说明书碾砂机传动装置设计

一、设计题目：碾砂机传动装置设计工作状况：已知条件工作条件：每日三班制，连续单向运转，载荷有轻度冲击；使用寿命：6年允许转速偏差：±5%生产批量：小批量生产原始数据：碾机主轴转速n：33r/min碾机主轴转矩T：1200（N.M）碾砂机的原理传动方案：二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器——开式圆锥齿轮1——电动机2——联轴器3——箱体4——齿轮5——轴承6——碾盘7——碾轮传动方案简图二、动力机选择及动力参数1.选择电机类型：Y系列封闭式三相异步交流电动机2.电动机容量选择1）工作机所需功率PW=T*N/9549=1200*33/9549=4.15KW2）传动装置的总效率η1、η2、η3、η4分别为齿轮联轴器、闭式圆柱齿轮、开式圆锥齿轮、轴承效率。查表得η1=0.99，η2=0.975，η3=0.935，η4=0.98η总=0.993x0.935x0.9752x0.985=0.78电动机所需的功率:Pd=PW/η总=4.15/0.78=5.32KW计算结果：PW=4.15KWPd=5.32KW由机械课程设计手册表10-1查得满足要求的电动机有以下电动机型号额定功率（KW）满载转速（r/min）堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y132S1-25.529002.22.2Y132S-45.514402.22.2Y132M-65.59602.02.0Y160M2-85.57202.02.0综合考虑，这里选Y132M-6所选电机的基本参数如下：Y132M2-6额定功率P0同步转速满载转速电压电流功率因数5.51000960380V12.6A0.78质量总传动比满载扭矩电动机外伸轴直径D电动机外伸轴长度E电动机中心高H84kg21.522.038mm80mm132mm三、计算传动装置的运动和动力参数内容依据结果整个系统的传动比i总=n/nWi总=960/33i总=29.091号齿轮和2号齿轮之间的传动比i12i总=i12*i34*i56为减小减速器尺寸一般取i12=1.4*i34i12=4.513号齿轮和4号齿轮之间的传动比i23I34=3.225号齿轮和6号齿轮之间的传动比i56圆锥齿轮传动比一般为2~4初步选I56=2I56=2传动系统各轴转速、功率、转矩计算如下：电动机0轴n0=n=960r/minP0=Pd=5.32KWT0=9549P0/n0=9549*5.32/960=52.91N.M1轴n1=n0=960r/minP1=P0*η01=5.32*0.99*0.98=5.16KWT1=T0*η01=52.91*0.99*0.98=51.34N.M2轴n2=n1/i12=960/4.51=212.87r/minP2=P1*η12=5.16*0.975*0.98=4.93KWT2=T1*i12*η12=51.34*4.51*0.975*0.98=221.23N.M3轴n3=n2/i34=212.87/3.22=66.11r/minP3=P2*η23=4.93*0.975*0.98=4.71KWT3=T2*i34*η23=221.23*3.22*0.975*0.98=680.65N.M4轴n4=n3=66.11r/minP4=P3*η34=4.71*0.99*0.98=4.57KWT4=T3*η34=680.65*0.99*0.98=660.36N.M5轴n5=n4/i56=66.11/2=33r/minP4=P3*η45=4.57*0.935*0.98=4.19KWT4=T3*i56*η45=660.36*2*0.935*0.98=1210.18N.M工作机轴n6=n5=33r/minP4=P3*η56=4.19*0.99=4.15KWT4=T3*η56=1210.18*0.99=1198.08N.M传动系统运动和动力参数如下表电动机减速器锥齿轮副工作机轴号0轴1轴2轴3轴4轴5轴6轴转速（r/min）960960212.8666.1166.113333功率（KW）5.315.164.934.714.574.194.15转矩（N.M）52.9151.34221.23680.65660.361210.181198.08两轴连接件，传动件联轴器圆柱齿轮圆柱齿轮联轴器圆锥齿轮联轴器传动比14.513.22121四、传动件设计计算传动零件是传动系统中最重要的零件，它关系到传动系统的工作能力，结构布置和尺寸大。此外，支撑零件也要根据传动零件来设计或选取。传动两件的设计计算主要完成减速器齿轮传动或蜗轮蜗杆传动的设计计算，包括选择传动零件的材料和热处理，确定传动零件的主要参数，结构和尺寸。传动系统运动和动力参数的计算结果及设计任务书给定的工作条件，即为减速器传动零件设计计算的原始依据。高速级选定高速齿轮类型、精度等级、材料及齿数。（1）选用斜齿圆柱传动（2）选用7级精度（3）材料选择。查《机械设计》（第八版）表10-1选择小齿轮材料为40Cr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40HBS。2）I级：选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=24X4.51=108.24取Z2=109II级：选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=24×3.22=77.28取Z2=78按齿面接触强度设计1)试选载荷系数Kt=1.62)区域系数ZH=2.433查《机械设计》（第八版）图10-303)由图《机械设计》（第八版）10-26查得Ⅰ级：εα1=0.78εα2=0.820εα=εα1+εα1=1.6Ⅱ级：εα1=0.78εα2=0.890εα=εα1+εα1=1.674)选取齿宽系数φd=15)小齿轮的传递扭矩Ⅰ级：T1=51.34N.MII级：T2=221.23N.M6）材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa查《机械设计》（第八版）表10-67)小齿轮的接触疲劳强度极限δlim1=600MPaδlim2=550MPa8)应力循环次数一级N1=60njLh=60*1*960*（6*365*8*3）=3.02x109N2=60njLh=60*1*212.86*（6*365*8*3）=0.67x109二级N1=60njLh=60*1*212.86*（6*365*8*3）=0.67x109N1=60njLh=60*1*66.11*（6*365*8*3）=0.20x1099)接触疲劳寿命系数查《机械设计》（第八版）图10-19Ⅰ级：KHN1=0.90KHN2=0.92Ⅱ级：KHN1=1.01KHN2=0.95510)计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1Ⅰ级：[δH1]=δHlim1*KHN1/SH=600*0.90/1=540MPa[δH2]=δHlim2*KHN2/SH=550*0.92/1=506MPa[δH]=([δH1]+[δH2])/2=(540+506)/2=523MPaⅡ级：[δH1]=δHlim1*KHN1/SH=600*1.01/1=606MPa[δH2]=δHlim2*KHN2/SH=550*0.955/1=525.25MPa[δH]=([δH1]+[δH2])/2=(606+525.25)/2=565.63MPa计算1）分度园直径d1t,有公式得Ⅰ级：d1t≥39.64Ⅱ级：d1t≥57.97圆周速度Ⅰ级：V=πd1n1/60000=3.14*39.64*960/60000=1.99m/sⅡ级：V=πd1n1/60000=3.14*57.97*298.14/60000=0.90m/s3)计算齿宽模数b及模数mntⅠ级：b=ψd*d1t=1*39.64=39.64mnt=d1t*cosß/Z1=39.64*cos14°/24=1.60h=2.25*mnt=2.25*1.6=3.6b/h=10.997II级：b=ψd*d1t=1*57.97=57.97mnt=d1t*cosß/Z1=57.97*cos14°/24=2.34h=2.25*mnt=2.25*2.34=5.27b/h=10.997计算纵向重合度εβεβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318*1*24*tan14°=1.903计算载荷系数使用系数，由《机械设计》（第八版）表10-2KA=1.25Ⅰ级：根据V=1.99m/s，7级精度。由《机械设计》（第八版）图10-8查得的动载系数Kv=1.07。由《机械设计》（第八版）表10-4查得KHβ=1.417由《机械设计》（第八版）图10-13查得KFβ=1.375由《机械设计》（第八版）表10-3查得KHα=KFα=1.1K=KA*KA*KHβ*KHα=1.25*1.07*1.417*1.1=2.08II级：根据V=0.90m/s，7级精度。由《机械设计》（第八版）图10-8查得的动载系数Kv=1.03。由表10-4查得KHβ=1.421由《机械设计》（第八版）图10-13查得KFβ=1.35由《机械设计》（第八版）表10-3查得KHα=KFα=1.1K=KA*KA*KHβ*KHα=1.25*1.03*1.421*1.1=2.01按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10a）得：I级：II级：计算模数mnI级：mn=d1cosβ/Z1=43.30*cos14°/24=1.75II级：mn=d1cosβ/Z1=62.58*cos14°/24=2.53按齿根弯曲强度设计由式《机械设计》（第八版）表（10-17）得弯曲强度的设计公式为确定公式内各计算数值I级：K=KA*KA*KFβ*KFα=1.25*1.07*1.375*1.1=2.02II级：K=KA*KA*KFβ*KFα=1.25*1.03*1.35*1.1=1.91螺旋角影响系数Yβ=0.88计算当量齿数Ⅰ级：ZV1=Z1/cosβ3=24/cos14°3=26.27ZV2=Z2/cosβ3=109/cos14°3=119.32II级：ZV1=Z1/cosβ3=24/cos14°3=26.27ZV2=Z2/cosβ3=78/cos14°3=85.39查取齿形系数由《机械设计》（第八版）表10-5用插值法查得Ⅰ级：YFa1=2.592YFa2=2.165II级：YFa1=2.592YFa2=2.209查取应力校正系数由《机械设计》（第八版）表10-5用插值法查得Ⅰ级：YSa1=1.596YSa2=1.795II级：YSa2=1.596YSa1=1.785由《机械设计》（第八版）图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限δFE1=500Mpa查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限δFE2=380Mpa 查《机械设计》（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数Ⅰ级：KFN1=0.85KFN2=0.90II级：KFN1=0.92KFN2=0.95计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4Ⅰ级：[δF1]=KFN1δFE1/S=0.85*500/1.4=303.571MPa[δF2]=KFN2δFE2/S=0.9*380/1.4=244.286MPaII级：[δF1]=KFN1δFE1/S=0.92*500/1.4=328.571MPa[δF2]=KFN2δFE2/S=0.95*380/1.4=257.857MPa计算大小齿轮的YFaYSa/[δF]Ⅰ级：YFa1YSa1/[δF1]=0.01259YFa1YSa1/[δF1]=0.015071Ⅰ级：YFa1YSa1/[δF1]=0.013627YFa1YSa1/[δF1]=0.016141大齿轮的数值大。按设计计算公式计算结果 Ⅰ级模数mn≥2.21Ⅱ级模数mn≥3.38对比计算结果 Ⅰ级模数mn取2.5,Ⅱ级模数mn取3.5Ⅰ级：Z1=d1cosβ/mn=43.30*cos14°=43.30*0.97/2.5=16.8圆整后取Z1=17Z2=76II级：Z1=d1cosβ/mn=62.58*cos14°=62.58*0.97/3.5=17.34圆整后取Z1=18Z2=56计算几何尺寸计算中心距I级：a=（Z1+Z2）mn/2cosβ=（17+76）x2.5/2/0.97=119.85取a=120mmII级：a=（Z1+Z2）mn/2cosβ=（18+56）x3.5/2/0.97=133.51取a=134按圆整后的中心距修正螺旋角Ⅰ级：14.07°II级：14.07°计算大小齿轮的分度圆直径Ⅰ级：17*2.5/cos14.07°=43.8176*2.5/cos14.07°=195.88II级：18*3.5/cos14.07°=64.9556*3.5/cos14.07°=202.06圆整后取I级d1=44mmd2=196mmII级d1=65mmd2=202mm计算齿顶高和齿根高取ha*=1Cn*=0.25I级：ha=mn*ha*=2.5hf=mn*（ha*+Cn*）=3.125II级：ha=mn*ha*=3.5hf=mn*（ha*+Cn*）=4.375计算齿轮的宽度I级：1*43.81=43.81圆整后取45mm50mmII级：1*64.95=64.95圆整后取65mm70mm齿轮参数一级二级模数m（mm）2.53.5螺旋角β1（度）14.0714.07中心距（mm）120134小齿轮参数齿数z1718分度圆直径mm4465齿顶圆直径mm4972齿根圆直径mm37.7556.25齿宽mm5070大齿轮参数齿数z7656分度圆直径mm196202齿顶圆直径mm201209齿根圆直径mm189.75193.25齿宽mm4565低速级直齿圆锥齿轮的设计内容设计依据结果材料及热处理小齿轮材料40Gr大齿轮材料45#小齿轮热处理调质大齿轮热处理调质小齿轮硬度查《机械设计》（第八版）表10-1241~286HBS大齿轮硬度217-255HBS接触疲劳极限（MPa）δHlim1查《机械设计》（第八版）图10-21（d）750δHlim2700弯曲疲劳极限（MPa）δFlim1查《机械设计》（第八版）图10-20（bc）650δFlim2600应力循环次数N1N1=60njLh=60*1*66.11*（6*365*8*3）0.2x109N2N2=N1/i560.1x109接触寿命系数KHN1查《机械设计》（第八版）图10-190.89KHN20.9弯曲寿命系数KFN1查《机械设计》（第八版）图10-180.85KFN20.86安全系数SH查《机械设计》（第八版）P2061SF1.4许用接触应力（MPa）[δH1][δH1]=δHlim1*KHN1/SH667.5[δH2][δH2]=δHlim2*KHN2/SH630许用弯曲应力（MPa）[δF1][δF1]=δFlim1*KFN1/SF394.6[δF2][δF2]=δFlim2*KFN2/SF368.6确定参数分锥角δ1I56=tanδ2δ2=arttani5626.57°δ263.43°初选Kt1.3确定精度查《机械设计》（第八版）表10-87齿宽系数ψR通常取0.25~0.351/3齿数Z1初选Z120Z2Z2=Z1*i1240当量齿数ZV1Zv=dv/mm=Z/cosδ22.47ZV288.89区域系数ZH查《机械设计》（第八版）图10-302.5弹性系数ZE查《机械设计》（第八版）表10-6188.9按接触强度设计计算许用接触应力[δH]=min{δH1，δH2}630设计小齿轮分度圆直径d1158.61计算mnt(mm)Mnt=d1cosβ/z17.06齿宽(mm)b=ψR*d152.87齿全高hh=2.2m15.53b/h3.40圆周速度v（m/s）V=πd1n1/600000.55使用系数KA查《机械设计》（第八版）表10-21.25动载系数KV查《机械设计》（第八版）图10-81.01径向载荷分布系数KβKHβ参考《机械设计》（第八版）表10-41.420KFβ参考《机械设计》（第八版）图10-131.26齿间载荷分配系数KαKHα、KFα查《机械设计》（第八版）表10-31接触载荷系数K=KAKvKβKα1.792弯曲载荷系数1.578校正分度圆直径176.06计算mm（mm）mm=d1cosβ/z17.84按弯曲强度计算齿形系数YFa1查《机械设计》（第八版）表10-52.70YFa22.20应力校正系数YSa1查《机械设计》（第八版）表10-51.57YSa21.78比较弯曲强度YFa1YSa1/[δF1]与YFa2YSa2/[δF2]0.010743与0.010624螺旋角系数Yβ查《机械设计》（第八版）图10-281由弯曲强度计算模数5.72实际齿数Z1Z1=d1cosβ/m30.78Z2Z2=Z1*i1261.56几何尺寸的计算分度圆直径（mm）d1d=mnz/cosβ186d2372锥距R133.65齿宽b（mm）BR/344.55齿顶高系数ha*=1顶隙系数Cn*=0.2齿顶高ha=mn*ha*6齿根高hf=mn*（ha*+Cn*）7.2齿顶圆直径（mm）da1da=d+2hacosδ196.73da2382.73齿根圆直径（mm）df1df=d-2hfcosδ173.12df2359.12综上设计过程，圆整后主要设计参数如下表小齿轮40Gr钢调质241~286HBS大齿轮45#钢调质217~255HBSm=6齿厚S=1/2πm=9.42小齿轮大齿轮齿数3162齿宽4545分度圆直径186372齿顶圆直径196.73382.73齿根圆直径173.12359.12齿轮精度7级五、轴的设计根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求，初步设计减速器草图。草图相见附图减速器轴的结构设计最小直径估算，查表15-3,取A0=112mmmmmm高速轴的结构设计各轴段直径的确定：最小直径，安装联轴器。=：密封处轴段，采用毡圈密封，取标准值=30mm：安装滚动轴承处，=35mm：定位轴承轴肩处，=40mm：高速级齿轮分度圆直径44mm，所以采用一体式齿轮轴，齿顶圆直径49mm：轴肩处，=40mm：滚动轴承处，=35mm各轴段的长度确定：由联轴器的宽度决定，选择具有弹性元件的挠性联轴器HL2Y型，轴空长度为62mm，d=28mm，=62mm：由箱体，轴承端盖，装配关系确定，=52mm：由滚动轴承，装配关系确定选择轴承参数=20mm：由高速齿轮和箱壁距离确定取=15mm：由高速齿轮齿宽决定取50mm：由高速齿轮和箱壁距离确定取=95mm：由滚动轴承，装配关系确定取=20mm中间轴的结构设计初步按两个齿轮键槽计算，参考《机械设计》第八版371页，d﹤100mm增加1个键槽轴颈增大5~7%，增加两个键槽轴颈增大10~15%，取13%计算，31..93*（1+13%）=36.08，为安装轴承，取标准40mm，轴上小齿轮为二级高速齿轮，其齿根圆56.25mm齿根圆到键槽距离（56.25-40）/2-3.6=4.525＜3.5*2=7，故该齿轮与轴应为一体齿轮轴，所以该轴只有一个键槽，返回计算，取系数7%，31.93*（1+7%）=34.16,所以磁轴最小直径取35mm各轴段直径的确定：安装圆锥滚子轴承30207，：安装一级低速齿轮，=45mm：轴肩，=50mm：二级高速齿轮，其齿顶圆72mm，=72mm：安装轴承，=各轴段的长度的确定：由轴承，挡油环，装配关系确定，=35mm：由一级低速齿轮确定，B=45mm，=43mm：轴肩=19mm：由二级高速齿轮确定，=68mm：由轴承，挡油环确定，=35mm低速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定：安装联轴器，因为转矩T=680.65参照GB/T5014-85选择HL4-Y联轴器轴孔直径48轴颈取=48mm：密封处轴段，采用毡圈密封，取=50mm：安装轴承=55mm：安装低速大齿轮，=60mm：定位轴肩，=65mm：安装轴承=55mm（2）各轴段长度的确定：由GL4-Y联轴器尺寸选取轴孔直径48mm轴孔长度112mm所以取=112mm：由箱体，轴承端盖，装配关系确定，=52mm：由滚动轴承，装配关系确定选择轴承参数=30mm：由低速大齿轮宽度决定，取=63mm：定位轴肩，取=77mm：安装轴承，由箱体，轴承端盖，装配关系确定，=25mm减速器轴的强度校核计算（以中间轴为例）求作用在中间轴齿轮上的力由之前计算得出d1=196mmd2=65mmT=221.23NMFt2=2T/d2=2257NFt3=2T/d3=6807NFr2=Ft2tanα/cosβ=847NFr3=Ft3tanα/cosβ=2554NFa2=Ft12tanβ=567NFa3=Ft3tanβ=1709N计算轴上轴承支反力有轴的结构有L1=60L2=74.5mmL3=45.5mm垂直面支反力水平支反力总支反力A点总支反力：4062.03NB点总支反力1018.69N绘制转矩、弯矩图垂直弯矩图C处弯矩：52277.67N.mm-102420N.mmD处弯矩：38024.6N.mm-149950N.mm=-38024.6水平面弯矩图C处弯矩：52277.67NmmD处弯矩：38024.6N.mm合成弯矩图：C处合成弯矩：73932N.mm114990N.mmD处合成弯矩：53775N.mm53775N.mm从轴的结构图以及弯矩图可以看出截面c处为危险截轴的弯扭合成强度校核根据式（15-5）计算，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，曲α=0.6，轴的计算应力轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[σ−1]=60MPa。因此σca<[σ-1]，故安全。六、滚动轴承的选择及计算轴承校核方法均一致，在此次课题中中间轴最为危险，所以以中间轴为例来校核。轴承选择轴承类型：圆锥滚子轴承轴承代号：30207轴承参数：基本额定动载荷：54.2KN基本额定静载荷：63.5KN极限转速：5300R/MIN润滑方式：脂润滑设计校核查表得此轴承的当量动载荷：当A/ReP=R当A/R>e派生轴向力为：对于此轴承e=0.37Y=1.6轴承为正装，简图如下：轴承2被压紧，产生一个附加轴向力根据得=1405.6N分别对两轴承校核轴承1：所以P=轴承2：所以：P=可见，轴承2承受的当量动载荷更大，故以轴承2为校核对象预期寿命：实际寿命：查表13-5当A/Re时，X=1,Y=0查表13-6当量动载荷：故中间轴符合设计要求。七、键连接的选择及校核计算高速轴外伸连接联轴器轴段键的设计故选择普通平键A型L=40mmK=0.5h=3.5mm查表得所以强度合格。高速轴连接高速级圆锥小齿轮轴段键的设计故选择普通平键A型L=48mmK=0.5h=3.5mm强度合格。中间轴圆锥齿轮轴段键的设计故选择普通平键A型L=30mmK=0.5h=4.5mm故采用两个键成180°布置，131/1.5=87.6强度合格。中间轴圆柱齿轮轴段键的设计故选择普通平键A型L=80mmK=4mm强度合格。低速轴上圆柱齿轮轴段键的设计故选择普通平键A型L=80mmK=5mm强度合格。八、联轴器连接高速轴和电动机的联轴器，选择具有弹性的挠性联轴器，型号：HL2-Y型轴孔长度为62mm轴孔直径d=28mm输出端联轴器型号：HL4-Y型轴孔长度为112mm轴孔直径d=48mm箱体的主要结构尺寸如下表所列名称符号结构尺寸箱座壁厚10箱盖壁厚8箱座凸缘厚度b15箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度p25箱座上的肋厚m8.5箱盖上的肋厚6.8地脚螺栓直径15地脚螺栓数目n4地脚螺栓螺栓直径M20螺栓通孔直径25螺栓沉头座直径48地脚凸缘尺寸L130L225轴承旁连接螺栓直径11.25轴承旁螺栓螺栓直径M10螺栓通孔直径11螺栓沉头座直径24剖分面凸缘尺寸1814上下箱连接螺栓直径7.5上下箱螺栓螺栓直径M12螺栓通孔直径13.5螺栓沉头座直径26剖分面凸缘尺寸2016定位销孔直径5.25轴承旁连接螺栓距离S120轴承旁凸台半径14轴承旁凸台高度h160大齿轮顶圆与箱体内壁距离15轴承座与涡轮外圆间距离12箱体外壁至轴承座端面距离K32剖分面至底面高度H150箱体的密封：为了保证箱盖与箱座结合面的密封，对接合面的几何精度和表面粗糙度要精刨到表面粗糙度值小于，重要的需刮研，为了提高结合面的密封性，在箱座连接凸缘上面可铣出回油沟，使渗向结合面的润滑油流回油池。箱体结构的工艺性：箱体结构工艺性对箱体制造质量，成本，检修维护有直接影响，因此设计时应重视。铸造工艺性：为保证液态金属流动通畅，铸件壁厚适当取大；为避免缩孔或应力裂纹，壁与壁之间采用平缓的过渡结构；为避免金属积聚，两壁间避免用锐角连接；为便于起模，铸件延起模方向有1：10~1：20的斜度；铸件应尽量避免出现狭缝；B.机械加工工艺性：在设计箱体时，要注意机械加工工艺性要求，尽可能减少机械加工面积和刀具的调整次数，加工面和非加工面必须严格区分开。箱体结构设计要避免不必要的机械加工。为保证支撑地脚底面宽度B具有足够的刚度。这一宽度须满足减速器安装是对支撑面宽度的要求。2）为了保证加工精度和缩短加工时间，应尽量减少机械加工过程中道具的调整次数。3）铸件箱体的加工面与非加工面应严格分开，并且不应在同一平面九、其他轴系部件的确定轴承端盖：轴承端盖用来固定轴承，承受轴向力，以及调整轴承间隙，轴承盖有嵌入式和凸缘式两种，本题选用嵌入式，拆装定位方便且节约空间。密封：在输入和输出轴向伸处，为防止灰尘，水汽及其他杂质侵入轴承，引起轴承急剧磨损和腐蚀，以防止润滑剂外漏，需在轴承盖中设置密封装置，密封装置分为接触式密封和非接触式密封，本减速器选用油沟密封。视孔和视孔盖：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，还可用来注入润滑油，其尺寸应足够大，以便一检查和手能伸入箱内操作。视孔盖可用轧制钢板视孔盖，其结构轻便，上下面无需机械加工，无论单件或成批生产均常采用。通气器：通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高，内增大，从而引起减速器润滑油的渗透。十、设计小结减速器设计是机械设计课程中非常重要的环节，大致经历了数据计算、设计结构、作图几个步骤，是我们座位机械专业学生第一次严格意义上的课程设计，收获很多，教训也很多。我所承担的课题是：展开式圆锥圆柱齿轮减速器的设计。由于理论知识的缺乏以及对此课程设计了解较少，在一开始进展不下去，通过与相近课程的学生