机械设计课程设计说明书-加热炉装料机的设计.doc

机械设计课程设计说明书目 录第一章. 设计任务1-1设计题目 31-2.设计背景 31-3.设计参数 31-4.设计任务4 第二章. 传动方案的分析和拟定5第三章. 电动机的选择6第四章. 计算传动装置的运动和动力参数7第五章. 传动零件的设计计算 5-1.选择蜗杆传动类型 95-2.选择材料 105-3.设计计算11 第六章. 轴的设计 6-1.初步确定轴的最大直径176-2.轴的设计 186-3.按静强度进行校核 226-4.轴的扭转刚度校核计算 226-5.轴承寿命计算 236-6.第三根轴设计 26第七章7-1齿轮减速器的设计33第八章箱体部分设计8-1 铸铁减速器箱体主要结构尺寸378-2 润滑方式38第九章 设计箱体及其附件结构9-1 工艺性 409-2. 机械加工工艺性409-3. 箱体形状 40第十章 心得体会42参考文献43第一章设计任务书加热炉装料机的设计1 设计题目加热炉装料机2 设计背景（1）题目简述该机器用于向加热炉内送料。装料机由电动机驱动，通过传动装置是装料机推杆做往复移动，将物料送入加热炉内。（2）使用状况室内工作，需要5台，动力源为三相交流电动机，电动机单向转动，载荷较平稳，转速误差4%；使用期限为10年，每年工作250天，每天工作16小时，大修期为3年。（3）生产状况中等规模机械厂，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。3设计参数已知参数：推杆行程200mm。数据编号12345电动机所需功率/kW22.52.833.4推杆工作周期/s4.33.73.332.74 设计任务1）设计总体传动方案，画总体机构简图，完成总体方案论证报告。2）设计主要传动装置，完成主要传动装置的装配图。3）设计主要零件，完成两张零件工作图。4）编写设计说明书。1.设计任务（1）设计总体传动方案，画出总体机构简图，完成总体方案论证报告。（2）设计主要传动装置，完成主要传动装置的装配图。（3）设计主要零件，完成两张零件工作图。（4）编写设计说明书图1-2 加速器结构示意图1电动机 2联轴器 3蜗杆减速器4箱体 5齿轮减速器 6连杆电动机所需功率 p=2.5kw;摇杆转速要求n=16.2第二章 传动方案的分析与拟定1方案的初步设定（1）方案二:采用二级齿轮减速器优点：传动比一般为840，用斜齿轮，直齿轮，或人字齿轮，结构简单应用广泛。转速初步计算：一级圆柱齿轮传动比=47；二级圆柱齿轮传动比=47；总传动比=1649；可推算电动机转速范围：n= =（1649）16.2 =260794;总结：转速过低，结构复杂，加工精度高，难度大，设计量过大。（2）方案三：采用一级蜗杆蜗轮传动优点:结构简单，尺寸紧凑，但效率较低，适用于载荷较小，间歇工作的场合。转速初步计算：一级蜗杆传动比=1040;可推算电动机转速范围：n=（1040）16.2 =162648;总结：结构简单，便于装拆，设计简单，但转速过低，而且常用的Y型电动机转速为:750;1000；1500,故此方案不使用。 （3）方案一：采用蜗杆齿轮减速器优点：能实现大的传动比，一般传动比=1040。由于传动比大，零件数目又少，因而结构紧凑。冲击载荷小，传动平稳，噪音低。齿轮传动效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定，在高速级时结构比较紧凑。蜗杆传动在高速级时则传动效率高。转速计算：蜗杆齿轮传动比=1040；齿轮（级）传动比=35；总传动比=30200可推算电动机转速的范围： = =(30200)16.2=4863240;总结：转速适中，减速器结构适中，便于装拆，设计较复杂，常用的Y型电动机转速为:750;1000,1500,故三个方案中，蜗杆齿轮减速器方案最好2方案的拟订经过分析及转速初步计算及加工的程度，因此选用蜗杆齿轮减速器传动最好。第三章电动机的选择一选择电动机已知：推杆周期=3.7 可推算=60/3.7=16.2电动机所需功率：31 确定电动机类型：按已知要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭冷鼠笼型三项异步电动。2.传动装置中个传动副，每对轴承，每个联轴器的效率：弹性联轴器效率：=0.99蜗杆传动效率： =0.8滚子轴承效率：=0.998级齿轮效率：=0.97总效率：=0.753 3由=可算出所需电动机功率，由于已给出=2.5工作机实际需要的电动机输出功率，工作机所需输入功率， 电动机至工作机之间传动装置总效率4确定电动机转速蜗杆传动传动比=1040, 齿轮（级）传动比=35= =(30200)16.2=4863240电动机可选范围5选择电动机按照工作机转速要求和传动结构合理传动比，可以推算电动机转速的可选范围：对Y型系列电动机，通常选用同步转速为1500;根据选定的电动机类型结构容量和转速可由表12-1查处电动机的型号表3-1 电动机参数表电动机型号额定功率满载转速扭转转矩最大转矩质量kg额定转矩额定转矩Y100L24314302.22.3386传动装置的总传动比要求应为：=87；-电动机满载转速;蜗轮蜗杆传动比=25；外圈齿轮的传动比=3.48,即齿轮传动比,在此圆整为=3.5。第四章计算传动装置的运动和动力参数电动机传动装置从电动机到工作机有三轴，依次为1，2，3轴，1. 各轴转速：=1430=57.2=16.343-电动机满载转速；;，-分别为1轴2轴3轴的转速，单位：。1轴为高速轴，2轴为中间轴，3轴为低速轴；，-依次为电动机轴至1轴，1轴2轴，23轴间的传动比；转速误差： 所以符合设计要求。2.各轴功率: = = -电动机输出功率； ， -1,2,3轴的输出功率；;-依次为电动机与1轴，1轴于2轴，123轴间的传动效率；3各轴转矩=9550/= =式中：-电动机轴的输出转矩，;表4-1 传动装置动力参数表轴传动比转速功率转矩效率1轴114302.47516.5330.992轴2557.21.9602327.40.7923轴3.516.3431.881100/30.9603第五章传动零件的设计计算已知：输入功率P=2.5,蜗杆转速=1430,传动比=25， 寿命。1.选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐采用渐开线蜗杆（ZI）；2选择材料考虑到蜗杆传动传递功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面，要求淬火，并进行高温回火，硬度为4555HRC，蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模制造，为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮心用灰铸铁HT200制造。3.设计计算：按齿面解除疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在按校核齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定作用在蜗轮上的转矩，按=2，效率0.8；=(2)确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故先取载荷分布不均系数K=1，由课本中表11-5中选取使用系数=1.15，由于转速不高，冲击不大，可取东载荷系数=1.05；则K=KAK(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配，故=160。(4)确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值=0.35，从课本中图11-18中可查得Z=2.9。（5）确定许用接触应力H根据蜗轮材料用为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表11-7种查得蜗轮的基本许用应力 =268。应力循环次数 寿命系数 KHN=81071.373108=0.721则 H=KHN=0.721268=193.228（6）计算中心距 a31.213339161602.9193.2282mm=124.95mm取中心距a=160mm, 因，故从表11-2中取模数m=6.3mm,蜗杆分度圆直径d1=63mm。这时d1a=0.39375,从图11-18中可查得接触系数Z=2.76,因为ZZ,因此以上结果可用。(7)选择蜗杆头数：由传动比，查表12-2得选取蜗杆头数=2，蜗轮齿数z2=z1=252=50;(8)确定蜗轮的转速和转矩=57.2取K=1.21传动效率 =4. 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 图5.1蜗轮蜗杆配合一、蜗轮（1）蜗轮蜗轮齿数z2=49；变位系数x2=1.019；验算传动比这时传动比误差为25-24.525=0.02=2，是允许的。蜗轮分度圆直径 =mz2=6.349=308mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=308+26.3=320.6mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=308-21.26.3=292.88mm表5-1 蜗轮蜗杆几何尺寸参数表名称蜗轮蜗杆分度圆直径mm30863齿顶高mm6.36.3齿根高mm88齿顶圆直径（蜗轮候圆直径）mm320.675.6齿根圆直径mm292.8849.9蜗杆轴向齿距蜗轮端面齿距mm2020中心距mm160160蜗轮齿数 蜗杆头数492齿形角（度）2020蜗轮变位系数 蜗杆直径系数1.01910顶隙mm11轴向齿厚mm15.7法向齿厚mm14.6蜗轮齿厚mm30节圆直径mm30863图5.2 蜗轮结构示意图(2)导程角tan=0.2=arctan0.2=11.31(3)计算滑动速度齿轮比u=12；当蜗轮为主动时i=25；=； =；于估计速度相似；（4）蜗杆螺旋线方向应尽量取为右旋；（5）圆周速度45m/s；故蜗杆位置在下面；（6）精度等级和表面粗糙度的确定；考虑所涉及的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f,GB/T100891988（7）蜗杆强度及刚度计算-材料的弹性影响系数，单位；由于青铜和铸铁蜗轮和钢蜗杆相配对时，=160；-蜗杆传动的接触线长度和曲率半径对接触强度的影响系数，接触系数取=从图中11-18种差得=2.9；蜗轮齿面接触疲劳强度强度的验算公式=1602.9=145.7H=193.228；(8)根据蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算F蜗轮的许用弯曲应力，单位为；根据应力循环次数N=60n2jLh=6057.2140000=1.3728108；从课本表11-18中查得蜗轮的基本许用弯曲应力F=60；=91061.3728108=0.58；F=F=0.5860=34.8；蜗轮当量齿数=49(cos11.13)3=52；Y-螺旋角影响系数 Y=1-=1-11.31140=0.84；根据变位系数 x2=1.019，=52，从图11-19中查得齿形系数=2.3；由=F得；F =1.531.21333916633086.32.30.84=16.678MPa；故弯曲强度是满足要求的。（9）验算效率 =（0.950.96）tantan(+V)已知=11.31；V=arctanfV；fV与相对滑动速度有关。=从表11-18中用插值法查的fV=0.0204，V=1.1687；带入式中得，大于原估计值，因此不用重算。（10）精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GBT100891988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GBT100891988 。表面粗糙度为；公差组项目：；齿圈径向跳动公差Fr=0.063； 公法线长度变动公差FW=0.050； 基节极限偏差fpb=0.014； 齿形公差ff=0.013； 齿向公差F=0.016； 公法线平均长度及其偏差为87.552-0.309-0.182； 跨测齿数K=10。 图5.3蜗杆轴二、蜗杆（1）蜗杆轴向齿距pa=19.782mm；直径系数q=10；齿顶圆直径da1=75.6mm；齿根圆直径df1=49.9mm,分度圆导程角=111836；蜗杆轴向齿厚sa=9.89mm。蜗杆的刚度计算各部分力计算：取齿形角；=；，-蜗轮蜗杆的圆周力，单位；，-蜗轮蜗杆的向心力，单位； ，-蜗轮蜗杆的轴向力，单位；-许用最大挠度；此处为蜗杆分度圆直径，单位为；E-材料的弹性模量，钢的；-蜗杆所受的圆周力，单位为；-蜗轮所受的径向力，单位为；-蜗杆危险截面的惯性矩， 其中为蜗杆的齿根圆直径；蜗杆的两段支承间跨局距，单位为,视具体结构要求而定，初步计算时可取；-蜗杆分度圆直径；符合刚度要求。第六章 轴的设计1 .初步确定轴的最大直径 123轴材料用40，调质处理，；=100；=；输入轴的最小直径安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相合适，故需同时选取联轴器的型号联轴器的计算转矩 查表14-1考虑到转矩变化很小，故取=1.3则1、 ；2、 对高速轴有：=KAT1=1.72005=3408.5n1=2825r/minT n1nmax3、 对低速轴有：=KAT3=1.726117=44398.9 n3=200.02 r/minT n3nmax所以联轴器是符合的。按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查表8-7选用HL3型弹性注销联轴器，其公称转矩T=630，半联轴器孔径=35,故取=35半联轴器的长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=602轴的结构设计图6-2 蜗杆结构示意图（1）根据周向定位的要求确定轴的各段直径 为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取C-D段的直径=65;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=65;=62;按联轴器与轴配合的毂孔长度=60；为了把保证轴端挡圈只押在半联轴器上而不压在轴的端面上，故AB段的长度比略短一些，现取=55(2)初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力的作用，故选用单列圆磙子轴承，参照工作要求根据=65,由于轴承产品目录中选取0基本游隙组，标准精度及的圆柱轴承NF313，其中尺寸：dDB=6514033,故=65，右端磙子轴承采用轴向定位，由于NF313型轴承轴肩高度,因此取，半联轴器与轴的联结平键为，半联轴器与轴的配合为,滚动轴承与轴的配合定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为。（3）确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径取R1.0；（4）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，根据轴的计算做出轴的弯矩图和扭矩图。计算过程：A. 在X方向上 ； 由得：由得：B.在Y方向上=受力分析：X方向：得：Y方向：由得：由得： （5）校核弯矩合成强度条件取 ；当扭转应力为静应力时故安全，前已选定的周材料为40调制处理，淬火加高温回火（6）轴总长：图6-3 蜗杆轴的弯扭矩图3.按静强度进行校核目的在于评定轴对塑性变形的抵抗能力。-危险截面静强度的计算安全系数；-按屈服强度的设计安全系数；=1.21.4用于高等塑性材料（）的钢轴；-只考虑弯矩和轴向力时的安全系数；-只考虑扭矩时的安全系数； -材料的抗弯和抗扭弯曲极限，单位为，其中 -轴的危险截面上所收的最大弯矩和最大扭矩，单位为； -轴的危险截面面积，单位为；-分别为危险截面的抗弯和抗扭截面系数，单位为；4轴的扭转刚度校核计算 ；5.轴承的寿命计算 图6-4轴承受力分析图图2分析：得 图3分析：得得 （1） 求两轴承的计算轴向力和对于NF313轴承，轴承派生轴向力，表示表13-5的判断系数，其值由的大小来确定，但现轴承轴向力未知，故先初取 因此可估算取与同向，与同向。 取结果的最大值 取结果的最大值（2） 求轴承当量动载荷 取（3）验算轴承寿命 取P为值，结论：该轴承经过验算合格！6第三根轴的设计图6-5 蜗轮轴的示意图1.轴的几何尺寸设计；考虑到第三轴有两个键槽则：（1） 为了半联轴器轴向定位要求，C-D段右端需要制造出一轴肩，故取C-D段直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取D=65mm;=65mm;按联轴器与轴配合的毂孔长度=140mm；为了把保证轴端挡圈只押在半联轴器上而不压在轴的端面上，故AB段的长度比略短一些，现取=140m(2)初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力的作用，故选用单列圆磙子轴承，参照工作要求根据=65mm,由于轴承产品目录中选取0基本游隙组，标准精度及的圆柱轴承NF314E，其中尺寸： dDB=7015035，故=70mm，右端磙子轴承采用轴向定位，由于型轴承轴肩高度h=4mm,因此取； (3)取安装涡轮轴段EF的直径=75，齿轮的左端有座轴承之间采用套筒定位，已知涡轮的断面的宽度为，根据减速器及轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖得装拆机便于对轴承加润滑脂的要求，去端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离l，故取=50。（4）取涡轮距内壁距离，考虑到箱体的铸造误差，在设计滚动轴承位置时 ，应距离内壁有一段距离，取。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（5）轴的周向定位 涡轮联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为70，同时为了保证良好的对中型，选择涡轮与轴的配合；同样半联轴器与轴的联结平键为：；半联轴器与轴的配合为；滚动轴与轴的配合定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为。（6）确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径取R1.0。图6-7蜗轮轴的弯扭矩图2.轴的载荷验算过程已知：， 图b受力分析过程：对B点的力矩分析 图c受力分析：X方向： Y方向：对B点力矩分析：验算结果与假设相反，则的方向向下。3，轴上轴承的寿命计算已知：额定寿命：40000h ，；图6-8轴承的受力分析图（1）求两轴承受到的径向载荷对图a 受力分析：，对A点力矩分析： 对图b受力分析： （2）求两轴承的计算轴向力取e=0.38 轴承派生轴向力，先初取，因此可估算： 计算结果取最大值 计算结果取大值得：（3）求轴承当量动载荷取，（圆柱磙子轴承）故选择的轴承可满足寿命要求。第七章齿轮减速器的设计 图7.1 齿轮减速器.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1、根据加热炉装料机的转速与功率，选用直齿圆柱齿轮传动。2、由于齿轮减速器速度不高，故选用8级精度（GB 1009588）。3、材料选择。由课本表10-1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。4、按齿面接触强度进行设计由设计计算公式进行试算，即1） 确定公式内各计算数值(1) 试选载荷系数=1.3(2) 计算小齿轮传递的转矩；(3) 由表10-7选择齿宽系数=1(4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数(5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮得接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限(6) 计算应力循环次数(7) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数，(8) 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2） 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径，代入上述计算应力中的较小值(2) 计算圆周速度(3) 计算齿宽b(4) 计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 (5) 计算载荷系数根据v=0.25m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，假设。由表10-3查得；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，由，查图10-13得；故有载荷系数（1） 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，得（2） 计算模数m5、按齿根弯曲强度设计A.高速轴齿轮强度计算由式10-5得弯曲强度得设计公式为1） 确定公式内的各计算数值（1） 由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限（2） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，（3） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得（4） 计算载荷系数K（5） 查取齿型系数由表10-5查得，（6） 查取应力校正系数由表10-5可查得，（7） 计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大2） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮魔术m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿根弯曲疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取有弯曲强度算得的模数3.4，并就近圆整为标准值m=3.5mm,按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。6、几何尺寸的计算确定1） 计算分度圆直径2） 计算中心距3） 计算齿轮宽度取，；验算，合适。第八章箱体部分设计：1.铸铁减速器箱体主要结构尺寸：（1）箱座壁厚（2） 箱盖壁厚（3） 箱盖突缘厚度（4） 箱座突缘厚度（5） 箱座底凸缘厚度（6） 地脚螺钉直径（7） 地脚螺钉数目 ：4（8） 轴承旁连接螺栓直径（9） 盖与座联结螺栓直径（10） 联结螺栓的间距（11） 轴承端盖螺钉直径（12） 视孔盖螺钉直径（13） 定位销直径（14） 至外箱壁距离（15） 至凸缘边缘距离（16） 轴承弯凸台半径（17） 凸台高度h根据低速级轴承外径确定以便于扳手操作为准（18） 外箱壁之轴承座断面距离（19） 铸造过度尺寸（20） 涡轮外缘与内箱壁距离（21） 涡轮轮毂端面与内箱壁距离（22） 箱盖箱座肋厚 （23） 轴承端盖外径（24） 箱体宽度说明：以上单位均为，有个别尺寸没有列出，在设计制图时将加以标注。2，润滑方式：（1） 浸油润滑，这种润滑方式是轴承直接浸入箱内油中润滑（例如下置式蜗杆减速器的蜗杆轴承 ）,但是油面高度不应超过轴承最低滚动体中心，以免加大搅油损失。油面接触高度为H=40，对于高速运转的蜗杆和斜齿轮，由于齿的螺旋线作用，会迫使润滑油冲向轴承带入杂质，影响润滑效果，故在轴承前常设有挡油环，但挡油环不应封死轴承孔，以利于油进入润滑轴承。 （2） 脂润滑当滚动轴承速度较低时，常采用脂润滑，脂润滑的机构简单，易于密封，一般每隔半年左右补充或更换一次润滑脂，润滑脂的填装量不应超过轴承空间的1/2，可通过轴承座上的注油孔及通道注入，为了防止箱内的油浸入轴承与润滑脂混合，并防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环，其结构尺寸如图所示，。（3） 密封轴伸端密封方式有接触式和非接触式两种。橡胶油封是接触性密封种性能最好的一种，可用于油或脂的润滑的轴承中。以防漏油为主时，油封唇边对着箱内，以防外界灰尘为主时，唇边对着箱外，当两油封相背放置时，则放漏放尘能力强，未安装油封方便，轴上可做出斜角。C，齿轮与涡轮的结构设计铸铁涡轮或齿顶圆小于的青铜涡轮常做成整体式，但对大多数铜涡轮，为了节约有色金属，多做成装配式，在大量生产涡轮时，常将青铜轮圈镶铸在余热的铸铁或钢制轮心上，冷缩后产生筛紧力，使轮圈和轮心可靠地联结在一起。第九章设计箱体及其附件结构1 工艺性设计铸造箱体时，应考虑到制模造型浇铸和清理等工艺的方便，外形应力要求简单，尽量减少沿拔模方向凸起部分，并应有一定的拔模斜度，箱体壁厚度应均匀，过度平缓，金属不要局部积聚，凡外形转折处应有铸造圆角 ，以减少铸件的内应力和减少缩孔。2 机械加工工艺性箱体结构形状应有利于减少加工面积，设计时已考虑减少加工件和道具的调整次数，以提高加工精度和生产率。箱体加工面与非加工面应严格封开，并且不应在同一平面内，因此箱体与轴承端盖结合面，检查孔盖，通气器，油标和油塞结合处与螺栓头部或螺母接触处都应作出凸台，也可将与螺栓头部或螺母接触处都应作出凸台，凸起高度h=35,也可将与螺栓头部或螺母的接触面冲出沉头座坑。3 箱体形状4 1）检查孔和视孔盖（1）加查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑情况，接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置。（2） 视孔盖可用铸铁，钢板或有机玻璃制成，它与箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。（3） 放油孔应设在箱底面的最低处，或设在箱底。在其附近应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于以油到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜，并在其附近形成凹坑，以便于污油的汇集和排放。放油螺塞常设为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。2）油标杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面，油标安装的位置不能太低，3）通气器通气器用于通气，使箱体内外气压一致，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渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境，较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。4）起吊装置常设有像盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成，吊环螺钉为标准件。5）起盖螺钉为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设有12个起盖螺钉三，拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖，起盖螺丝直径常与凸缘联结螺栓相同，钉头部分应为细圆6） 定位销为了保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体联结凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位，常用的定位销，其公称直径可取为联结螺栓直径为0.8倍，为了装拆，定位销长度应大于联结凸缘总厚度，如果销孔不是通孔，定位销上应具有拆卸螺钉孔，定位销孔是箱体部分面加工完毕并用联结螺栓紧固以后，进行配钻和配铰制的，因此定位销的位置应考虑到钻铰孔的方便，且不妨碍附近联结螺栓的装拆。第九章. 课程设计心得体会在本次的课程设计中，我们综合运用了各方面的知识，如机械设计、机械原理、工程材料、机械制造基础、材料力学、理论力学、Auto CAD、Solid edge等科目，在本次的设计中，我们学会了把自己所有的知识学以致用，综合考虑各方面的因素，如质量，体积，材料，造价，安装，工艺等。通过本次的作业，让我们有了一个对问题的整体把握，最重要的是使我掌握了设计的基本步骤和设计的逻辑思维。同时作为二十一世纪的大学来说掌握减速器的设计开发技术是十分重要的。 经过两周的努力我终于将机械设计课程设计做完了，在这次作业过程中,我遇到了许多困难，一遍又一遍的计算，一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足， 在传动系统的设计时，面对功率大，传动比也大的情况。我一时不知道到底该采用何种减速装置，最后在穆教授和巴吾东老师的指导下，我选用带传动和蜗杆齿轮减速器。在花费了很大的精力和时间后，机械设计课程设计终于做完了，我的收获也颇为丰富。课程设计不象其它作业，它是很烦琐的一个任务，所以收获也不仅是一些新的知识，而且还可以考验我们的耐心和毅力！通过这次设计自己的独立设计思考和解决问题能力有所提高，同时也增强了我克服困难的决心和信心。这次设计，让我学会很多知识，增长了不少见识。同时它也培养了了我自学的能力。虽然这次设计有老师辅导，但是是以学生为主，尤其在机器零件的布置上，靠我们自己思考。因此为了提高效率，我在图书馆，各种网站查询了不少资料，看了不少作品，最后根据自己的想法。以前我学的知识和领悟到东西，才设计出这套机器。在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助，感谢穆教授和巴吾东老师的耐心指导及热心帮助，帮助我解决了许多学习上的问题，让我对机械类的学科又再度增添了浓厚的兴趣。参考文献1 王超然等主编.新编国际常用金属材料手册:北京: 机械工业大学出版社,19552 编委会编.宝钢减速器图册.北京: 机械工业出版社1995吴宗泽，罗圣国主编。机械设计课程设计手册。北京：高等教育出版社，19923 濮良贵，纪名刚主编。机械设计。第七版。北京：高等教育出版社，19964 周开勤主编。机械零件手册。第四版。北京：高等教育出版社，19945 章日晋等主编。机械零件的结构设计。北京：机械工业出版社，19876 减速器实用技术手册编委会编。减速器实用技术手册。北京：机械工业出版社，19927 齿轮手册编委会。齿轮手册。北京：机械工业出版社，19908 机械工业部洛阳轴承研究所编。全国滚动轴承产品样本，19959 廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编。互换性与技术测量第四版中国计量出版社，200110 余梦生，吴宗泽主编。机械零部件手册造型设计指南。北京：机械工业出版社，199611 王之栋、王大康主编 机械设计综合课程设计 北京：机械工业出版社，2003.612 徐灏主编。机械设计手册。北京：机械工业出版社，199143第 43 页