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机械设计基础课程设计说明书课题名称 机械设计基础课程设计 专业班级 机械143 姓 名 学 号 201410824333 指导老师 张瑞华 答辩日期 目录第一章 设计任务书l 设计目的 设计题目l 设计步骤第二章 传动装置总体设计方案l 传动方案l 该方案的优缺点第三章 电动机的选择l 选择电动机类型l 确定传动装置的效率l 选择电动机的容量l 确定电动机参数l 确定传动装置的总传动比和分配传动比第四章 计算传动装置运动学和动力学参数l 电动机输出参数l 高速轴的参数l 中间轴的参数l 低速轴的参数l 工作机轴的参数第五章 减速器高速级齿轮传动设计计算l 选精度等级、材料及齿数l 按齿面接触疲劳强度设计l 确定传动尺寸l 计算齿轮传动其它几何尺寸l 校核齿根弯曲疲劳强度l 齿轮参数和几何尺寸总结第六章 减速器低速级齿轮传动设计计算l 选精度等级、材料及齿数l 按齿面接触疲劳强度设计l 确定传动尺寸l 校核齿根弯曲疲劳强度l 计算齿轮传动其它几何尺寸l 齿轮参数和几何尺寸总结第七章 轴的设计l 高速轴上联轴器l 高速轴设计计算l 高速轴与联轴器配合处的键连接l 高速轴上的轴承校核l 中间轴设计计算l 中间轴上的轴承校核l 中速轴与齿轮2配合处的键连接l 中速轴与齿轮3配合处的键连接l 低速轴设计计算l 低速轴上的轴承校核l 低速轴与齿轮4配合处的键连接l 低速轴与链轮配合处的键连接第八章 减速器的密封与润滑l 减速器的密封l 齿轮的润滑l 轴承的润滑第九章 减速器附件设计l 轴承端盖l 油面指示器l 通气器l 放油孔及放油螺塞l 窥视孔和视孔盖l 定位销l 启盖螺钉l 螺栓及螺钉第十章 减速器箱体主要结构尺寸第十一章 设计小结第十二章 参考文献第一章 设计任务书设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。 （5）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（6）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（7）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（8）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。一、课程设计内容题目参数学 号带拉力F(N)3700传送带转速 V(r/s)50滚筒直径D(mm)3301带式输送机用来运送谷物、型沙、碎矿石、煤等2. 输送机运转方向不变，工作载荷稳定3. 输送带鼓轮的传动效率取0.974.工作寿命15年，每年300天，每天16小时二、课程设计的要求与数据 已知条件 1.带拉力 F=3.7kN2.滚筒直径 d=330mm3.转速 n=50r/s三、设计的内容和步骤1.传动方案的分析与拟定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（如齿轮或蜗杆传动、带传动的设计）4.轴的设计5.轴承及其组合部件的设计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四、课程设计应完成的工作 1减速器装配图1张； 2 零件工作图 2张（输出轴、大齿轮）； 3设计说明书 1份。第二章 传动装置总体设计方案传动方案传动优点和缺点通过联轴器把电机和减速器连接。联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。 联轴器属于机械通用零部件范畴，用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。在高速重载的动力传动中，有些联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。联轴器由两半部分组成，分别与主动轴和从动轴联接。一般动力机大都借助于联轴器与工作机相联接，是机械产品轴系传动最常用的联接部件。 计算与说明第三章 电动机的选择 （1）选择电动机的类型、功率和转速。 1 ）电动机类型选择。 根据题意，带式输送机是一般用途的机械，因此选用价格 便宜、结构简单、市场供应充足的Y系列全封闭自扇冷笼型 三相异步电动机，标准电压380V。 2 ）电动机功率与转速的确定。1.输送带工作速度 =0.86393797m/s2. 求出工作机所需功率 3. 电动机所需功率=-链效率-鼓轮效率-联轴器效率-轴承效率-齿轮效率查手册得 =0.96*0.99*0.97*=0.8333解得 =3.836kW 取P=4kw3.836kW4.确定电动机转速 =（2-6）*（8-40） =（16-240） 经查表按推荐的传动比合理范围，链传动的传动比范围为i0 = 26，二级圆柱齿轮减速器传动比i = 840，则总传动比合理范围为ia=16240，电动机转速的可选范围为nd = ian = (16*240)45 = 82012000r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y112M-4的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速nm=1440r/min，同步转速1500r/min。，电动机质量49kg, Y112M-4电机是属于Y系列的三相异步电动机；具体参数包括：额定电压380V、额定频率50Hz、额定功率4KW、额定转速为1400rpm（每分钟1400转）、有4个极数、 防护等级为IP54、产品通过3C认证。Y系列电动机的优点1、Y系列电动机具有高效、节能、性能好、振动小、噪声低、寿命长、可靠性高、维护方便、起动转矩大等优点；安装尺寸和功率等级完全符合IEC标准；采用B级绝缘、外壳防护等级为IP44，冷却方式IC411；2、Y系列电动机应用于一般无特殊要求的机械设备、如农业机械、食品机械、风机、水泵、机床、拌搅机、空气压缩机等。电动机主要外形尺寸中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径伸出段尺寸键尺寸HLHDABKDEFG112mm40026519014012mm2860824二.传动比的计算和分配平均传动比 取链传动比高速齿轮传动比 低速齿轮传动比 以上传动比的分配只是初步的。传动装置的实际总传动比必须在各级传动零件的参数，如带轮直径，齿轮参数等确定以后才能计算出来。一般，总传动比的实际值与设计要求值的允许误差为3%-5%。第四章计算传动装置运动学和动力学参数0轴 （电动机轴）； =25.4 N*mI轴（高速轴）； =25.18 N*mII轴（中间轴）； 9550*3.65/336.37=103.628 N*mIII轴 （低速轴） 303.863 N*mIV轴 （滚筒轴） 636.03 N*m1-3轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99.例如1轴的输出功率Kw；输出转矩*0.99=25.18*0.99=25.00.,其余以此类推运动和动力参数的计算结果应加以汇总，列出表格，供以后计算使用各轴的运动和动力参数。轴功率P/Kw转矩T/N*m转速r/min传动比输入输出输入输出电3.83625.40144014.2813.0582.213.7973.76025.18025.00144023.6503.610102.591102.591336.3733.5003.470300.820300.82311043.3303.300629.030629.67050齿轮的设计第五章 减速器高速级齿轮设计计算高速齿轮的设计采用硬齿面，小齿轮使用40Cr表面淬火，齿面硬度50HRC大齿轮选用45钢表面淬火，齿面硬度46HRC按齿根弯曲疲劳强度设计1）需用应力 齿轮单向安全系数 S=1.4需用弯曲应力 2)计算齿轮模数小齿轮转矩T=25180Nm载荷系数由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查机械原理与机械零件教材中表得，取K1.3齿宽系数根据齿轮为硬齿轮在两轴承间为非对称布置。查机械原理与机械零件教材中表得，取0.6齿数 取取初取螺旋角当量齿数 =22.2=96.5复合齿形系数 取较大者带入计算模数=1.2 模数取2mm确定几何尺寸中心距 a=2*(20+87)/2/cos=110.7mm 取a=111mm实际螺旋角=arccos2.5*/2/111 =15.428分度圆直径 mmmm齿宽 取b2=b=25mm b1=b2+10=35mm齿顶圆直径mmmm齿根圆直径mmmm4.校核齿面接触疲劳强度1.许用接触应力极限应力 安全系数 S=1需用弯曲应力 2.验算齿面接触应力节点区域系数 弹性系数 齿数比 齿面接触应力 ，故接触疲劳强度足够第六章 减速器低速级齿轮设计计算低速齿轮的设计采用硬齿面，小齿轮使用40Cr表面淬火，齿面硬度50HRC大齿轮选用45钢表面淬火，齿面硬度46HRC按齿根弯曲疲劳强度设计1）需用应力 齿轮单向安全系数 S=1.4需用弯曲应力 2)计算齿轮模数小齿轮转矩T=103628Nm载荷系数由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查机械原理与机械零件教材中表得，取K1齿宽系数根据齿轮为硬齿轮在两轴承间为非对称布置。查机械原理与机械零件教材中表得，取0.6齿数 取取初取螺旋角当量齿数 =22.2=67.69复合齿形系数 =4.29 =4.00取较大者带入计算模数=2.14 模数取3mm确定几何尺寸中心距 a=3*(20+61)/2/cos=125.78mm 取a=126mm实际螺旋角=arccos3*/2/126 =18.3376分度圆直径 mmmm齿宽 mm取b2=b=40mm b1=b2+10=50mm齿顶圆直径mmmm齿根圆直径4.校核齿面接触疲劳强度1.许用接触应力极限应力 安全系数 S=1需用弯曲应力 2.验算齿面接触应力节点区域系数 弹性系数 齿数比 齿面接触应力 ，故接触疲劳强度足够选择链轮齿数 取小链轮齿轮z1 = 17，大链轮的齿数为z2 = iz1 = 2.217 = 37 37。2.确定计算功率 由表查得工况系数KA = 1，由图查得主动链轮齿数系数KZ = 1.08，单排链，则计算功率为Pca = KAKZP = 11.223.1 = 3.822Kw3.选择链条型号和节距 根据Pca = 3.78 Kw，n4 = 50.00 r/min，查图可选16A。查表链条节距为p = 25.4 mm。4.计算链节数和中心距 初选中心距a0 = (3050)p = (3050)25.4 = 7621270 mm。取a0 = 1050 mm。相应的链长节数为Lp0 = = =108 取链长节数Lp = 108。 查表，采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1 = 0.24918，则链传动的最大中心距为amax = f1p2Lp-(z1+z2) = 0.2491825.42108-(17+37) = 1025.5 mm5.计算链速v，确定润滑方式v = n4z1p/(601000) = 50.001725.4/(601000) = 0.8 m/s由v = 0.8 m/s和链号16A，查图可知应采用滴油润滑。6.计算压轴力Fp有效圆周力为：Fe = 1000P/v = 10003.47/0.8 = 4337.5 N链轮水平布置时的压轴力系数KFp = 1.2，则压轴力为：Fp KFpFe = 1.24337.5=5205 N7.主要设计结论 链条型号16A；链轮齿数z1 = 17，z2 = 37；链节数Lp = 108，中心距a = 1025.50 mm。第七章 轴的设计轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力 初定轴的最小直径选轴的材料45为钢，调质处理。根据机械手册，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径输出轴的最小直径显然是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适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩T=KAT1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.5,则，查机械设计手册，选用LT4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为630000Nmm。半联轴器的孔径故取半联轴器长度L38mm，半联轴器与轴配合的毂长度。4.轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度()为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩的高度,故取段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度=38mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点，现取（2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据初选型号为单列圆锥滚子轴承其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取(3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸, 轴段4的直径应根据的定位轴肩直径确定（4）轴段5上安装齿轮,由于齿轮的齿槽底面到键槽底面的距离, 所以采用齿轮轴，已知齿厚为,故取。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段6的直径和轴段4的直径相等,取, ,故取为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段7的直径应根轴段3确定,即， (5)取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图5受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上 （）在垂直面上解得故总支承反力）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 （）垂直面弯矩图 （）合成弯矩图 3）计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图7选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（C型）联轴器:由式查表，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力由表查得，故安全9校核轴承和计算寿命（） 校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷由，在表取X0.56。相对轴向载荷为，在表中介于0.0400.070之间，对应的e值为0.240.27之间，对应Y值为1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表取则，A轴承的当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核安全根据条件，轴承预计寿命：Lh = 1528300 = 72000 h该轴承寿命该轴承寿命小于Lh轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1. 中间轴上的功率 转速转矩求作用在齿轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: 初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据机械设计手册得，取，于是由上式初步估算轴的最小直径为这是安装轴承处轴的最小直径4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据，初选型号为单列圆锥滚子轴承其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷,轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取， 因为齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸, 轴段2的直径应根据的定位轴肩直径确定( 2 )轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取( 3)轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。轴段6长 取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，（4）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图5.轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全2）高速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取 由表查得，校核安全。9校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 输入功率转速转矩2 第三轴上齿轮受力3初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径这是安装链轮处轴的最小直径，取，查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：，为保证链轮与箱体的距离，取4轴的结构设计）拟定轴的结构和尺寸（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）轴段2和轴段7用来安装轴承，根据，初选型号30000型圆锥滚子轴承，参数基本： 基本额定动载荷基本额定静载荷由此可以确定： （2）为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应根据30000型圆锥滚子轴承的定位轴肩直径确定,即，取( 3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取。(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，（6）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。5.轴的受力分析、弯距的计算（）计算支承反力 在水平面上 在垂直面上故（2）计算弯矩）水平面弯矩 在C处，在B处， ）垂直面弯矩 在C处在B处，）垂直面弯矩 在C处（）合成弯矩图 在C处在B处，画受力、弯距和扭距图选用校核键）低速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全2）高速级链轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取由表查得，校核安全。9校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷当量动载荷因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命小于Lh校核安全。主要结果V=0.86m/s=0.8333 电机额定功率4kW28.8采用硬齿面，小齿轮使用40Cr表面淬火，齿面硬度50HRC大齿轮选用45钢表面淬火，齿面硬度46HRC=360MPa=339MPa=20=87=2mma=111mm=15.428=41.5mm=180.5mmb1=35mmb2=25mm=45.5mm=184.5mm=36.5mm=175.5mm=1170MPa=1130MPa=824.2 采用硬齿面，小齿轮使用40Cr表面淬火，齿面硬度50HRC大齿轮选用45钢表面淬火，齿面硬度46HRC=360MPa=339MPa=20=61=3mma=126mm=18.3376=63.2mm=192.79mmb1=50mmb2=40mm=69.2mm=196.79mm=55.7mm=185.3mm=1170MPa=1130MPa=595.4链条节距为p = 25.4 mm取链长节数Lp = 108v = 0.8 m/sFe = 4337.5 Na = 1025.50 mm第八章 减速器的密封与润滑减速器的润滑1齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于低速大齿轮的圆周速度v 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于低速大齿轮全齿高h = 6.75 mm 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为220润滑油，粘度荐用值为177 cSt。2）轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于低速大齿轮圆周速度v = 0.9 m/s 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/32/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。11.2 减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v 3 m/s，输出轴与轴承盖间v 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。第九章 减速器附件设计9.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。查机械设计手册选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为120140和90110。 9.2 油面指示装置设计 油面指示装置采用油标指示。 9.3 通气器的选择 通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查机械设计手册选236M 型通气帽。 9.4 放油孔及螺塞的设计 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成5.1外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查机械设计手册选5.120M型外六角螺塞。 9.5 起吊环、吊耳的设计 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。为吊起整台减速器，在箱座两端凸缘下部铸出吊钩。 9.6 起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。 9.7 定位销选择 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。第十章 减速器箱体主要结构尺寸取低速齿轮的中心距 a=126mm名称符号公式与计算结果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025126+3=6.15取6.5mm箱盖壁厚10.02a+3=0.02126+3=5.52取6mm箱盖凸缘厚度b11.51=1.56=9取9mm箱座凸缘厚度b1.5=1.56.5=9.75取10mm箱座底凸缘厚度b22.5=2.56.5=16.25取16.5mm地脚螺钉直径df0.036a+12=0.036126+12=16.5取M20地脚螺钉数目na250时，取n=4取4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=0.7520=15取M16盖与座连接螺栓直径d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)20=10-12取M10连接螺栓d2的间距l150-200取150mm轴承端盖螺钉直径d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)20=8-10取M8视孔盖螺钉直径d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)20=6-8取M6定位销直径d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1根据螺栓直径查表取26、22、16df、d1、d2至凸缘边缘距离C2根据螺栓直径查表取24、20、14轴承旁凸台半径R1=20取20mm凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+(5-10)=22+20+(5-10)取47大齿轮顶圆与内箱壁距离11.2=1.26.5=7.8取12mm齿轮端面与内箱壁距离=8取16mm箱盖、箱座肋厚m1、m0.85=0.856.5=5.6取6mm第十一章 设计小结通过本次毕业设计，使自己对所学的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离，在今后还需要继续学习和实践。机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计（机械设计基础）课程设计等于一体。本设计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械、电气等多方面的内容，通过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步进电动机的选用等方面的认识和应用能力。总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了一定的提高。同时，本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。第十二章 参考文献机械设计综合课程设计 王之栋 王大康 2版 机械工业出版社机械设计基础 李建功 机械工业出版社工程力学 材料力学 北京科技大学 东北大学 高等教育出版社实用机构图册 黄继昌 机械工业出版社 2008.1机械制图 何铭新 钱可强 第六版 高等教育出版社机械设计师手册 上册 王少怀 电子工业出版社机械设计师手册 中册 王少怀 电子工业出版社机械设计师手册 下册 王少怀 电子工业出版社
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