机械基础综合课程设计

机械基础综合课程设计粉料压片机设计说明书目录1设计任务书12. 系统运动方案的设计23. 机构系统的运动协调设计34. 主体机构的尺度综合35. 主体机构的运动分析和受力分析46. 系统传动方案的设计77电机的选择88. 传动系统的运动参数、动力参数的计算.99. 传动零件的设计计算1010. 轴系零件的设计及校核计算1411. 润滑与密封的设计2412机架设计及说明2413. 所选用附件的说明2514. 设计小结2615. 参考文献26一、设计任务书1设计题目粉料压片机的设计 应用广泛，制药、食品等。2 工作情况简介（1）压片过程的工艺流程粉料成型压片机的工艺流程a料桶；b 料斗；c 模具型腔；d上冲头；e片状制品；f下冲头（2）执行机构1）料斗送料机构2）上冲头运动机构3）下冲头运动机构3. 已知的设计参数1. 原动机选择三相交流异步电动机，同步转速为1500 r/min或1000r/min。2. 该机械系统要求设计为单自由度的机械。3压片时的最大阻力为F。4生产率为每分钟压制N片，即冲头每分钟往复运动N次。5模具厚度为h = 50 mm,料斗高度为30mm。6.冲压工艺流程图。7传动装置的使用寿命预定为10年，单班制，每班工作8小时。 8原始数据见表。F (N)N (1/min)传动装置方案800025V带传动+单级蜗杆减速器4. 设计内容如下：（1）机构系统运动方案的设计根椐成型压片过程的工艺动作要求和给定的已知数据，结合与同类产品的 对比，提出机构系统运动方案（含工作执行机构、传动机构和原动机）。其 机构系统运动简图画在 4 号图纸上。鼓励方案的创新设计。（2）对上冲头加压机构进行尺度综合，求出各杆件尺寸。（方法不限）（3）对上冲头加压机构进行运动分析，求出上冲头的位移、速度、加速度 线图。（方法不限）（4）对上冲头加压机构进行受力分析，求出各运动副处作用力。（方法不限）5)6)7)(8)传动装置的总体设计 传动件的设计计算 减速器装配图的设计与绘制（0 号图纸一张）典型零件工作图的设计与绘制（齿轮、轴、箱体，图纸三张）（9）编写设计说明书系统运动方案的设计图a为各执行机构组成框图送料机构上冲头料斗-tLJ上冲头加压机构模具下冲头下冲头加压机构(a)(b)执行机构组合示意图（a）执行机构组成框图；（b）执行机构的组合方案示意图设计成单自由度的机器，方法：把三套机构的原动件联接起来，如图。三、机构系统的运动协调设计各执行机构的运动协调送料机构ZvW-/.IIIIII下 冲 头130 120Lt J粉料成型压片机的运动循环图U 知 PmO 33C 拧Cj j(50/2 + 30) mmL2设杆 =仃=90mm 在虚线表示的位置中，f -令仁口 = 60mm由所设数据可知IAC = J +仃-s = 120mm 通过简单的几何运算可以得到I = I +1= 130mm又有所设条件EB，ED， DB，步骤1）建立主体机构的实体模型lEB = lDB- lDE = 60mm联立解得杆lDE = 35mm, Ibd = 95mm综上所述l3 = l4 = 90mm，li = Ide = 35mm，l2 = Ibd = 95mm通过上述数据即可确定该主体机构的实际尺寸。五、主体机构的运动分析和受力分析运动分析利用Pro|E的模拟仿真功能实现。根据主体机构的实际尺寸绘制零件图再按照机构的运动关系绘制装配图如右图2）模拟仿真 通过在原动件处加载虚拟电机，完成相关设置后，即可进行模拟仿真。 运动分析利用Pro|E的运动分析功能对仿真结果进行分析，生成运动关系曲线如下图。速度和转角位置和转角10.00Ana I ys i sDe f i n i Han I轴】n.nD _lJ-1 汕.52WMP5I.Q450.lt n$asurI (deg加速度和转角受力分析T.3利用AutoCAD作出杆件的结构简图，如右图， 令机构运动到一个位置使杆23摆过a= 5.。的角度。 由于4 = 14，即杆仃与竖直方向的夹角Y = 5. 通过测量可得22与水平方向的夹角B = 16.1-与Z2 的夹角ZBDE = 31.88” -已知 F = 9N/Ld通过分析可知杆DB、BC为 - 二力杆，假设受力方向如图所示。 由于杆AB不受转矩作用，因此其 所受合力的方向一定为沿着杆的方向， n 假设方向如图所示。对铰C及冲头（未画出）进行受力分析受力及方向如左图竖直方向受力平衡，有喀=F-叮coSY = 解得 F4 = 934N根据作用力与反作用力，有F4 = J = 934N对铰B进行受力分析 受力及方向如右图 竖直方向受力平衡，有F = F cos y F cos a F sin B = Sy 4 r 32 L水平方向受力平衡，有F = F cos B F sin a Sx23解得 F = 162N, F = 8588N23则有F2 = F2 = 162N，F3 = F3 = 8588N对DE杆及所带铰链进行受力分析受力及方向如右图由力矩平衡，杆受到的由机架作用的力 Fe与杆BD作用于ED杆的力F2的大小 相等，方向相反，与电机提供的转矩相 平衡。即T = F x Z x sin zBDE2 1解得 T = 29.6Nm综上，机构在当前位置时，杆DE受到的电机提供的转矩为29.6Nm，杆DB为受 拉状态，所受拉力为1602N,杆AB为受压状态，所受压力为8588N，杆BC为受 压状态，所受压力为9034N。六、系统传动方案的设计采用V带传动+单级蜗杆减速器的传动方案V带传动十单级蜗杆诚速器V带传动承载能力小，但传动平稳，能缓冲吸振，因此布置在高速级。 蜗杆传动可以实现较大的传动比，传动平稳，适用于中、小功率间歇运转的场合。七、电机的选择电动机类型和结构形式的选择，选用Y系列三相交流异步电动机。按工作要求和工作条件 电动机功率的确定 工作机所需功率Pw 由2Fv1000kW式中，2表示工作机有两个冲头；F为工作阻力，有F = 9000N； v为工作机的平 均速度，有N x 2 x s x 103v = 5.000 x 102 m/s60则有= 0.900kW2Fv 2 x 9000 x 5.000 x 102爲= 1000 =1000所需电动机功率Pd由Pp_wd n式中，pw已知；n为由电动机至工作机的总效率，有 n=n1n22n3n4n5 其中 厂v带传动效率取0.96“2-滚子轴承传动效率取0.983-双头蜗杆传动效率取0.804-联轴器传动效率取0.995-连杆机构传动效率取0.6故 n 0.43813Pd = pw= 2.054kWdn电动机额定功率Ped对于载荷比较稳定、长期运转的机械，只需使所选电动机的额定功率Ped等于或 稍大于所需电动机功率Pd，即Ped Pd就可以。因此选择额定功率为2.2kW的电 动机。电动机转速的确定电动机的转速高，磁极对数少，尺寸和质量小，价格也低，但传动装置的传动比 大，从而使传动装置的结构尺寸增大，成本提高；选用低转速的电动机则相反。 一般来说，无特殊，通常多选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。 本设计选择同步转速为1000r/min的电动机。综上所述，初选电机如下表方 案电动机型 号额定功 率(kW)电动机转速(r/min)电动机 质 量(kg)同步、,片 +1、. 满载1Y100L1-42.215001430342Y112M-62.2100094045由表中数据可知两个方案均可行，但方案1 的电动机质量较小。因此，可采用方案1，选定 电动机型号为 Y100L1-4。型号额定功率(kw)同步转速 (r/min)满载转速 (r/min)堵转转矩最大转矩电机质量 (kg)额定转矩额定转矩Y100L1-42.2150014302.22.334八、传动系统的运动参数、动力参数的计算总传动比的确定及各级传动比的分配传动装置总传动比 根据电机满载转速兀肌和工作机转速兀w，可得传动装置的总传动比为n143057.2m =丄430n25W各级传动比分配 取V带传动比为7丄=3,则单级蜗杆减速器的传动比为i 57.2 2 = = 3 =丄9.067 所得i2符合一般蜗杆传动减速器传动比的常用范围。 各轴输入功率匚=p/i =丄.972花 P2 =匚僞為=丄.546花 Pwf = P2灯4 = 1.500kW 爲=卩2耳 2耳 4% = 0.900 其中丄-V带传动效率取0.96 “2-滚子轴承传动效率取0.98 3-双头蜗杆传动效率取0.80 4-联轴器传动效率取0.99 5-连杆机构传动效率取0.6各轴输入转速nn1尹=476.667r/minlinn2= = 25.000r/minl2各轴输入转矩PT = 9550= 39.509Wm1 n1PT = 9550 丄=590.572Wm2 nP fT = 9550 * - = 573.000Wm wnw标号输入功率舗w)输入转速(r/min)输入转矩(Wm)I轴1.972476.66739.509II轴1.54625.000590.572工作轴1.50025.000573.000九、传动零件的设计计算V带传动的设计已知:原动机为Y100L1-4型，额定功率= 2.2kW,转速肌=1430r/min, 传动比J = 3，单班制工作。由于是带式输送机，查机械设计(V带设计部分未作说明皆查此书) 确定计算功率匕根据给定的工作条件，由表6-8查得工作情况系数Ka = 1.1，故P = K P = 1.1 * 2.2 = 2.42kWc A ea1) 选择V带型号按匕=2.42kW和兀肌=1430r/min，由图6-8选择A型V带。2) 确定带轮基准直径 a1、 a2根据V带型号查表6-4，并参考图6-8，选择O, = 100mm d 。由d2 = i1d1，计算从动轮直径为d = i d = 3 x 100 = 300mm2 1 1 由表6-4选取最接近的标准直径为 d2=315mm3) 验算带速nd n 3.14 x 100 x 1430v =1 霞门= 7.484m/s60 x 100060 x 1000/v 25m/s,因此带速适宜。4) 确定中心距a和带的基准长度厶d由式(6-19)初定中心距a00.7(d1 + d2) a0 2(d1 + d2)即280 a。 120,合格。6）计算所需 V 带根数 Z查表6-5得其基本额定功率= 1.31kW；查表6-7得额定功率增量= 0.17k；查表6-6得包角系数K = 0.936,查表6-3得长度系数= 0.99， a厶则Z = （P +气圧兀取V带根数Z = 2根。2.42(1.31 + 0.17)x 0.936x 0.99 =1.767) 确定初拉力F和轴上压力Fq查表6-2得A型V带q=0.10kg/m，由式6-24计算确定带传动的初拉力为 P 2.5F0 = 500Zv(1)+ qr2a2.422.5=500 x- x ( 1) + 0.10 x 7.48422 x 7.4840.936)=160.678W由式(6-25)计算作用于带轮轴上的压力为155.858aF = 2ZF sin善=2 x 2 x 160.678 x sin= 628.501WQ022涡杆传动设计计算已知：输入功率P1 = 1.972k，输入转速n1 = 476.667r/min，传动比-= 19.067，单班制，每班工作 8 小时，传动装置的使用寿命预定为 10 年（每年工 作 365 天）。查机械设计（蜗杆传动设计部分未作说明皆查此书） 材料选择及热处理方式蜗杆材料选用45钢，表面淬火处理，齿面硬度 45HRC。蜗轮材料选用 ZC S 10P1,砂型铸造。un1）选择齿数确定蜗杆头数z1由表11-2取Z1 = 2 ,则蜗轮齿数z2为z2 = i2zi = 19.067 x 2= 38.134,取z2 = 38涡轮转速 “2 = 25.000r/min2）按蜗轮齿面接触疲劳强度确定主要参数由式 11-18Z2d m2 9000KT rE n12 Z2h蜗轮传递的转矩T2N m由zi = 2,初取n = 0.80,由式 11-12PnT = 95492n21.972 x 0.80T2 = 9549= 602.6Nm2253）确定载荷系数K由表11-8查得Ka = 0.95。假设 3m/s,取 = 1.0。因工作载荷变动较小，蜗轮齿圈材料较软，易磨合，取Kp = 1.0。则K=K KK =0.95x1.0x1.0=0.95 Avp4)确定许用接触应力。a = Z a H N OH由表 11-10 查得aH = 200MPaN = 60an t = 60 x 1 x 25 x 10 x 365 x 8 x 1 = 4.38 x 107 2N计算值在2.6 x 105 N 9000KT21552=9000 x 0.95 x 602.6 x = 3110.8mm338 x 166 查表 11-1 得m = 8mm， d1 = 80mm7）验算蜗轮圆周速度勺、相对滑动速度匕、及总效率n 蜗轮分度圆直径d2d2 = mz2 = 8 x 38 = 304mm则蜗轮圆周速度勺nd nn X 304 X 25= 60x2100060 X 10000.40 C3 -nN其中，C为轴材料相关系数，查表13-2得C = 120, P为轴所传递的功率，即P =P1 = 1.972kW， ”为轴的转速，已知n = ni = 476.667r/min则11d C3120 x31-972（476.667= 19.264mm考虑键槽的影响，增大轴径并圆整后得d = 25mm3）轴的结构设计确定轴上零件的装配方案蜗杆传动工作时发热量大，蜗杆轴受热伸长量较大，所以轴系的轴向固定方 式为一端双向固定、一端游动式。考虑到轴上零件的定位、固定及装拆，拟采用 阶梯轴结构，并选用如图所示的装配方案。确定各轴段的结构 AB段由于大皮带轮宽为30mm，因此AB轴段的长度为30mm，直径为最小 轴径25mm。带轮采用A型平键实现周向固定，该轴段上键槽宽度b = 8mm，槽 深t = 4mm，键槽长度L = 28mm。 由于蜗杆传动会产生较大的径向力，因此，靠带轮一侧支承选用圆柱滚子 轴承N2208E,贝VCD轴段的直径为40mm。采用内、外圈固定定位，同时综合考 虑其结构后，取CD轴段的长度为28.5mm。 蜗杆传动同时也会产生较大的轴向力，因此在另一侧采用圆锥滚子轴承 32208成对安装支承，贝V JI段的直径为40mm，采用内、外圈定位，同时综合考虑其结构后，取JI轴段的长度为44.75mm。 BC轴段为连接轴段，为便于轴承安装，取其直径为35m m,综合考虑轴承 及其端盖结构后，取该轴段长度为81.5mm。 对轴承定位，DE轴段的轴肩高度h = （0.070.1） X40 = 2.84。因此该轴 段直径取为4 8mm。 FG为蜗杆螺纹长度，由经验公式计算得到该段长度为140mm。EF、GH段为连接轴段，无特殊要求，直径取40mm,综合考虑蜗杆结构后，取 该段轴长度为59.5mm。 JK段安装止动装置，选用圆螺母配合止动垫圈，综合考虑结构后，取该段 轴直径为35m m，长度为19mm。如下图S83081. 5y 59. 514059.5 r电.7519riALJBCDEF用 HIJ4）按弯扭合成法校核该轴的强度建立力学模型对于将两个相同的单列圆锥滚子轴承以面对面安装于一个支点上的轴承计 算，可近似地将其视为一个双列轴承，认为该轴承的支反力通过两轴承的中点， 派生轴向力相互抵消。蜗杆所受的分布力视作集中载荷，并作用于齿宽中点上。 因此，该轴的受力简图如图所示。5）受力分析110,75 151, 75丄、163,25 已知蜗杆传动功率P = 1.972k，蜗杆转速n1 = 476.667r/min及蜗杆转 矩 1 1片=95501= 39.509Wm，T?=片切=600.537Wm1九121则蜗杆在蜗轮处各个方向的受力为200071d2000 X 39.509丽=988“2000T2000 x 600.537F = F =2 = 3951Nai t2 d3042F = F a F tan a = 1438Wr1 r2 t2F.i带传动作用在轴上的力你= 628.501，并认为该力与蜗杆的圆周力f在同一 Qti平面内。水平方向受力FtA.1189. 2FyB水平面弯矩图(mh)rA1 = 1247N, FrBi根据水平面内的受力简图，可以计算出两支点处的支反力下191N。即可绘制出其水平弯矩(MQ图，如图所示。 1 nFq垂直方向受力h Frt；F1L113. 869. 1垂直面弯矩图(MV)根据竖直平面内的受力简图，可以计算出两支点处的支反力弟2 = 338N，FrB2 =根据公式M = 惣+叫2计算合成弯矩，并绘制合成弯矩图，如图所示。39.5计算转矩，绘制转矩图，如图所示。T = 39.509Wm16）确定危险截面，校核轴的强度对蜗杆轴的结构、弯矩图和转矩图进行分析可知，蜗杆螺纹部分的左端面, 弯矩和转矩都较大，直径较小，且存在过渡圆角等能引起应力集中的因素，因此， 选择该截面为危险截面，进行强度精确校核。将该截面定义为D截面。JM2 + （aT）2a = 1000= 4.418MPa eP =XF +YF = 0.67 X 723 + 1.6 X 3951 = 6806N rBrBaB4)计算轴承寿命由表 14-4 和 14-5 查得：算=0.95, fd = 1.5,由式(14 一 3)10hA106 fC=( J t r )10660 X 476.670.95 X 67500X ( 1.5 X 1019 0103= 8.9 X 106h10hB6on(fp)J d rA10660n10660 X 476.67x (095 X 77800o-3(1.5 X 6934 丿= 2.4 X 105h由于Lh = 10 X 365 X 8 = 2.12 X 104h 因此轴承均满足强度要求。蜗杆轴上键的强度校核取圆头普通A型平键： 8x7x28即键长L = 28mm,键宽b = 8mm，键高h = 7mm 因此键的工作长度2 = L-b = 28- 8 = 20mm由式（4 一 1）可得4000T4000 * 39.509廿=dhl = 25 X 7 X 28 = 32-252MPa键的材料为45钢，载荷性质为有冲击，许用挤压应力ap = 70MPa 由于如0，因此该键满足强度要求（2）低速轴系低速轴的设计校核1）选择轴的材料及热处理方式该设计中对轴系没有特殊要求，故选用综合性能好的45钢。2）初估最小直径根据扭转强度法初估轴的最小直径，有公式3fdC3 -N其中，C为轴材料相关系数，查表13-2得C = 120, P为轴所传递的功率，即P =P2 = 1.546kW， ”为轴的转速，已知n = n2 = 25.000r/min 则d C3P=120 xn3 1.546J 25.000=47.454mm考虑键槽的影响，增大轴径并圆整后得d = 55mm3）确定轴上零件的装配方案考虑到轴上零件的定位、固定及装拆，拟采用阶梯轴结构，并选用如图所示 的装配方案。4）确定各轴段的结构 由于蜗轮会产生轴向力，因此，支承选用圆锥滚子轴承30314, AB轴段与 轴承30314和封油盘配合，因此直径为70mm，同时考虑到右端使用的套筒定位， 因此取该轴段长度为54mm。 BC段为过渡轴段，取该段直径为94m m，长度为14mm。 CD段与蜗轮配合，因此该轴段的直径应与蜗轮的孔径相同，所以取直径 为80mm，为了固定蜗轮，该段长度应小于蜗轮轮毂厚度12mm，因此取该段 长度为70mm。 蜗轮的右端采用轴环实现轴向定位，因此，轴环处直径取为74mm,长度 为14mm。 与AB段相同，直径为70mm，考虑轴承与封油盘的厚度，取该段长度为 55mm。 FG段轴应与密封元件的内孔直径一致，查阅相关手册，取此轴段的直径 为65m m，根据箱体和轴承透盖的结构，取该段长度为40mm。 GH段与联轴器配合，选择CICL5型鼓型齿式联轴器，取该轴段直径为55mm，因此取该轴段的长度与联轴器的宽度相同，即为84mm。并且联轴器采用A型平 键实现周向固定，该轴段上键槽宽度b = 16mm，键槽长度L = 80mm。如下图14145)建立力学模型6)受力分析-蜗轮在蜗杆处各个方向的受力为2000T2000 x 600.5372= 39512d30422000匚2000 x 39.509G=Fal水平方向受力F2=F =1 = 988W锂d801F = F u F tan a = 1438Wr2 r1 t2水平面弯矩图(mh)严31i23b 11 TrrTTTTf EFrHdI11V27NB 2(o根据水平面内的受力简图，可以计算出两支点处的支反力耳加=1758, FrBi = 320N。即可绘制出其水平弯矩(MQ图，如图所示。H垂直方向受力垂直面弯矩图(MV)根据竖直平面内的受力简图，可以计算出两支点处的支反力FrA2 = FrB2 =1976N。即可绘制出其竖直弯矩(MJ图，如图所示。根据公式m = Jm + m令计算合成弯矩，并绘制合成弯矩图，如图所示。590. 572转矩图| |计算转矩，绘制转矩图，如图所示。T = 590.572Wm7）确定危险截面，校核轴的强度根据蜗轮轴的结构、弯矩图和转矩图进行分析可知，蜗轮集中力所在截面有 最大弯矩和转矩，因此，选择该截面为危险截面，进行强度精确校核。将该截面 定义为D截面。Gca=1000JM2 + (aT)2W=8.009MPa SB a2A可以判断A被“压紧”，B被“放松”F =S +F = 1614NaA B a2aB=s=626N6）计算轴承的当量动载荷A处轴承的当量动载荷aB处轴承的当量动载荷b血=FrA16142644 = 0-61 e则有F626= 0.31 eF2002rBP = XF +YF = 0.4 x 2644 + 1.6 x 1614 = 3640W rArAaAP = F = 2002NrB rB7)计算轴承寿命由表 14-4 和 14-5 查得：算=0.95, fd = 1.5,由式(14 一 3)106 fC 1060.95 x 77800 乎L =() =x () = 3.9 x 106h10hA 60n (fP 丿 60 x 25( 1.5 x 3640 )丿d rA由于L = 10 x 365 x 8 = 2.12 x 104 h因此轴承满足强度要求。蜗轮轴上键的强度校核1.连接蜗轮与轴的键取圆头普通A型平键： 键20 x 12 x 63即键长L = 63mm,键宽b = 20mm,键高h = 12mm 因此键的工作长度2 = L-b = 63 - 20 = 43mm由式（4 一 1）可得4000T4000 * 590.572边70 x 12 x 4365.4MPa键的材料为45钢，载荷性质为有冲击，许用挤压应力p = 70MPa 由于如0，因此该键满足强度要求2.连接联轴器与轴的键取圆头普通A型平键：键16 x 10 x 80即键长L = 80mm,键宽b = 16mm，键高h = 10mm 因此键的工作长度2 = L-b = 80- 16 = 64mm由式（4 一 1）可得4000T4000 * 590.572廿-1 一 “= 41.9MPadh255 x 16 x 64由于如 0，因此该键满足强度要求十一、润滑与密封的设计蜗杆传动的润滑蜗杆的线速度小于10ms ,应采用油浴润滑。为了有利于动压油膜的形成和散热， 在搅油损失不大的情况下，油池中应有适当的油量，以确保传动件有足有的浸油深度。对于蜗杆下置的传动，浸油深度约为蜗杆的12个齿高，且不小于10mm, 但不能超过轴承最低滚动体中心。为了防止蜗杆的搅油作用将油推向一侧的轴承 影响轴承润滑，因此在蜗杆轴上轴承的前面加装挡油盘。轴承的润滑 蜗杆轴上的轴承采用浸油润滑，蜗轮轴上的轴承由于dn = 70 X 25 = 1750mm r/min采用脂润滑。密封装置的选取 由于轴与轴承端盖不能接触，即两者之间存在间隙，因此为防止润滑脂流出及外 界杂质进入箱体内，因此在两者之间应该设有密封装置。由于传动轴的线速度均 不大(8m/s)，因此可采用毡圈密封。十二、机架设计及说明(主要参照教材机械设计) 机架的外形结构为箱壳式。由于该设计对机架的强度及刚度要求不是很高，因此机架的材料选择为铸铁 制造方法选择为铸造。由于空心矩形截面的抗扭强度高于工字型截面，抗弯强度高于圆形截面，其 刚性最好，因此机架的截面形状选择为空心矩形截面。为提高机架的强度和刚度，并减轻机架的重量，分别在轴承座与外箱壁的连接处布置肋板。箱体结构尺寸名称符号尺寸箱座壁厚810箱盖壁厚610箱座凸缘厚度b15箱盖凸缘厚度b.15箱座底凸缘厚度筠25地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d,16箱盖与箱座连接螺栓直径“210连接螺栓d2的间距l100轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径46定位销直径d8df至外箱壁距离Cif26df至凸缘边缘距离C2f24d1至外箱壁距离22久至凸缘边缘距离C2120d2至外箱壁距离C17.16d2至凸缘边缘距离C77.14轴承旁凸台半径儿16凸台高度h70外箱壁至轴承座端面距离-34蜗轮顶圆与内箱壁距离d10箱盖、箱座肋厚m.、m8十三、所选用附件的说明1. 窥视孔和窥视孔盖 为了便于检查箱内传动零件的啮合情况以及将润滑油注入箱内，在减速器箱 体的箱盖顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞溅出来和污染物进入箱内，在窥视 孔上应加窥视孔盖。2. 通气器 加速器工作时箱体内温度升高，气体膨胀，箱内气压增大。为了避免由此引 起密封部位的密封性下降造成润滑油向外渗漏，在窥视孔盖上设置通气器，使箱 体内的热膨胀气体能够自由逸出，保持箱内压力正常，从而保证箱体的密封性。查表16-18，选择有过滤网式通气器 M27*1.5。3. 油面指示器 用于检查箱内油面高度，以保证传动件的润滑。设置在箱体后侧便于观察、 油面较稳定的部位。选用杆式油标，规格为M124. 定位销 为了保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔的安装精度，需在箱盖与箱座的 连接凸缘上装配两个定位销。查表13-4，选择圆锥销公称直径d = 8mm。5起盖螺钉 为了保证减速器的密封性，常在箱体部分结合面上涂有水玻璃或密封胶。为 了便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设置 2 个起盖螺钉。拆卸箱盖时，拧动起盖螺钉， 便可顶起箱盖。选用M10 X 40的螺栓作为起盖螺钉。6. 起吊装置采用箱盖吊钩，箱座吊钩。7. 放油孔及油塞为了更换润滑油或排除油污，在减速器箱座最低部设有放油孔，配合油塞及 封油垫圈使用。十四、设计小结本次课程设计让我对机械设计的全过程有了一个感性的认识。亲身了解了设计过程中的要注意的各种问题，认识到在设计过程中始终要保持身 为设计者应有的严谨与求实的态度。由于缺乏经验和较为专业的相关知识，在设 计中难免会出现各种不确定因素，影响了设计的准确性和实用性。还有一些细节 方面的设计不能做到面面俱到，只能说完成了的只是一个框架，只是作为实践的 一个起步的阶段。同时，通过本次课程设计锻炼了我分析问题、解决问题的能力以及查阅资料的能 力。十五、参考文献1 孔凌嘉，张春林，荣辉。机械基础设计实践。北京理工大学出版社，2010.2 孔凌嘉，王晓力。机械设计。北京理工大学出版社，2009.3 张彤，樊红丽，焦永和。机械制图。北京理工大学出版社，2006