算传动装置的运动和动力参数 . 4 (一 ) 各轴转速： . 4 (二 ) 各轴功率： . 5 (三 ) 各轴转矩 . 5 五、 V 带传动的设计 . 6 六、 齿轮的设计 . 9 (一 ) 低速级齿轮设计 . 9 (二 ) 高速级齿轮设计 . 13 七、 轴的设计、联轴器和轴承的选择 . 18 (一 ) 确定每段轴的最小直径 . 18 (二 ) 轴设计 . 19 (三 ) 轴设计 . 21 (四 ) 设计 . 21 (五 ) 轴的校核： . 22 八、 滚动轴承的选择及计算 . 24 九、 键联接的选择 . 25 十、 减速器的箱体设计 . 26 十一、 润滑方式的确定 . 28 十二、 设计小结 . 28 十三、 参考文献 . 29 - 2 - 1. 题目：设计一用于带式运输机上的同轴式二级直齿圆柱齿轮 减速器 2. 工作条件：工作平稳，单向运转，双班制工作。运输带允许的速度误差为 5%，减速器成批生产，使用期限为 10 年，每年 300日。 带式输送机传动简图如下： 图示：为电动机 皮带轮 为减速器 为 高速级齿轮传动 为低速级齿轮传动， 6 为联轴器，为输送机滚筒。 3. 设计参数： 运输工作扭矩（ N· m） 700 卷筒直径 D（ 350 运输带速度（ m/s） - 3 - 一、 电动机的选择 选择电动机的类型： 按已知的工作要求和条件，选用 确定电动机的转速： 1. 选择电动机功率 由电动机至工作机之间的总功率为： 6 0 6 0 0 . 7 5 4 0 . 9 53 . 1 4 0 . 3 5W 7 0 0 4 0 . 9 5 3 . 1 2 79 5 5 0 9 5 5 0 0 . 9 6WW W 24222 联轴器齿轮轴承 3 . 1 2 7 3 . 5 30 . 8 8 6 W 8 40电卷 筒( 8 4 0 ) ( 3 2 7 . 6 1 6 3 8 )n n K W电 卷 筒查表 12 1 6的电机 960 2 3 . 4 44 0 . 9 5 电卷 筒12 4 1i i i 4的电机 1440 3 5 . 1 6 54 0 . 9 5 电卷 筒12 5 i i i 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的50v60 m r - 4 - 传动选择选用 4的电机并且加 电机型号 额定功率 满载转速 堵转转矩 最大转矩 440r/、 计算总传动比和分配比 加 2 2 4 2 20 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 8 5V 轴 承 齿 轮 联 轴 器3 . 1 2 7 3 . 6 7 90 . 8 5 W 1440 3 5 . 1 6 54 0 . 9 5 电卷 筒传动比分配： 二级减速器中两级齿轮传动比相等 三、 计算传动装置的运动和动力参数 (一 ) 各轴转速： 1440 6 5 4 . 5 5 m i 2nn n 6 5 4 . 5 5 1 6 3 . 6 4 m i 1 6 3 . 6 4 4 0 . 9 m i 4 0 . 9 m i 筒 12 4 - 5 - (二 ) 各轴功率： 0 4 0 . 9 6 3 . 8 4I d K W 3 . 8 4 0 . 9 9 3 . 8 0I I I K W 3 . 8 0 0 . 9 9 0 . 9 7 3 . 6 5I I I I I I I K W 3 . 6 5 0 . 9 9 0 . 9 7 3 . 5 1I V I I I I K W 3 . 5 1 0 . 9 9 0 . 9 9 3 . 4 4V I V I V K W (三 ) 各轴转矩 49 5 5 0 9 5 5 0 2 6 . 5 314403 . 8 49 5 5 0 9 5 5 0 5 6 . 0 2 66 5 4 . 5 53 . 8 09 5 5 0 9 5 5 0 5 5 . 4 4 26 5 4 . 5 53 . 6 59 5 5 0 9 5 5 0 2 1 3 . 0 11 6 3 . 6 43 . 5 19 5 5 0 9 5 5 0 8 1 9 . 5 74 0 . 99550 卷 筒3 . 4 49 5 5 0 8 0 3 . 2 34 0 . 9 - 6 - 动力和动力参数的计算结果如表 四、 V 带传动的设计 原始数据： 4 2.2i 1. 确定计算功率 查表得 A 得 2. 选择普通 查图选用 3. 确定带轮基准直径为1选 001 2212 . 2(1 ) 1 0 0 (1 0 . 0 2 )d 大轮直径基准直径为 轴名 参数 电动机轴 轴 轴 轴 卷筒轴 转速1440 入功率4 入 转矩)( - 7 - 查表，选取标准值 242 ，则实际传动比 i ,从动轮的实际转速分别为21224 2 . 2 9(1 ) 1 0 0 (1 0 . 0 2 )d 实2 . 2 9 2 . 2 4 . 1 %2 . 2 理实理在 %5 以内，合格 验算带速 d 5 3 0 060 1 4 4 01 0 0 060 11 带速在 5 范围内合格。 4. 确定带的基准长度a 按结构设计要求初定中心距 1 2 0 1 20 . 7 2 ( )（ d + d ） a d + 21 . 5 ( ) 1 . 5 取 ： a d + d （ 100+224 ） =48600mm00224()224100()(2220201221查表，选取基准长度 600由式得实际中心距 a 为 - 8 - 中心距 a 的变动范围d 8 1 01 6 0 00 1 10 1 i n d 8 1 91 6 0 00 1 a x 5. 校验小带轮包角 1 1 2 6609 1 1 1 0 02 2 41 8 0601 8 0 121 a dd 6. 确定 p )( 00根据 1001 查表： L 7. 计算普通 （根）（ 圆整得 根4 8. 确定初拉力普通 7.0q ，根据公式得单根 c 6. 55 3 3 0) 0 0 220 9. 计算带对轴的压力 Q - 9 - i i 0 五、 齿 轮的设计 (一 ) 低速级齿轮设计 1. 选择材料 小齿轮材料选用 40质处理，齿面硬度 250 280 5 1）。大齿轮材料选用 45 号钢，调质处理，齿面硬度 217 255336 0 6 0 1 6 3 . 6 4 1 0 3 0 0 1 6 4 . 7 1 0hN n J L 8 8344 . 7 1 0 1 . 1 7 5 1 03 . 6 7NN i 3 ；4 341 取取 取 按齿面硬度 25020：3 690L ；4 640L 3 333m i 1 . 0 6 1 . 0 1 . 0 0 . 9 2 6 7 2 . 8 81 . 0L i X w L V Z Z Z M P 4 444m i 1 . 1 2 1 . 0 1 . 0 0 6 5 9 . 4 5 61 . 0L i X w L V Z Z Z M P - 10 - 因 43，计算中取 34= = 6 5 9 . 4 5 6 M p 2. 按齿面 接触强度决定中心距 小齿轮转矩3T= 6 59 5 5 0 2 1 3 . 0 11 6 3 . 6 4P 2 查相关资料得 1 8 9 P a ,减速传动 ,u=i=4， 22 2 . 5c o s s i n c o s 2 0 s i n 2 0 计算中心距 a 223 33 1 . 1 2 1 3 0 1 0 2 . 5 1 8 9 . 8( 1 ) ( ) ( 4 1 ) ( ) 1 6 7 . 9 62 2 0 . 4 4 6 5 9 . 4 5 6 Z Z Za u m 取 a=180mm m=(,02)a=( 180=.6 m=3 32 2 1 8 0 24( 1 ) 3 ( 4 1 )az ; 43 4 2 4 9 6z u z 取3z=24 4z=96 实际传动比 4396 424 ， 传动比误差 - i 4 - 41 0 0 % = 1 0 0 % 0 在允许范围内。 - 11 - 齿轮分度圆直径33d 2 4 3 7 2 4 9 6 3 2 8 8d m z 轮齿顶圆直径 *33d 2 7 2 2 1 3 7 8h m m m *44 2 2 8 8 2 1 3 2 9 6d h m m m 齿轮基圆直径33 c o s 7 2 c o s 2 0 6 7 . 6 5 8bd d m m 44 c o s 2 8 8 c o s 2 0 2 7 0 . 6 3 1bd d m m 3333d 3 . 1 4 7 2 1 6 3 . 6 4v = = 0 . 6 2 m / 1 0 6 0 1 0n 查相关资料 取齿轮精度为 8级 3. 验算齿面接触疲劳 强度 按电机驱动，载荷平稳，查相关资料取 K = 查相关资料，按 9级精度和 3 0 . 6 2 2 4 0 . 1 4 8 8 / , K 1 . 0 1 21 0 0 1 0 0 齿宽 b= a 0 . 4 1 8 0 7 2a m m 查相关资料，按3b 72 1d 72考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承的非对称布置， 得 1 . 0 7 2 (1 5 % ) 1 . 0 2K 查相关资料，得 载荷系数， K= K= 1 1 2 1 1 . 2 4 计算断面重合度 3336 7 . 6 5 8a r c c o s a r c c o s 2 9 . 8 4 178 - 12 - 4442 7 0 . 6 3 1a r c c o s a r c c o s 2 3 . 8 9 4296 3 3 4 41 ( t a n t a n )212 4 ( t a n 2 9 . 8 4 1 t a n 2 0 ) 9 6 ( t a n 2 3 . 8 9 4 t a n 2 0 )22 . 0 1 ( t a n - t a n ) + 3 . 0 1 0 . 8 1 433z 计算齿面接触应力 1221 2 1 . 2 4 2 1 3 0 1 0 4 12 . 5 1 8 9 . 8 0 . 8 1 47 2 7 2 45 1 3 . 7 4 = 6 6 5 9 . 4 5 6 M P a H H Zb d a 安 全4. 验算齿根弯曲疲劳强度 由34Z 2 4 , 9 6Z,查相关资料得34Y 2 . 6 8 , 2 . 2 5F a F 341 . 5 8 , 1 . 7 9S a S ；l i m 3 l i m 42 9 0 , 2 8 0 ,；341 . 0 , 1 . 0m=4<5 取m i 0 , 1 . 4S T 计算齿根弯曲应力 l i m 33 3 3m i 0 2 1 . 0 1 . 0 4 1 4 . 31 . 4F S Y M P l i m 44 4 4m i 0 2 1 . 0 1 . 0 4 0 01 . 4F S Y M P 由式计算齿根弯曲应力 - 13 - 33 3 33322 1 . 2 4 2 1 3 0 1 02 . 6 8 1 . 5 8 0 . 6 2 37 2 7 2 38 9 . 6 4 1 4 . 3F F a S Yb d a M P a 安全 44433342 . 2 5 1 . 7 98 9 . 62 . 6 8 1 . 5 88 5 . 2 4 0 0F a S a F a M P a 安全 5. 齿轮主要几何参数 342 4 , 9 6 , 4 , 3 u m m m 33d 2 4 3 7 2 4 9 6 3 2 8 8d m z 33d 2 7 2 2 1 3 7 8h m m m *44 2 2 8 8 2 1 3 2 9 6d h m m m 33 c o s 7 2 c o s 2 0 6 7 . 6 5 8bd d m m 44 c o s 2 8 8 c o s 2 0 2 7 0 . 6 3 1bd d m m 3411( ) ( 7 2 2 8 8 ) 1 8 022a d d m m 齿宽4 4 3b 7 2 , ( 5 1 0 ) 7 8b m m b b m m (二 ) 高速级齿轮设计 1. 选择材料 - 14 - 小齿轮材料选用 40质处理，齿面硬度 250 2805 1）。大齿轮材料选用 45号钢，调质处理，齿面硬度 217 25516 0 6 0 6 4 5 . 5 5 1 1 0 3 0 0 1 6 1 . 8 9hN n J L 910 9 9121 . 8 9 1 0 0 . 4 7 2 5 1 04NN i 查有关材料得：1 2 （允许有一定点蚀） 查有关材料得：121 取取 取 按齿面硬度 250 220得：1 690L ；2 640L 计算许用接触应力 1 111m i 1 . 0 1 . 0 1 . 01 . 0L i X w L V Z Z 2 222m i 1 . 0 6 1 . 0 1 . 0 0 1 . 0L i X w L V Z Z = 6 2 4 8 M p a 因 21计算中取 2= = 6 2 4 . 1 2 8 M p 2. 按齿面接触强度确定中心距 - 15 - 小齿轮扭矩1T= 8 09 5 5 0 5 5 . 4 4 26 5 4 . 5 5 初取 2 查相关资料得 1 8 8 P a,减速传动 ,u=i=4 221 33 1 . 1 5 5 4 4 2 2 . 5 1 8 9 . 8 1( ) ( 4 1 ) ( ) 1 1 1 . 2 52 2 0 . 4 4 6 2 4 . 1 2 8 Z u a=180mm m=(,02)a=( 180=.6 m=3 32 2 1 8 0 24( 1 ) 3 ( 4 1 )az ; 43 4 2 4 9 6z u z 取3z=24 4z=96 实际传动比 4396 424 ， 传动比误差 - i 4 - 41 0 0 % = 1 0 0 % 0 在允许范围内。 齿轮分度圆直径11d 2 4 3 7 2 2 9 6 3 2 8 8d m z 轮齿顶圆直径 *11d 2 7 2 2 1 3 7 8h m m m *22 2 2 8 8 2 1 3 2 9 6d h m m m 齿轮基圆直径11 c o s 7 2 c o s 2 0 6 7 . 6 5 8bd d m m - 16 - 22 c o s 2 8 8 c o s 2 0 2 7 0 . 6 3 1bd d m m 3333d 3 . 1 4 7 2 6 5 4 . 5 5v = = 2 . 4 7 m / 1 0 6 0 1 0n 查相关资料 取齿轮精度为 8级 3. 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动，载荷平稳，查相关资料取 K = 查相关资料，按 9级精度和 3 2 . 4 7 2 4 0 . 5 9 2 8 / , K 1 . 0 61 0 0 1 0 0 齿宽 b= a 0 . 4 1 8 0 7 2a m m 查相关资料，按3b 72 1d 72考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承的非对称布置， 得 1 . 0 7 (1 5 % ) 1 . 0 2K 查相关资料，得 载荷系数， K= K= 1 1 1 1 . 2 9 7 计算断面重合度 3336 7 . 6 5 8a r c c o s a r c c o s 2 9 . 8 4 178 4442 7 0 . 6 3 1a r c c o s a r c c o s 2 3 . 8 9 4296 3 3 4 41 ( t a n t a n )212 4 ( t a n 2 9 . 8 4 1 t a n 2 0 ) 9 6 ( t a n 2 3 . 8 9 4 t a n 2 0 )22 . 0 1 ( t a n - t a n ) + z - 17 - 4 4 3 . 0 1 0 . 8 1 433z 计算齿面接触应力 1221 2 1 . 2 9 7 5 5 4 4 2 4 12 . 5 1 8 9 . 8 0 . 8 1 47 2 7 2 44 5 5 . 2 4 0 = 6 2 4 . 1 2 8 M P Zb d a 安 全4. 验算齿根弯曲疲劳强度 由12Z 2 4 , 9 6Z,查相关资料得12Y 2 . 6 8 , 2 . 2 5F a F 121 . 5 8 , 1 . 7 9S a S ；l i m 1 l i m 22 9 0 , 2 8 0 ,；121 . 0 , 1 . 0m=4<5 取m i 0 , 1 . 4S T 计算齿根弯曲应力 l i m 11 1 2m i 0 2 1 . 0 1 . 0 4 1 4 . 31 . 4F S Y M P l i m 22 2 2m i 0 2 1 . 0 1 . 0 4 0 01 . 4F S Y M P 由式计算齿根弯曲应力 11 1 11322 1 . 2 4 5 5 4 4 22 . 6 8 1 . 5 8 0 . 6 2 37 2 7 2 32 4 . 4 4 1 4 . 3F F a S Yb d a M P a 安全 2221 4112 . 2 5 1 . 7 98 9 . 6 8 5 . 2 4 0 02 . 6 8 1 . 5 8F a S FF a F P a M P 安全 - 18 - 5. 齿轮主要几何参数 122 4 , 9 6 , 4 , 3 u m m m 11d 2 4 3 7 2 2 9 6 3 2 8 8d m z 11d 2 7 2 2 1 3 7 8h m m m *22 2 2 8 8 2 1 3 2 9 6d h m m m 11 c o s 7 2 c o s 2 0 6 7 . 6 5 8bd d m m 22 c o s 2 8 8 c o s 2 0 2 7 0 . 6 3 1bd d m m 1211( ) ( 7 2 2 8 8 ) 1 8 022a d d m m 齿宽2 2 1b 7 2 , ( 5 1 0 ) 7 8b m m b b m m 六、 轴的设计 、联轴器和轴承的选择 原始参数： 3 W5 5 2 m3 W 2 1 3 . 0 1 m 3 W 8 1 9 . 5 7 m (一 ) 确定每段轴的最小直径 轴：33m i n 0 3 . 8 0d (1 1 8 1 0 7 ) ( 2 1 . 2 1 1 9 . 2 3 ) m 4 . 5 5pA n 考虑到轴的最小直径处要安装连轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大 %7 ，取为 由设计手册取标准直径 - 19 - 选取 22 查表：选择 弹性柱销联轴器。 轴：33m i n 0 3 . 6 5d (1 1 8 1 0 7 ) ( 3 3 . 2 2 3 0 . 1 2 ) m 3 . 6 4pA n 选取 35 ：33m i n 0 3 . 5 1d (1 1 8 1 0 7 ) ( 5 2 . 0 5 4 7 . 2 ) m . 9pA n 考虑到轴的最小直径处要安装连轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大 %7 ，取为 由设计手册取标准直径选取 55表：选择 弹性柱销联轴器。 (二 ) 轴设计 确定各段直径 1d =22有最小直径算出 2d =26据轴间高度， 1( 0 . 0 7 0 . 1 ) (1 . 5 4 2 2 . 2 )h d m m取 2h - 20 - d=30轴承（深沟球轴承 6206）配合，取轴承内径 4d = 根据标准尺寸和轴间高选取 d=据轴环高度， 4( 0 . 0 7 0 . 1 ) ( 2 . 4 8 5 3 . 5 5 )h d m m取 6d=30与轴承（深沟球轴承 6206）配合，取轴承内径 确定各段轴的长度 1L =52据此段轴径，选取联轴器确定轴长 2L =59虑轴承盖与其螺钉长度，外机壁至轴承端面之间距离 L=32与轴承（深沟球轴承 6206）配合 ,加上阶梯套筒长度 4L =75由小齿轮宽度确定 8， 1 h m m ，取 8段：6 17，与轴承（深沟球轴承 6206）配合 轴总长 L=243据以上方法可以分别确定剩下的两个轴的尺寸 - 21 - (三 ) 轴设计 1d =35 1L =36 2d =40 2L =70mm d=45 3L=65mm 4d =40 4L =76mm d=35 5 34轴总长 L=281四 ) 设计 1d =55 1L =112 2d =63 2L =70- 22 - d=70 3L=65mm 4d =80 4L =76mm d=92 5 34d=70 6 17轴总长 L=374五 ) 轴的校核： 选 轴校核： 2 1 3 0 1 0 1 4 7 9 . 2 d 2 1 3 0 1 0 5 9 1 6 . 9 d 12 t a n 2 0 1 4 7 9 . 2 t a n 2 0 4 3 8 . 4 N 22 t a n 2 0 5 9 1 6 . 9 t a n 2 0 2 1 5 3 . 6 N 水平受力 0 2 1 2 0V r D F A B F A C 2 1 4 9 4 1 1 9 7 1 1 9 7 . 5 6 2 . 5 7 4 8 4 3 . 7 5V B A B N m 2 1 4 9 4 . 5 9 5 . 5 1 4 2 7 2 4 . 7 5V C C D N m - 23 - 水平受力和弯矩图： 垂直受力 0 2 1 2 0H t D F A B F A C 2 4 1 0 6 3920 3 9 2 0 6 2 . 5 2 0 5 6 2 5H B A B N m 2 4 1 0 6 . 1 9 5 . 5 4 1 7 2 9 8 . 8H C C D N m 垂直受力和弯矩图： - 24 - 22 2 1 8 8 2 2 . 4B V B H M N m 22 4 1 7 2 9 8 . 8C V C H M N m 合成弯矩图： 221 ( ) 2 5 3 4 1 1 . 9 5 T N m 222 ( ) 4 3 6 4 3 1 . 7 T N m 2 34 3 6 4 3 1 . 7 6 8 . 1 90 . 1 4 0C M M P 查表得： 40 1 7 5b M P a 6 8 . 1 9 7 5c M P a M P a 故轴的强度足够。 七、 滚动轴承的选择及计算 根据轴设计和减速器工作需求， 轴上选用深沟球轴承 6206， 轴上选用深沟球轴承 6207， 上选用深沟球轴承 6214。 轴承寿命校核： - 25 - 1. 深沟球轴承 6206 查手册 N3 6 5 4 . 5 5 / m i 2 5 5 4 4 2t a n 2 0 t a n 2 0 t a n 2 0 1 3 4 5 . 330P F F 336 6 31 0 1 0 1 9 . 5 1 07 7 5 4 4 . 76 0 6 0 6 5 4 . 5 5 3 6 9 6 . 1 L=16年 2. 深沟球 轴承 6207 查手册 2 5 N3 1 6 3 . 6 4 / m i 2 2 1 3 0 1 0t a n 2 0 t a n 2 0 t a n 2 0 4 4 3 0 . 235P F F 336 6 31 0 1 0 2 5 . 5 1 01 9 4 2 2 . 76 0 6 0 1 6 3 . 6 4 4 4 3 0 . 2 L=4年 3. 深沟球轴承 6214 查手册 6 0 N3 4 0 m i 2 8 1 9 5 7 0t a n 2 0 t a n 2 0 t a n 2 0 8 5 2 2 . 870P F F 336 6 31 0 1 0 6 0 . 8 1 01 4 7 9 4 1 . 36 0 6 0 4 0 . 9 8 5 2 2 . 8 L=八、 键联接的选择 与联轴器连接的键： b h=6 6，长度 40l 与小齿轮连接的键： b h=10 8，长度 63l - 26 - 与大齿轮连接的键： b h=12 8，长度 56l 与小齿轮连接的键： b h=12 8，长度 63l 与大齿轮连接的键： b h=20 12，长度 56l 与联轴器连接的键： b h=16 10，长度 100l 九、 减速器的箱体设计 减速器箱体起着支承和固定轴组件零件，保证传动件的啮合精度和良好润滑以及轴组件的可靠。为了安装方便因此采用剖分式结构。 确定箱体的尺寸与形状。 1. 减数器附件的结构设计 名 称 符号 公 式 尺 寸 箱座的壁厚 a 8 箱盖壁厚 1 ) 盖凸圆厚度 1b 11 b 12 箱座凸圆厚度 b 5.1b 体底凸圆厚度 b b 20 地脚螺钉直径 ad f 20 轴承旁连接螺栓直径 1d 16 盖与座连接螺栓直径 2d 12 轴承端盖螺钉直径 3d 10 - 27 - 2. 减数器附件的结构设计 1) 窥见孔和窥视孔盖 窥视孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙等，还可用于注入润滑油。窥视孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，尺寸大小便于观察为宜。 2) 放游螺塞 放游孔应设 在箱座底面的最低处，常将箱体的内底面设计成向孔方向倾斜 ，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。 3) 游标 游标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。游标安置的部位不能太低，以防油进入游标座控而溢出。游标上的油面刻度线应按传动件的浸油深度确定。 4) 通气器 21 4d 8 轴承旁凸台半径 1R 2C 18 外箱壁至轴承座端面的距离 1l )105(21 45 凸台高度 h 手板操作 齿轮顶圆与内箱壁间的距离 1 轮端面与内箱壁间的距离 2 10 箱盖、箱座肋厚 1 轴承端盖外径 2D 32 )( 115 - 28 - 减数器运动时，箱体内门温度升高、气压增大，对减速器的密封极为不利。因此多在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使箱体内的热胀气体自由逸出，以保证箱体内外压力均衡，提高箱体有缝隙处的密封性能。 5) 起盖螺钉 起盖螺钉上的螺纹长度要大于箱盖连接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形 ，工成大角或半圆形，以免顶坏螺纹。 6) 定位销 为了保证部分式箱体轴承孔的加工与装配精度，在箱体的连接凸缘的长度方向两端各设一个圆锥定位销。两销间的距离尽量远些，一提高定位精度。 定位销的直径一般取 22 ,) 为箱体连接螺栓的直径，其长度应大雨箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以利于装拆。 7) 吊钩 为了拆卸及搬运减数器，应在箱箱座上铸出吊钩。箱座两端铸出吊钩，用以起吊或搬运整个箱体。吊钩的尺寸可查表。 十、 润滑 方式的确定 因传动装置为轻型传动，且传速较低，故轴承采用脂润滑，齿轮采用浸油润滑。 十一、 设计小结 经过两周的机械课程设计，让我学到了很多知识，同时也发现了 自身的不足之处。在组长的带领和老师的指导下，我们由最初的无从下手到两周后的减速器设计成型，之间经过了很多的复杂的过程。虽然在这个过程中也曾经抱怨过不能很好的把所学的 - 29 - 知识和真正的设计很好的衔接到一起，但是经过全组全体人员的互相帮助最终完成了本次设计。 本次的课程设计让我体会到了机械设计的思想与方法，从老师和同学的身上学到了吸取了经验，添补了自己的不足。对自己所做 的 同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器 有了深一步的了解。学会了融会贯通，学会了理论联系实际。 总之，本次的机械课程设计比较成功，收获的不想想的更多，为以后的工作铺垫了道路。以后会更加的努力添补自己的不足。 十二、 参考文献 1. 机械设计 孙志礼等 主编； 东北大学 出版社， ； 2. 机械设计（第 2 版）吴宗泽 ，高志 主编 ； 高等教育出版社， 3. 机械设计课程设计 手册 （第 3 版） 吴宗，罗圣国 等 主编 ； 2010 重印） 4. 机械设计课程设计图册（第三版）龚溎义主编；潘沛 霖等编； 高等教育出版社 ， 2009 重印） 5. 互换性和技术测量（第 3 版） 王伯平 等 主编； 机械工业出版社 ， 印）