机械设计实训班班级：级：学学生：生：****************学学号：号：**********************指导教师：指导教师：******************完成时间：完成时间： 20142014 年年 5 5 月月 1515 日日重庆航天职业技术学院《机械设计《机械设计 CADCAD 设计》任务书设计》任务书 课程代码：课程代码：题号：题号： A2 A2发给学生：发给学生：王坤王坤题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器器1— V 带传动2— 运输带3— 一级直齿圆柱齿轮减速器4— 联轴器5— 电动机6— 卷筒题号运输带工作拉力 F/N运输带工作速度 v/(m.s-1)卷筒直径 D/mmA111001.50250A2A2112511251.551.55255255A311501.60260A411751.65265A512001.70270A612251.50240A712501.50245A812751.55250A913001.55255A1013251.60260题号运输带工作拉力 F/N运输带工作速度 v/(m.s-1)卷筒直径 D/mmA1113501.60265A1213751.55260A1314001.60250A1414251.55255A1514501.55250A1614751.60240A1715001.65245A1815251.70270A1915501.70280A2016001.80300已知条件：已知条件：1. 卷筒效率 0.96(包括卷筒与轴承的效率损失)；2. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，运输带速度允许误差为±5％；3. 使用折旧期 10 年；4. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
设计工作量：设计工作量：1. 减速器装配图 1 张(A0 或 A1)；2. 低速轴和低速轴齿轮的零件图各 1 张(比例 1：1)；3. 设计说明书 1 份，约 30 页，1 万字左右说明书要求：说明书要求：1. 说明书既可手写也可打印， 纸张为 A4 打印纸， 页边距为左 2.5cm、 右 2cm、 上 2cm、下 2cm；说明书内大标题三号宋体，小标题小三号宋体，正文小四号宋体且为单倍行距2. 说明书包括封面、任务书、目录、正文和总结，请按该顺序装订必须按给定题号的参数做设计，否则作不及格处理必须按给定题号的参数做设计，否则作不及格处理交出设计所有资料的最后时间：交出设计所有资料的最后时间：2014.05.152014.05.15 目录第一章 总论……………………………………………………1一．课程设计的目的…………………………………………1二．课程设计的内容和任务…………………………………1三．课程设计的步骤…………………………………………1四．课程设计的有关注意事项………………………………2第二章 传动装置的总体设计……………………………........3一．分析和拟定传动方案……………………………………3二．选择电动机型号…………………………………………4三．计算总传动比和合理分配传动比………………………6四．计算传动装置的运动和动力参数………………………6第三章 传动零件的设计………………………………………7一．选择联轴器的类型和型号………………………………7二．设计减速器外传动零件…………………………………7三．设计减速器内传动零件…………………………………8第四章 减速器箱体的设计……………………………………23第五章 润滑方式和密封类型的选择…………………………24个人总结………………………………………………………..26第一章总论一、机械设计课程设计的目的结果机械设计课程设计是机械设计课程培养学生设计能力的一个重要教学环 节。
其目的是：1.综合运用机械设计课程及其他有关已修课程的理论和生产实际知识进行机械设计训练，从而使这些知识得到进一步巩固，加深和扩展2.学习和掌握通用机械零部件， 机械传动及一般机械设计的基本方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力3.提高学生在计算，制图，运用设计资料，进行经验估算，考虑技术决策等机械设计方面的基本技能以及机械 CAD 技术二、机械设计课程设计的内容机械设计课程设计是学生第一次进行较为全面的机械设计训练， 其性质、 内容以及培养学生设计能力的过程均不能与专业课程设计或工厂的产品设计相等同 机械设计课程设计一般选择由机械设计课程所学过的大部分零部件所组成的机械传动装置或结构较简单的机械作为设计题目 现以目前采用较多的以减速器为主体的机械传动装置为例来说明设计的内容如图 1-1 所示带式运输机的传动装置通常包括以下主要设计内容：主要设计内容：1.传动方案的分析和拟定;2.电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算;3.传动件(如齿轮传动、带传动)的设计计算； 4.轴的设计; 5.轴承及其组合部件设计； 6.键联接和联轴器的选择与校核； 7.润滑设计； 8.箱体、机架及附件的设计； 9.装配图和零件图的设计与绘制； 10.设计计算说明书的编写。
课程设计一般要求每一个学生在 2 周时间内完成以下任务：（参照任务书）1 总图和传动装置部件装配图（A1 号或 A0 号图纸）1～2 张；2 零件工作图若干张（传动件、轴和箱体、机架等，具体由老师指定） ；3 设计计算说明书一份约 30 页，约 1 万字 4 课程设计完成后应进行总结和答辩三、设计课程机械设计的一般步骤以前述常规设计题目为例，课程设计大体可按以下几个阶段进行1.设计准备（约占总学时的 5%）(1)阅读和研究设计任务书,明确设计内容和要求；分析设计题目,了解原始数据和工作条件； (2)通过参观（模型、实物、生产现场)、看电影录像、参阅设计资料以及必要的调研等途径了解设计对象；（3）阅读本书有关内容，明确并拟定设计过程和进度计划2.传动装置的总体设计（约占总学时的 5%）（1）分析和拟定传动装置的运动简图；（2）选择电动机；（3）计算传动装置的总传动比和分配各级传动比； (4）计算各轴的转速、功率和转矩3.各级传动的主体设计计算（约占总学时的 5%）（1）设计计算齿轮传动、蜗杆传动、带传动和链传动等的主要参结果 数和尺寸2）计算各传动件上的作用力4.装配草图的设计和绘制（约占总学时的 40%）（1）装配草图设计准备工作：主要分析和选择传动装置的结构方案；（2）初绘装配草图及轴和轴承的计算：作轴、轴上零件和轴承部件的结构设计；校核轴的强度、滚动轴承的寿命和键、联轴器的强度；（3）完成装配草图，并进行检查和修正。
5.装配工作图的绘制和总成（约占总学时的 25%）（1）绘制装配图；（2）标注尺寸、配合及零件序号；（3）编写零件明细栏、标题栏、技术特性及技术要求等6.零件工作图的设计和绘制（约占总学时的 8%）（1）齿轮类零件的各种图；（2）轴类零件的工作图；（3）箱体、机架类零件的工作图具体内容由设计知道教师指定7.设计计算说明书的编写（约占总学时的 10%） 1）内容包括所有的计算，并附有必要的简图；（2）设计总结8.设计总结和答辩（约占总学时的 2%）（1）完成答辩前的准备工作；（2）参加答辩必须指出， 上述设计步骤并不是一成不变的 机械设计课程设计与其机械设计一样， 从分析总体方案开始到完成技术设计的整个过程中， 由于在拟定传动方案时， 甚至在完成各种计算设计时有一些矛盾尚未暴露， 而待结构形状和具体尺寸表达在图纸上时， 这些矛盾才会充分暴露出来， 故设计时必须作必要修改，才能逐步完善，亦即需要“由主到次、由粗到细”，“边计算、边绘图、边修改”及设计计算与结构设计绘图交替进行，这种反复修正的工作在设计中往往是经常发生的四、机械设计课程设计应注意的事项1.学生在设计的过程中必须严肃认真，刻苦专研，一丝不苟，精益求精，才能在设计思想，方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。
2.机械设计课程设计是在老师的指导下由学生独立完成的 学生必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题3.设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据， 也是设计工作能力的重要方面 学生必须吸收新的技术成果，注意新的技术动向，创造性的进行设计，鼓励运用现在设计方法，使设计质量和设计能力都获得提高4.学生应在教师的指导下订好设计进程计划，注意掌握进度，按预定计划保证质量完成设计任务机械设计应边计算，边绘图，边修改，设计计算与结构设计绘图交替进行，这与按计划完成设计任务并不矛盾，结果 学生应从第一次设 计开始就注意逐步掌握正确的设计方法 5.整个设计过程中要注意随时整理计算结果，并在设计草稿本上记下重要的论据，结果，参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题，使设计的各方面都做到有理有据 这对设计正常进行， 阶段自我检查和编写计算说明书都是必要的第二章传动装置的总体设计一．分析和拟定传：一般工作机器通常由原动机、传动装置和工作装置三个基本职能部分组成。
传动装置传送原动机的动力、变换其运动，以实现工作装置预定的工作要求，它是机器的主要组成部分．传动装置的设计方案通常由运动简图表示 它直观的反映了工作机、传动装置和原动机三者间的运动和力的传第关系如下图即为带式运输机运动简图；传动装置首先应满足工作机可靠此外，还应该结构简单，尺寸紧凑、成本低，效率高和易维护等同时要满足上述要求是困难的，因此，应该根据具体要求，选用具体方案分析和选择传动机构的类型及其组合是拟定传动方案的重要一环，这时应综合考虑工作装置载荷、 运动以及机器的其他要求， 再结合各种传动机构的特点适用范围，加以分析比较，合理选择为便于选型，将常用传动机构的特点及其应用列于表 2-1和 表 2-2传动装置中广泛采用减速器常用减速器型式、特点及其应用列于表2-3传动系统应有合理顺序和布局除必须考虑各级传动机构所适应的速度范围外，下列几点可供参考1． 带传动承载能力较低， 在传递相同转矩时结构尺寸较啮合传动大；但带传动平稳，能缓冲吸震，应尽量置于传动系统的高速级．2． 锥齿轮(特别是大模数锥齿轮)的加工比较困难， 一般宜置于高速级，以减小其直径和模数但需注意，当锥齿轮的速度过高时，其精度也需相应提高，此时还应考虑能否达到所需制造精度以及成本问题。
3. 斜齿轮传动较直齿轮传动平稳，相对应用于高速级4．传动装置的布局应使结构紧凄、匀称，强度和刚度好．并适合车间布置情况和工人操作，便于装拆和维修5. 在传动装置总体设计中，必须注意防止因过载或操作疏忽而造成机器损坏和人员工伤， 可视具体情况在传动系统的某一环节加设安全保险装置6. 在一台机器中可能有几个彼此之间必须严格协调运动的工作构件，此外，尚需指出，在机械设计课程设计的任务书中，若已提供传动方案， 则论述该方案的合理性， 也可提出改进意见, 另行拟定更合理的方案二．选择电动机型号：1．选择电动机的类型和结构型式生产单位一般用三相交流电源， 如无特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电动机我国已制订统一标准的 Y 系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等由于Y 系列电动结果 机还具有较好的起动性能， 因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重及冶金用的 YZ 型或 YZR 型三相异步电动机。
2. 选择电动机电动机的容量(功率)选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响当容量小于工作要求时，电动机不能保证工作装置的正常工作，或使电动机因长期过载而过早损坏， 容量过大则电动机的价格高， 能量不能充分利用，且因经常不在满载下运行，其效率和功率因数都较低，造成浪费电动机容量主要由电动机运行时的发热情况决定，而发热又与其工作情况有关．用于长期连续运转、载荷不变或很少变化的、在常温下工作的电动机选择这类电动机的容量，只需使电动机的负载不超过其额定值，电动机便不会过热这样可按电动机的额定功率 Pm 等于或略大于电动机所需的输出功率 Po，即 Pm≥Po，从手册中选择相应的电动机型号，而不必再作发热计算通常按 Pm=(1～1.3)Po 选择， 电动机功率裕度的大小应视工作装置可能的过载情况而定1）确定工作机功率PW FV 1000WPW11251.55 10000.96 1.82kw(2) 确定电动机功率Pd PW总η总—电机到工作机之间的总效率η总=η带×η轴承×η轴承×η齿轮×η连轴器η带=0.96～0.98（V 带取 0.96）η轴承=0.98～0.99η齿轮=0.96～0.99齿轮联轴器：η联轴器=0.99（根据课程设计指导书 p6 表 2.3 选取， 一般取中间值） 。
根据电动机功率结果Pd PW总η总=0.96×0.98×0.98×0.98×0.99=0.89 电动机功率为：Pd=1.82÷0.89=2.04kw (3) 确定电动机转速总传动比: i总=n电动机÷n滚筒（下标）i总=i带·i齿轮普通 V带：i带=2～4单级齿轮： i齿轮=3～5i总=（2～4）×（3～5）=6～20n滚筒=60×1000×1.55÷3.14×255=116.1 r/min（最好用公式编辑器） 601000v6010001.55116.1r /min） D255n电动机=（6×116.1）～（20×116.1）=696.6～2322r/min电动机转速： 696.6～2322r/min电动机功率：2.04kw（ 根据电动机的功率和转速范围选择合适的电动机Y 系列电动机技术数据附表 8-1 p119）选择电动机型号有： Y112M-6 Y100L-4 Y132S-8满载转速 1420r/min.所选电动机的主要外型尺寸和安装尺寸如下表所示《机械设计课程设计指导书》-P10）（n滚筒中心外型尺寸L×底脚安装地脚轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD结果尺寸 A×B螺栓孔直径 K高（AC/2+AD）H×HD100380×282.5×245160×1401028×608×41三．计算总传动比及分配传动比：根据电动机的满载转速nm及工作轴的转速nw即可确定传动装置的总传动比 i＝ nm / nw 。
总传动比数值不大的可用一级传动，数值大的通常采用多级传动而将总传动比分配到组成传动装置的各级传动机构 若传动装置由多级传动串联而成，必须使各级分传动比i1、 i2、 i3 … 、 ik 乘积与总传动比相等， 即 i=i1 · i2 · i3· … · ik原则：各级传动比应在合理的范围内: i 带=2～4 i 齿轮=3～5各级传动尺寸协调，传动比应满足: i 带< i 齿轮 i 总= n 电动机÷n 滚筒=1420÷116.1=12各级平均传动比：i 平=12=3.5注：二级圆柱齿轮展开式推荐： （注意采用公式编辑器和下标的写法） i1=(1.3～1.5)i2若取 i带=3则：根据上述原则分配传动比：i 齿轮= i 总÷i 带=12÷3=4四．计算传动装置的运动和动力参数：为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩一般按由电动机至工作机之间运动传递路线推算各轴的运动及动力参数 I 轴 nI= n 电动机÷i 带=1420÷3=473 r/min II 轴 nII= n 电动机÷（i 带×i 齿轮）=118 r/minIII 轴 nIII= nII=118 r/min(联轴器连接）（比较卷筒的转速，误差不能超过 5%）各轴功率：ＰI＝p 电动机×η带=1.96 kwＰII＝p 电动机×η带×η轴承（×η轴承） （多了一个轴承）×η齿轮=1.88 kwＰIII＝p 电动机×η带×η轴承×η轴承×η齿轮×η联轴器=1.83 kw（注意采用公式编辑器和下标的写法）6.计算各轴的转矩：Td=9550Pd÷nm=13.72N·m各轴转矩: T1= Td×i 带×η带=39.51 N·m T2= T1×i 齿轮 1×η齿轮×η轴承（×η轴承） （应该放到后面T 卷筒轴）=151.79 N·m T 卷筒轴= T2×η联轴器×η轴承=147.27 N·m（结果自己计算）运动和动力参数的计算结果列于下表：轴名参数电动机轴I 轴II 轴III 轴转速 n(r/min)1420473118118输入功率 P(kw)2.041.961.881.83输 入 转 矩T13.7239.51151.79147.27(N.m)传动比 i1341效率η10.960.940.97结果第三章．传动零件的设计(格式上每一章单独另起一页，三号字、宋体、加粗、居中)一．选择联轴器的类型和型号：一般在传动装置中有两个联轴器：一个是连接电机轴与减速器高速轴的联轴器---选用弹性联轴器如弹性柱销联轴器另一个是连接减速器低速轴与工作机的联轴器 ----选用挠性联轴器如十字滑块联轴器。
对于标准联轴器主要按传递转矩的大小和转速选择型号， 注意联轴器孔 尺寸必须与轴的直径相适应最小孔径应满足所连接两轴的尺寸要求二．设计减速器外传动零件：减速器外传动件的设计计算方法按机械设计基础教材所述， 下面仅就注意问题作简要说明带传动要明确各传动件与其他机件的配装或协调关系如各传动件需和轴、键配装；装在电动机轴上的小带轮直径与电动机中心高应相称；大带轮不要过大以免与机架相碰；展开式两级圆柱齿轮减速器中高速级大齿轮不能过大，以免与低速轴相碰等1）应注意带轮尺寸与传动装置外廓尺寸及安装尺寸的关系例如，装在电动机轴上的小带轮外圆半径应小于电动机的中心高， 带轮轴孔的直径、 长度应与电动机轴的直径、 长度相对应， 大带轮的外圆半径不能过大，否则会与机器底座相干涉等2）带轮的结构型式主要取决于带轮直径的大小，其具体结构及尺寸可查教材或设计手册应注意的是， 大带轮轴孔的直径和长度应与减速器输入轴轴伸的尺寸相适应带轮轮毂的长度 L 与轮缘的宽度可以不相同，一般轮毂长度 L按轴孔的直径 d 确定，取 L 二(1．5～2)d，而轮缘宽度则取决于传动带的型号和根数3）带轮的直径确定后，应验算实际传动比和大带轮的转速，并以此修正减速器的传动比和输入转矩。
三．设计减速器内传动零件：减速器内传动件的设计计算及结构设计方法依据教材有关内容进行，下面仅就注意问题作简要说明齿轮传动：(1)在选用齿轮的材料前，应先估计大齿轮的直径如果大齿轮直径较大，则多采用铸造毛 坯，齿轮材料应选用铸钢或铸铁材料如果小齿轮的齿根圆直径与轴颈接近，齿轮与轴可制成一 体，选用的材料应兼顾轴的要求 同一减速器的各级小齿轮(或大齿轮)的材料应尽可能一致， 以减少材料的牌号，降低加工的工艺要求 (2)计算齿轮的啮合几何尺寸时应精确到小数点后 2 到 3 位，角度应精确到“””’(秒)，而中心 距、和结构尺寸应尽量圆整为整数斜齿轮传动的中心距应通过改变β角(螺旋角)的方法 圆整为以 0、 5 结尾的整数 (3)传递动力的齿轮，其模数应大于 1.5—2mm4)各齿轮的参数和几何尺寸的计算结果应及时整理并列表备用传动件设计齿轮：（1）齿轮材料及热处理方法的选择，要考虑到齿轮毛坯的制造方法当齿轮的顶圆直径 da 小于等于 400—500m 时，一般采用锻造毛坯；当da 大于 400—500 时,因受铸造设备能力限制,多采用铸造毛坯当齿轮直径与轴径接近时，齿轮与轴作成一体。
2）由工作条件及材料表面硬度确定齿轮计算方法设计闭式直齿轮传动需确定出模数、齿数、分度圆直径、齿顶圆直径、齿宽和中心距等设计时要注意不断调整有关参数值结果 （3）由强度计算出的中心距 a，为便于制造和测量，应尽量圆整尾数为 0 或 5.直齿圆柱齿轮传动可通过调整模数 m 和 z 来达到4）在数据处理上，一般结构尺寸要圆整（如中心距、齿宽等）以便制造和测量几何关系尺寸要精确到小数点后2—3 位，单位mm（如分度圆、齿顶圆和齿根圆直径等） 5）各级齿轮几何尺寸，参数计算结果，可整理列表备查6）闭式直齿圆柱齿轮传动设计计算方法可参考有关手册1.齿轮传动的设计计算：设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中的齿轮传动已知：传递功率P=1.96kw，电动机驱动，小齿轮转速 n1=473r/min,传动比 i=4，单向运动，在和较平稳，使用折旧期 10 年，两班制工作解： （1）选择齿轮材料及精度等级：小齿轮选用 40 钢调制，硬度为220～250HBS；大齿轮选用45 钢正火，硬度为 170～210HBS因为是普通减速器，由表10.21 选 8 级精度，要求齿面粗糙度 Ra 小于等于 3.2～6.3um2）按齿面接触疲劳强度设计：由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比 i 齿=4取小齿轮齿数 Z1=25。
则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4×25=100实际传动比 I0=100/25=4传动比误差：（i-i0）/I=（4-4）/4 < 2.5% 可用齿数比：u=i0=4由课本取φd=1（3）转矩 T1T1=9.55×106P/n1=9.55×106×1.96/473=4×104N·m（4）载荷系数 k由课本 p192 表 10.11 取 k=1（5）许用接触应力[σH][σH]= σHlimYNT/SH由课本 P188 查得：σHlim1=560MpaσHlim2=530Mpa由表 10.10 查得 SH=1N1=60njLh=60×473×1×(10×52×48)=7.08×108N2=N1/i=7.08×108/4 = 1.74×108由课本图 10.27 查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1.05 ZNT2=1.14通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数 SH=1.0[σH]1=σHlim1ZNT1/SH[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1.05/1.0Mpa=588Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.14/1.0Mpa=604.2Mpa= 46.86mm结果 d1≥ 76.433(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3= 46.86mm模数：m = d1/ Z1= 46.86 / 25 = 1.87 mm根据课本表 10.3 取标准模数：m = 2 mm（6）校核齿根弯曲疲劳强度根据课本式σF=(2kT1/bm2Z1)YFYS≤[σH]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2×25mm=50mmd2=mZ2=2×100mm=200mm齿宽：b=φd×d1=1×50mm=50mm取 b=50mm中心距： a=1/2m(Z1+ Z2)=125mm（7）齿形系数 YF和应力修正系数 YS由式（10.24）得出σF，如σF≤[σF]则校核合格确定有关系数与参数，根据齿数 Z1=25,Z2=100 由表相得1齿形系数 YF P195○查表 10.13 得YF1=2.65YF2=2.182应力修正系数 YS○查表 10.14 得 YS1=1.59 YS2=1.80（8）许用弯曲应力[σF]由课本图 10.25 查得：σFlim1= 210 MpaσFlim2= 190 Mpa由图 10.26 查得：YNT1= 0.9 YNT2= 0.98按表 10.10 一般可靠度选取安全系数 SF=1.3计算两轮的许用弯曲应力[σF]1 =σFlim1YNT1/SF=210×0.9/1.3Mpa=145Mpa[σF]2=σFlim2YNT2/SF =190×0.98/1.3Mpa=143Mpa将求得的各参数代入式中：σF1=(2kT1/bm2Z1)YF1YS1=(2×1×4.12×104/50×22×25) ×2.65×1.59Mpa=69.4Mpa<[σF]1=145MpaσF2=σF1（YF2YS2/YF1YS1） =69.4×（2.18×1.8/2.65×1.59）=64.6Mpa <[σF]2=143Mpa故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够（9）验算齿轮的圆周速度 VV=πd1n1/60×1000结果结果 =3.14×50×473/60×1000=1.24m/s由表 10.22 知，选 8 级精度是合适的。
10）几何尺寸计算：小齿轮序号12345名称齿顶高齿根高齿全高顶隙分度圆直径符号hahfhcd 小计算公式及准确值ha=m=2hf=(ha*+c*)·m=2.5h= ha + hf=4.5c= c*·m=0.5d 小=mz=506789101112齿顶圆直径齿顶圆直径齿矩齿厚齿槽宽标准中心距基圆直径dadfpseadb大齿轮da=d 小+2 ha=54df=d 小-2 hf=45p=nm=6.28s=p/2=3.14e=p/2=3.14a=1/2(d 小+d 大)=125db=d 小 cos200=47结果 序号12345名称齿顶高齿根高齿全高顶隙分度圆直径符号hahfhcd 小计算公式及准确值ha=m=2hf=(ha*+c*)·m=2.5h= ha + hf=4.5c= c*·m=0.5d 大=mz=2006789101112齿顶圆直径齿顶圆直径齿矩齿厚齿槽宽标准中心距基圆直径dadfpseadbda=d 大+2 ha=204df=d 大-2 hf=196p=nm=6.28s=p/2=3.14e=p/2=3.14a=1/2(d 小+d 大)=125db=d 大 cos200=932.皮带轮传动的设计计算：由《机械设计基础》课本的表 8.21 得：kA=1.2（1）选择普通 V 带截型：Pd=KAP=1.2×2.1=2.52KW（2）选取普通 V 带型号：根据 Pc=2.52kw n 电动机=1420r/min ,由图 8.12 选用 A 型普通 V 带（3）确定带轮基准直径 dd1、dd2，并验算带速 v.由课本得， 推荐的小带轮基准直径为 80～100mm.则取 dd1=90mm>dmin=75mmdd2= n 电动机/n1·dd1=（1420/473）×90=270mm由课本 P130 表 8.16，取 dd2=280mm实际从动轮转速：n2=n1dd1/dd2=1420×90/280 =456r/min转速误差为：(n2-n2)/n2=(456－473)/473 =-4.8%在±5%以内，为允许值。
验算带速 v带速 V：V=πdd1n1/60×1000 =π×90×1420/60×1000=6.68m/s在 5～25m/s 范围内，带速合适4）确定带的基准长度 Ld 和实际中心距 a根据课本得 P134 知道传动中心距小则结构紧凑，但传动带较短，包角减小，且带的绕转次数增多，降低了带的寿命，致使传动能力降低如果中心距过大则结构尺寸增大， 当带速较高时带会产生颤动 所以根据下列不等式就可以准确的确定中心距：结果 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7×(90+280)≤a0≤2×(90+280)所以有：259mm≤a0≤740mm故 a0 =600mm由课本 P136 式 8.15 得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2/4a0 =2×600+1.57(90+280)+(280-90)2/4×600 =1200+580.9+15.0=1795 mm根据课本表 8.4 取 Ld=1600 mm根据课本 P135 式（8.16）实际中心距得：a≈a0+（Ld-L0）/2=600+（1600-1795）/2=502.5 mm中心距 a 的变动范围为：amin = a – 0.015Ld = 478.5 mmamax = a + 0.03Ld = 550.5 mm（5）验算小带轮包角α=1800-dd2-dd1/a×600=1800-(280-90)/502.5×600=157.30>1200（适用）（6）确定 V 带的根数 Z由式 Z ≧ Pc / (po+△po)KaKl根据 dd1= 90 mm，n1= 1420 r/min查 p127 表 8.9 用插入法得：所以 Po=0.93+（1.07-0.93）/（1460-600）×（1420-600）=0.93+0.12=1.05KW由p132表8.18查得kb=1.0275×10-3,8.19查得ki=1.1373,p118， 8.4查得带长度修正系数 kL=0.99,由图 8.11 查得包角系数 ka=0.97(P131)△Po=kbn1(1-1/ki)=1.0275×10-3×1420（1-1/1.1373）KW=0.176KWZ= PC/(P0+△P0)KαKL =2.52/(1.05+0.176)×0.97×0.99 根=2.14 根取整=3（根）（7）计算轴上压力 FQ 及初拉力 FO由课本 8.6 查得 A 型普通 V 带的每米长质量 q=0.1kg/m，由式 8.19单根 V 带F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2=[500×2.52/3×6.68×(2.5/0.97-1)+0.1×6.682] N=44.3N则作用在轴承的压力 FQ：FQ= 2·Z ·F0·sinα1/2= 2×44.3×3 sin157.30/2= 260.6 N（8）设计结果：选用 3 根 A-1800GB11544-89V 带，中心距 a=502.5mm，带轮直径结果 为 90mm，280mm,轴上压力 FQ=260.6 N3.输入轴的设计计算一、高速轴承设计一、高速轴承设计1、按扭矩初算轴径由前面的设计有结果：Z 小=25 Z 大=100 m=2mmha*=1 a=200 P1=1.96kw n1=473r/minT1=40000N.mm d1=50mm选用 45 钢调质处理，由《机械设计基础》表 14.4 查得强度极限σB=650mPa，再由《机械设计基础》表 14.2 取许用弯曲应力【σ-b】=60mPa硬度 217～255HBS根据课本并查《机械设计基础》表 14.1，取 c=107～118d≥C·3p/n=(107～118)×3p/n=17.66～19.47mm考虑到轴的最小直径处要安装套筒， 会有有键槽存在， 故将估算直径加大 3%～5%，则d=（17.66～19.47）×13%5%mm=18.19～20.44所以选 d=20mm 2、轴的结构设计（1） 轴上零件的定位， 固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定， 两轴承分别以轴肩和大筒定位， 则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=20mm长度取 L1=50mm因为 h=2c c=1.5mmII 段:d2=d1+2h=20+2×2×1.5=26mm所以 d2=26mm初选用 7206c 型角接触球轴承，其内径为 30mm,宽度为 16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为 20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴结果 器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为 55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2mm,故 II 段长：L2=（2+20+16+55）=93mmIII 段直径 d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径 d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4= d3+ 2 h= 35 + 2 × 3= 41 mm长度与右面的套筒相同，即 L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸 h=3.该段直径应取： （30+3×2） =36mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为 36mmⅤ段直径 d5=30mm. 长度 L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L = 100 mm (3)按弯矩复合强度计算① 求分度圆直径：已知 d1= 50 mm② 求转矩：已知 T1= 40000 N·mm③ 求圆周力：Ft1根据课本式得：Ft1= 2 T1 / d1= 2 × 40000 / 50= 1600 N 计算及说明内径为 30mm,宽度为 16mm圆周力：Ft1Ft1=1600 N④ 求径向力 Fr1根据课本式得：Fr1= Ft1· tanα= 1600× tan20 =582.35N0结果 5求法向力 Fn1=Ft1/cos200=619.72N○6因为该轴两轴承对称，所以：LA= LB= 59mm○轴的载荷分析图如下图：结果 轴 的受力、弯矩、转矩及合成弯矩图（4）按弯扭合成强度校核轴径①画出轴的受力图②作水平面内的弯矩图。
支点反力为 FHA1=FHB1=Ft1=1600/2=800NⅠ-Ⅰ截面处的弯矩为: MHⅠ = (800× 118)/ 2 MHⅠ= 47200N.mmⅡ-Ⅱ截面处的弯矩为: MHⅡ = 800× 31 = 24800 N.mm③作垂直面内的弯矩图,支点反力FVA1 = FAV1 = FR1 = 582.35/ 2 =291.18 NⅠ-Ⅰ截面左侧弯矩为: MVⅠ左 = FVA·L / 2 =291.18× 118/2 = 17179.62 N.mmⅠ-Ⅰ截面右侧弯矩为:MVI 右 = FVB·L / 2 = 291.18× 118/2 = 17179.62N.mm 计算及说明支点反力为FHA1=FHB1=800NMH1=47200N.mmMHⅡ=24800N.mm支点反力FVA1 = FAV1= FR1=291.18 NMVⅠ左=17179.62N.mmⅡ-Ⅱ截面处的弯矩为： MVⅡ = FVB·31 = 291.18×31 = 9029.58 N.mm结果 ④作合成弯矩图 M=Ⅰ-Ⅰ截面 MⅠ左 =MⅠ右 =Ⅱ-Ⅱ截面 MⅡ=⑤作转矩图MM2 22 2VIVI MM2 22 2HIHIMM2 2VIVI左左 MM2 2HIHI左左= 50229 N.mmMMMMVIVI右右 MM2 2HIHI右右=50229 N.mm2 2V V MMH H=26393 N.mm664 T=9.55×10P/N=9.55×10×1.96/473=4×10⑥求当量弯矩因减速器单向运转,故可认为转矩为动循环变化,修正系数 a 为 0.6Ⅰ-Ⅰ截面 MeⅠ=Ⅱ-Ⅱ截面 MeⅡ=MM22I右aT = 60000 N.mm22aT= 40700 N.mm由图可以看出,截面Ⅰ-Ⅰ,Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同,但弯矩 MeⅠ＞ MeⅡ,且轴上还有键槽,故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面,但由于轴径 d3>d2,故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核.Ⅰ-Ⅰ截面σeⅠ=M eⅠ/ W= 60000/0.1×35=14 MpaⅡ-Ⅱ截面σeⅡ=M eⅡ/ W=40700/0.1×26X26X26=23.16Mpa查表 14.2 得「σ-1b」=60mPa,满足σe≤「σ-1b」的条件，故设计的轴有足够强度并有一定裕量。
二、低速轴承的设计（1）选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用 45 钢并经调质处理由表 14.4 查得强度极限σB=650 Mpa，再由表 14.2 得许用弯曲应力【σ-b】=60mPa2）按扭转强度估算轴径根据表 14.1 得 C=107～118又由式3 计算及说明MVⅡ=9029.58N.mmMⅠ左=50229N.mmMⅠ右=50229N.mmMⅡ=26393N.mm修正系数 a 为0.6MeⅠ=60000N.mmMeⅡ=40700N.mmσe=14 MpaσeⅡ=23.16Mpad≥C·3 3p p/ /n n=(107～118)×3 3p p/ /n n=26.75～29.5mm结果 考虑到轴的最小直径处要安装套筒，会有有键槽存在，故将估算直径加大 3%～5%，则d=（26.75～29.5）× 1 1 3 3%% 5 5%% mm=27.55～30.98所以选 d=30mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=30mm长度取 L1=60mmII 段:d2=35mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L = 100 mm初选用 7207c 型角接触球轴承，其内径为 30mm,宽度为 16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁， 轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为 20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为 60mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2mm,故 II 段长：L2=65mm III 段直径 d3=40mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径 d4=50mm长度与右面的套筒相同，即 L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸 h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为 36mmⅤ段直径 d5=45mm. 长度 L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L = 100 mm(3)按弯矩复合强度计算① 求分度圆直径：已知 d1= 200 mm② 求转矩：已知 T1=1.5×10 N·mm③ 求圆周力：Ft15 计算及说明工段：d1=30mm长度取L1=60mmII段:d2=35mmL2=65mmd3=40mmd4=50mmL3=48mmd4=50mmL4=20mm左 段 直 径 为36mmⅤ段直径d5=45mm.长度 L5=19mmT1=1.5×10N·mm5根据课本式得：Ft1= 2 T1 / d1= 2 × / 200= 1500 N④ 求径向力 Fr1结果 根据课本式得 Fr1= Ft1· tanα= 1500 × tan200=546N5求法向力 Fn1= Ft1/cos200= 581 N○6因为该轴两轴承对称，所以：LA= LB= 42 mm○（4）按弯扭合成强度校核轴径①画出轴的受力图②作水平面内的弯矩图。
支点反力为 FHA1=FHB1=Ft1=1500/2=750NⅠ-Ⅰ截面处的弯矩为: MHⅠ = -(750× 84)/ 2 = -31500 N.mmⅡ-Ⅱ截面处的弯矩为: MHⅡ = -750 × 20 = -15000 N.mm③作垂直面内的弯矩图,支点反力： FVA1 = FAV1 = FR1 = 546 / 2 = 273NⅠ-Ⅰ截面左侧弯矩为: MVⅠ左 = FVA·L / 2 = -273 × 84/2 = -11466 N.mmⅠ-Ⅰ截面右侧弯矩为: MVI 右 = FVB·L / 2 = -273× 84/2 = -11466 N.mmⅡ-Ⅱ截面处的弯矩为： MVⅡ = FVB·31 = 273×31 = 8463 N.mm④作合成弯矩图 M=Ⅰ-Ⅰ截面 MⅠ左 = MⅠ右 =MMM22VI MHI222VI左MHI左= 33522 N.mm2VI右MHI右=33522N.mm 计算及说明Ft1=1500 NFr1=546NFn1=581 NLA= LB= 42 mmFHA1=FHB1=750NMHⅠ=--31500N.mmMHⅡ=--15000N.mmFVA1 = FAV1 =FR1=273NMVⅠ左= -11466 N.mmMVI右=-11466 N.mmMVⅡ=8463N.mmMⅠ左= MⅠ右=33522N.mmⅡ-Ⅱ截面结果 MⅡ=M2V MH =17223N.mm662⑤作转矩图：T=9.55×10P/N=9.55×10×1.88/118=1.5×1010N.mm⑥求当量弯矩因减速器单向运转,故可认为转矩为动循环变化,修正系数 a 为 0.6Ⅰ-Ⅰ截面MeⅠ=Ⅱ-Ⅱ截面 MeⅡ=5 5M2I右aT = N.mm22MaT= N.mm2⑦确定危险截面及校核强度由图可以看出,截面Ⅰ-Ⅰ,Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同,但弯矩 MeⅠ＞ MeⅡ,且轴上还有键槽,故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面,但由于轴径 d3>d2,故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核.Ⅰ-Ⅰ截面：σeⅠ=M eⅠ/ W= /0.1×40=18.91MpaⅡ-Ⅱ截面：σeⅡ=M eⅡ/ W=/0.1×40=18.28Mpa查表 14.2 得「σ-1b」=60mPa,满足σe≤「σ-1b」的条件，故设计的轴有足够强度并有一定裕量。
⑧修改轴的结构因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再做修改5）联轴器的设置联轴器的计算转矩 Tc=KT2由《机械设计基础》表 16.1 取 K=1.5所以 Tc=KT2=1.5×1.5×1010=2.25×1010根据的出的结论数据，查《机械零件设计手册》HLL1 联轴器，GB5014-85 带制动轮弹性柱销联轴器下图为 HLL1 型带制动轮弹性柱销联轴器基本参数和主要尺寸：5 55 533 计算及说明MⅡ=17223N.mmT=1.5×1010N.mmMeⅠ= N.mmMeⅡ= N.mmσeⅠ=18.91MpaσeⅡ=18.28MpaK=1.5Tc=2.25×5 510105 5结果 型号公轴孔称d1扭d2矩d3HLL13155600s*n*d3（H9）轴孔长度L\L1\LD0Dh8D1*D2*Bb*30.32.35200160125758528M转动质惯量量kg2kg.m2.5820M62.18114.滚动轴承的设计通过前面计算，已知FHA=FHB=800N FVB=FVA=291.18Nn1=473r/min .由 FA=F2HAFVA FB=2F2HBFVB2得出 FA= FB=851N又因 为 FA=Fa=1600NFr1=FA=FB=Fr2=851N（1）计算轴承的轴向力Fa1、Fa2由表 15.16 查得 7207AC 轴承内部轴向力的计算公式为Fs=0.68Fr则 Fs1=Fs2=0.68Fr1=0.68×851=578.68NFA+FS2=1600+578.68=2178.68＞Fs1所以轴 承 1 为压紧端故有：FS2= Fa2=578.68NFa1=FA- FS2=1600-578.68=1021.32N（2）计算轴承的当量动载荷P1、P2由表 15.13 查得 7207AC 轴承的 e=0.68Fa1/Fr1=1021.32/851=1.2Fa2/Fr2=578.68/851=0.68 计算及说明FA= FB=851NFA=Fa=1600NFr1=FA=FB=Fr2=851NFs1=Fs2=578.68NFS2=Fa2=578.68NFa1=1021.32NFa1/Fr1=1.2Fa2/Fr2=0.68查表 15.13 可得 X1=0.41 ，Y1=0.87;X2=1,Y2=0。
根据表 15.12取 fp=1.5 ，则轴承的当量动荷载为结果 P1=fp （X1Fr1+Y1Fa1 ）=1.5 ×（0.41 ×851+0.87 ×1021.32 ）=1856NP2=fp （X2Fr2+Y2Fa2 ）=1.5 ×（1×851+0 ×578.68 ）=1277N（3）计算轴承寿命L10h因为两个轴承的型号相同， 所以其中当量动荷载大的轴承寿命短 因P1>P2,所以只需计算轴承一的寿命就可以了查手册得 7207AC 轴的 Cr=29000N，取 E=3,fT =110106 6f fT TC CL10h=( () )=hP P6n6n轴承预期寿命36000h因此可见轴承的寿命大于轴承的预期寿命，所以所造轴承型符合要求同理第二轴承第四章减速器箱体的设计1、结构设计采用铸造的方法制造考虑到安装方便，采用剖分式结构，使剖分面通过轴心线箱体要有足够的刚度首先保证足够的壁厚，取为保证箱体的支撑刚度，轴承座应有足够的厚度，并设置加强肋，选用外肋结构另外， 箱座底凸缘宽度应超过箱体的内壁应超过箱体内壁为提高轴承座处的联接刚度， 座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近轴承， 为此轴承座附近做出凸台，有一定高度以留出足够的扳手空间，但不超过轴承座外圆。
2、箱体结构要有良好的工艺性采用铸造箱体， 所以注意铸造的工艺要求， 例如注意力求壁厚均匀、过渡平缓，外形简单，以便拔模方便等设计箱体结构形状时，应尽量减小机械加工面积，减少工件和刀锯的的调整次数 例如同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致， 以便镗孔并保证镗孔精度 箱体的加工面与非加工面必须严格分开， 加工处做出凸台()螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑箱体形状力求均匀、美观3、附件的结构设计要设计启盖螺钉，其上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成半圆形，以免顶坏螺纹 计算及说明P1=1856NP2=1277NL10h=h轴 承 预 期 寿命 36000h所 以 符 合 要求为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度， 在箱体联接凸缘的长度方向两端各设一圆锥定位销两销间的距离尽量远，以提高定位精度定位销直径一般取，取，长度应大于箱盖和箱座联接凸缘的总厚度，以利于结果 装拆为了拆卸及搬运减速器，在箱盖上装有吊环，直接在箱盖上铸出；在箱座两端凸缘下面直接铸出吊钩，用于调运整台减速器根据 《机械设计课程设计知道书》 表 4-1 计算得铸铁减速器箱体的主要结构铸铁减速器箱体结构尺寸、 名 称符 号减 速 器 型 式及 尺 寸 关系：符号减速器型式、 尺寸/mm箱座壁厚δ4箱盖壁厚δ13箱盖凸缘厚度b15箱座凸缘厚度b6箱座底凸缘厚度b210地脚螺钉直径df16地脚螺钉数量n4轴承旁连接螺栓直径d112盖与座连接螺栓直径d29连接螺栓 d2 的间距l200轴承端盖螺钉直径d38检查孔盖螺钉直径d46定位销直径d7df\d1\d2 至外箱壁距离C116第五章润滑方式和密封类型的选择，润滑油牌号的选择和装油量的计算。
1、齿轮传动用工业闭式齿轮油L CKB、L CKC，高速机械油GB486-77HJ-5 ，一般选用润滑油，根据齿轮的工作条件以及圆周速度查得运动黏度， 再根据选定的黏度确定润滑的牌号 ； 闭式齿轮的润滑方式有浸油润滑和喷油润滑， 圆周速度 V 〈 12m/s 时采用浸油润滑， V 〉 12m/s时采用喷油润滑2、最常用的滚动轴承润滑剂为润滑脂常用的润滑方法有（①、油浴润滑②、飞溅润滑 ③、喷油润滑④、油雾润滑）3、传动零件齿轮采用浸油润滑，对于圆柱齿轮，通常取浸油深度为一个齿高，其浸油深度不得超过其分度圆的1/3为避免传动零件传动时将沉积在油池底部的污物绞起，造成齿面磨损，应使大齿轮距油齿底面的的距离不小于 30-50mm取 56mm为保证润滑及散热的需要，减速器内应有足够的油量单级减速器每传递 1kW 的功率，需油量为因为最大功率是 3.975kW,所以取油量是,应使油池容积所以装油量是，满足要求计算总汇1. 轴承名称结果 浸油齿轮的圆周速度飞溅的油量不够，宜采用脂润滑，选用钙-钠基润滑脂（又称轴承润滑脂） ，其油膜粘度高，粘附性好，耐水耐热，工作温度可达 80-200，使用时间长，广泛用于机械的滚动轴承润滑。
润滑脂的装填量应不超过轴承空间的 1/3-1/2为防止向体内的又浸入轴承于润滑脂混合，防止润滑脂流失，在箱体内侧装挡油环考虑轴的圆周速度接触轴的圆周速度均小于 4.5m/s,且工作温度小于，轴伸端的密封方式选用毡圈密封 这是密封中寿命较低、 磨损较大、 密封效果相对较差的一种，但其结构简单、价格低廉，适用于脂润滑轴承中2. 箱体为保证密封， 箱体剖分面处的联接凸缘应有足够的宽度， 联接螺栓的间距亦不应过大，以保证足够的压紧力为保证轴承座孔的精度，剖分面间不能加垫片， 可以选择在剖分面上处制回油沟， 使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内但这种方法比较麻烦，为提高密封性能，选择在剖分面间涂密封胶3. 通气器减速器运转时， 由于摩擦发热， 箱内温度升高、 气体膨胀， 压力增大，对减速器的密封极为不利， 因此在箱盖顶部的窥视孔盖上设置通气器， 使箱体内的热胀气体自由排出， 以保证箱体内外压力相等， 提高箱体油缝隙处的密封性能使用简易的通气器，注意通气孔不能直通顶端，以避免灰尘进入 这种通气器结构简单适用于比较清洁的场合 其它场合可选用较完善的其它类型通气器选 M16x1. 54. 防油孔及螺栓为将污油排放干净，应在油池的最低位置处设置防油孔。
平时放油孔用螺塞基封油垫圈密封选用圆柱螺塞，配置密封垫圈，采用纸封油圈，材料为石棉橡胶纸螺塞直径约为箱体壁厚的 2-3 倍，选用 M205. 油面指示器箱体设计中， 考虑到齿轮需要一定量的润滑油， 为了指示减速器内油面的高度， 以保持向内正常的油量， 应在便有观察和油面那比较稳定的部位设置油面指示器 选用带有螺纹的杆式油标 注意使箱座油标的倾斜位置便于加工和使用 最低油面为传动零件正常运转时所需的油面， 最高油面为油面静止时高度 且游标位置不能太低， 油标内杆与箱体内壁的交点应高于油面 油标插座的位置及角度既要避免箱体内的润滑油溢出， 又要便于油标的插取及插座上沉头座孔的加工个人总结这次课 程设计是 我第一次个人进行的设计,我觉得 此次完成是一件很荣幸的事, 在本次设计作业完成的过程中很多同学都给与我帮助，让我懂得了设计的艰难，希望在今后的工作学习中能够更好的完成自己的作业。