某车间零件传送设备的传动装置设计.doc

目录 第1章 概述31.1 课程设计的目的31.2 设计的内容和任务31.2.1设计的内容31.2.2 设计的任务31.3 设计的步骤3第2章 传动装置的总体设计42.1 拟定传动方案42.2选择原动机电动机42.2.1选择电动机类型和结构型式52.2.2确定电动机的功率52.2.3确定电动机的转速52.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配62.3.1计算总传动比62.3.2合理分配各级传动比62.4算传动装置的运动和动力参数62.4.1 各轴转速计算72.4.2 各轴输入功率计算72.4.3 各轴扭矩计算7第3章 传动零件的设计计算73.1 减速箱外传动零件带传动设计73.1.1 V带传动设计计算73.2 减速器内传动零件高速级齿轮设计93.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数93.2.2 按齿面接触强度设计103.2.3 按齿根弯曲强度计算113.2.4、高速级齿轮几何尺寸计算123.3 减速器内传动零件低速级齿轮设计133.3.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数133.3.2按齿面接触强度设计133.3.3按齿根弯曲强度计算153.3.4、低速级齿轮几何尺寸计算163.4 轴的设计输入轴的设计163.4.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径163.4.2初步设计输入轴的结构17.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度183.5轴的设计输出轴的设计203.5.1初步确定轴的最小直径203.5.2初步设计输出轴的结构213.6轴的设计中速轴的设计25第4章 部件的选择与设计254.1轴承的选择254.1.1输入轴轴承254.1.2输出轴轴承264.1.3中间轴轴承264.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算264.3轴承端盖的设计与选择284.3.1类型284.4 滚动轴承的润滑和密封294.5联轴器的选择294.5.1、联轴器类型的选择294.5.2、联轴器的型号选择294.6其它结构设计294.6.1通气器的设计294.6.2吊环螺钉、吊耳及吊钩304.6.3启盖螺钉304.6.4定位销304.6.5油标304.6.6放油孔及螺塞314.7箱体31第5章 结 论31第1章 概述 1.1 课程设计的目的课程设计目的在于培养机械设计能力。课程设计是完成机械设计专业全部课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学环节，其目的为：1. 通过课程设计培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。2. 通过课程设计的实践，掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立设计能力。3. 进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。1.2 设计的内容和任务1.2.1设计的内容本设计的题目为二级直齿圆柱齿轮减速器，设计的主要内容包括以下几方面：（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；（3）进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；（4）绘制减速器装配图及典型零件图；（5）编写设计计算说明书。1.2.2 设计的任务（1）减速器装配图1张（0号图纸）（2）输入轴零件图1张（3）齿轮零件图1张（4）设计说明书1份1.3 设计的步骤遵循机械设计过程的一般规律，大体上按以下步骤进行：1. 设计准备 认真研究设计任务书，明确设计要求和条件，认真阅读减速器参考图，拆装减速器，熟悉设计对象。2. 传动装置的总体设计 根据设计要求拟定传动总体布置方案，选择原动机，计算传动装置的运动和动力参数。3. 传动件设计计算 设计装配图前，先计算各级传动件的参数确定其尺寸，并选好联轴器的类型和规格。一般先计算外传动件、后计算内传动件。4. 装配图绘制 计算和选择支承零件，绘制装配草图，完成装配工作图。5. 零件工作图绘制 零件工作图应包括制造和检验零件所需的全部内容。6. 编写设计说明书 设计说明书包括所有的计算并附简图，并写出设计总结。 第2章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。2.1 拟定传动方案 带传动传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与运输带之间布置一台二级圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。 图2-2 传动布置方案简图1减速器 2联轴器 3滚筒 4运输带 5电动机 6带传动2.2选择原动机电动机电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转速，提出具体的电动机型号。 2.2.1选择电动机类型和结构型式电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较300广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。2.2.2确定电动机的功率电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。1. 带式输送机所需的功率 由1中公式（2-3）得： 2. 计算电动机的输出功率根据文献1（机械设计课程设计杨光等编 高等教育出版社出版）表4-4确定部分效率如下：弹性联轴器：（两个）滚动轴承（每对）：（五对）圆柱齿轮传动：（精度7级）传动滚筒效率：V带传动效率：传动系数总效率:电动机的输出功率：2.2.3确定电动机的转速根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：和，以便选择。1. 计算滚筒的转速由公式计算输送带滚筒的转速：2. 确定电动机的转速由参考文献2（机械设计）中表181可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为，由参考文献1 V带传动比范围为，所以总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围是：符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min、3000r/min由参考文献1中表8-53查得：方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速n/(r/min)同步转速满载转速1Y132S-45.5150014402Y132M2-65.51000960表8-53中，方案1转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选择方案1。其主要参数如下：表2-1电动机相关参数型号额定功率/kW满载转速/( r/min)外伸轴径/mm外伸轴长度/mm中心高/mmY132S-45.5144038801322.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴的转速 可得总传动比 2.3.2合理分配各级传动比取带传动传动比，则两级减速器传动比 则双级直齿圆柱齿轮减速器高速级传动比为 ，低速级传动比为 2.4算传动装置的运动和动力参数2.4.1 各轴的转速计算2.4.2各轴输入功率计算 2.4.3各轴输入扭矩计算 各项指标误差均介于+5%-5%之间。各轴运动和动力参数见表4：表2-4各轴运动和动力参数轴号功率P (kw)转矩T（）转速n (r/min)I轴4.6692.71480轴4.52298.56144.58III轴4.39739.4156.7滚筒轴(IV轴)4.3724.2556.7第3章 传动零件的设计计算3.1 减速箱外传动零件带传动设计 3.1.1 V带传动设计计算1、确定计算功率由2中表8-7查得工作情况系数由2中公式8-21： 2、选择V带的带型根据及,由2中图8-11选用A型3、确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径由2中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径验算带速 按2中公式8-13验算带的速度 因为,故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据2中公式8-15a计算大带轮的基准直径由2中表8-8取4、确定V带的中心距和基准长度 根据2中公式8-20，,初定中心距由2中公式8-22计算所需的基准长度 由2中表8-2选带的基准长度计算实际中心距 由2中公式8-23计算5、验算小带轮上的包角 根据2中公式8-25计算：6、计算带的根数z计算单根V带的额定功率由和,查2中表8-4a得根据和A型带查2中表8-4b得查2中表8-5得，查2中表8-2得,于是由2中公式8-26：计算V带的根数z 取5根7、计算单根V带的初拉力的最小值根据2中公式8-27： 其中q由2中表8-3得A型带应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值由1中公式8-28得：9、带轮结构设计 查2中表8-10得大、小带轮总宽度：V型带传动相关数据见表3-0。表3-0 V型带传动相关数据计算功率（kw）传动比i带速V (m/s)带型根数单根初拉力（N）压轴力（N）5.3936.78A5136.531340.67小带轮直径(mm)大带轮直径(mm)中心距(mm)基准长度（mm）带轮宽度(mm) 小带轮包角90270500160078158.23.2 减速器内传动零件高速级齿轮设计3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照2中表10-8，选择7级精度（GB10095-88）3. 材料 由2中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS 小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS4. 试选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 3.2.2 按齿面接触强度设计1. 确定公式内各计算数值试选载荷系数小齿轮转矩由文献2中表10-6查得材料弹性影响系数齿宽系数：由文献2中表107知齿宽系数由文献2中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限： 计算应力循环次数由文献2中图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许应力 取失效概率为1% 安全系数S=1由文献2中式10-12计算 由式试算小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 计算齿宽b 计算齿宽与齿高比模数 齿高 计算载荷系数据 7级精度。由图10-8查动载荷系数直齿轮 由文献2中表10-2查得使用系数由文献2中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时 由 在文献2中查图10-13 得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献2中式10-10a得 计算模数m 3.2.3 按齿根弯曲强度计算由文献【1】中式10-5弯曲强度设计公式 1. 确定公式内各计算数值 由文献2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由文献2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 由2中式10-12 计算载荷系数 查取齿形系数 由2中表10-5查得：， 查取应力校正系数 由2中表10-5查得：，计算大小齿轮的 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大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触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，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.92并根据GB1357-87就近圆整为标准值，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮的齿数 大齿轮的齿数 取3.2.4、高速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径 中心距 齿轮宽度 取 圆周力：径向力：表3-1 高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿宽小齿轮2021473.32346873大齿轮113226683.3 减速器内传动零件低速级齿轮设计3.3.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 传动速度不高，选择7级精度（GB10095-88） 材料选择小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45 调质 硬度240HBS 选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 3.3.2按齿面接触强度设计1.确定公式内各计算数值试选载荷系数 小齿轮传递的扭矩由2中表10-6查得材料弹性影响系数由2中表10-7选取齿宽系数由2中图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 由2中式10-13计算应力循环次数 由2中图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许应力 取失效概率为1% 安全系数S=1由2中式10-122.计算 计算小齿轮分度圆直径，代入 计算圆周速度 计算宽度b 计算齿宽与齿高比模数 齿高 计算载荷系数据 7级精度。由2中图10-8查动载荷系数；直齿轮。由2中表10-2查得使用系数。由2中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时 由 查2中图10-13得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由2中式10-10a得 计算模数m 3.3.3按齿根弯曲强度计算由2中式10-5弯曲强度设计公式 1. 确定公式内各计算数值 由2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 ， 计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳安全系数，由2中式10-12 计算载荷系数K 查取齿形系数 由2中表10-5查得：， 查取应力校正系数 由2中表10-5查得：， 计算大小齿轮的 2.设计计算 根据2中表101就近圆整为标准值计算小齿轮齿数 计算大齿轮齿数 3.3.4、低速级齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 中心距 齿轮宽度 表3-2低速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮2061832.5517102147.5170107大齿轮44264477.55001023.4 轴的设计输入轴的设计3.4.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径1、确定轴的材料 输入轴材料选定为40Cr，锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力 根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力： 圆周力：径向力：3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据2中表15-3，取 3.4.2初步设计输入轴的结构根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度已知轴最小直径为，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值，为了与外连接件以轴肩定位，故取B段直径为。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6208（参考文献1表8-32），其尺寸为，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故：。由于轴承长度为21mm，根据4中图5.3挡油板总宽度为18mm故，根据箱座壁厚，取12 且齿轮的右端面与箱内壁的距离，则取，根据4中图5.3，而挡油板内测与箱体内壁取3mm，故。根据参考文献1表3-1知中间轴的两齿轮间的距离，估取，且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为，因，故。设计轴承端盖的总宽度为45mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故。根据根据带轮宽度可确定73111.5EFGDCBAH352540404560图3-1输入轴结构简图.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度 轴的受力简图TDnABFr1=992.46NFt1=2726.76NCFp=1340.67N图3-2 输入轴的受力简图 （）计算支座反力H面 V面 （）计算H面及V面的弯矩，并作弯矩图H面DA段： 当时，在D处当时，在A处BC段： 当时，在B处当时，在C处V面（）计算合成弯矩并作图 （）计算并作图（）校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取，由2中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限 结论：强度足够。VzxyRAHRBHFr1XCFt1MHAXMHCCCABBXXABFpRAVRBHXXMAMCTTDnABFr1=992.46NFt1=2726.76NCFp=1340.67NMVC(+)(-)(+)O图轴的载荷分析图3.5轴的设计输出轴的设计3.5.1初步确定轴的最小直径 1、确定轴的材料输出轴材料选定为45号钢，锻件，调质。2求作用在齿轮上的力根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力： .初步确定轴的最小直径 3.5.2初步设计输出轴的结构输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径，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，则：初选联轴器按照计算应小于联轴器公称转矩的条件，由1中表8-36 选用型号为LX3的 Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径,故取半联轴器长度。 3根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度60677555 6460112 图3-4输出轴结构简图轴的结构设计（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度根据已确定的，由于g段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取f段直径为。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6212（参考文献1表8-32），其尺寸为，根据需要在挡油板的一端制出一轴肩，故。由于轴承长度为22mm，挡油板总宽为18mm故，根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为12mm，而挡油板内测与箱体内壁取3mm，另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取3mm，综上累加得出，。根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出设计轴承端盖的总宽度为44mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故。按弯曲合成应力校核轴的强度（1）绘制空间受力图（2）作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反力H面 V面 （3）计算H面及V面内的弯矩，并作弯矩图H面 V面 （4）计算合成弯矩并作图（5）计算并作图图3-5 输出轴的受力简图（6）校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为脉动循环变应力，取，由2中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限所以，强度是足够的。图6轴的载荷分析图3.6轴的设计中速轴的设计1、中速轴 2、初步确定轴的最小径 因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为6208的深沟球轴承，其尺寸。根据前两个轴的尺寸，不难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。681076363405340图3-7 中间轴结构简图第4章 部件的选择与设计4.1轴承的选择轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。4.1.1输入轴轴承1. 轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷；轴承转速；轴承的预期寿命2.轴承型号的选择 求轴承应有的基本额定动载荷值按照1 表8-32选择的6208轴承 4.1.2输出轴轴承1.轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷 ；轴承承受的转速 轴承的预期寿命 2.轴承型号的选择 求轴承应有的基本额定动载荷值按照1 表8-32选择的6212轴承4.1.3中间轴轴承1.轴承类型的选择由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷 ;轴承承受的转速 轴承的预期寿命 2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值按照1表8-32选择的6208轴承.4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算1、输入轴键连接由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择A型普通平键。其尺寸依据轴颈，由2中表6-1选择。键长根据皮带轮宽度B=78选取键的长度系列取键长L=70. 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度 由2中式6-1得，强度足够。键 GB/T 1096-20032、输出轴键连接 输出轴与齿轮4的键连接选择键连接的类型与尺寸一般8级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据，由2中表6-1查得键的剖面尺寸为，高度。由轮毂宽度及键的长度系列取键长。 校核键连接的强度键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由2中表6-2查得许用压应力取平均值，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 GB/T 1096-2003 输出轴端与联轴器的键连接据输出轴传递的扭矩应小于联轴器公称转矩。由1中表8-36 选用型号为LX3的 Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器孔径。 选择键连接的类型及尺寸据输出轴轴端直径，联轴器Y型轴孔，轴孔长度选取A型普通平键 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由2中式6-1得，强度足够。键 GB/T 1096-20034.3轴承端盖的设计与选择4.3.1类型根据箱体设计，选用凸缘式轴承端盖。各轴上的端盖：闷盖和透盖：参照4表4.8 闷盖示意图 透盖示意图表4-1三个轴的轴承盖DDDDd0螺钉孔数ne1m b 1d111401259110016626.6341551217014010311016627.636124520515816516627.6331511724.4 滚动轴承的润滑和密封当浸油齿轮圆周速度,轴承内径和转速乘积时，宜采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环.根据3表h17-1知:轴承选用钠基润滑脂(GB49277)4.5联轴器的选择4.5.1、联轴器类型的选择为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性，可频繁的起动和正反转，可以补偿两轴的相对位移4.5.2、联轴器的型号选择（）计算转矩由2中表14-1查得，故由2中式（14-1）得计算转矩为式中为工作情况系数，由工作情况系数表确定。（3）选择联轴器型号根据GB5014-85中查得LX3的 Y型弹性柱销联轴器的许用转矩为 ,许用最大转速为，轴径为之间，故合用。4.6其它结构设计4.6.1通气器的设计通气器多装在箱盖顶部或窥视孔盖上，其作用是将工作时箱内热涨气体及时排出。其结构基本如下：4.6.2吊环螺钉、吊耳及吊钩为便于拆卸及搬运，应在箱盖上铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。 4.6.3启盖螺钉启盖螺钉的直径一般等于凸缘联接螺栓的直径，螺纹有效长度大于凸缘厚度。螺杆端部要做成圆柱形或大倒角、半圆形，以免启盖时顶坏螺纹。4.6.4定位销定位销有圆柱形和圆锥形两种结构，一般取圆锥销。4.6.5油标油标用来指示油面高度，常见的有油尺、圆形油标、长形油标等。一般采用带有螺纹部分的油尺。油尺安装位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出，不能太高以免与吊耳相干涉，箱座油尺座孔的倾斜位置应便于加工和使用。 油标尺 4.6.6放油孔及螺塞在油池最低位置设置放油孔，螺塞及封油垫圈的结构尺寸按照国标型号选择。 出油塞4.7箱体采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。箱体主要结构尺寸如下:名称符号尺寸关系箱座壁厚箱盖壁厚箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度箱底座凸缘厚度箱座箱盖肋厚、箱座箱盖地脚螺钉直径取地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径 取箱盖、箱座联接螺栓直径取轴承盖螺钉直径和数目、观察孔盖螺钉直径取、至箱壁外距离统一取34mm、至凸缘边缘的距离统一取28mm轴承旁凸台高度半径外箱壁至轴承座端面的距离齿轮顶圆至箱体内壁的距离1.215mm齿轮端面至箱体内壁的距离12mm轴承端面至箱体内壁的距离轴承用脂润滑取15mm第5章 结 论 终于到尾声了，经过了一段时间的课程设计，我深深的体会到作为一个设计人员的不易，为了能巩固以前学过的知识并且学到更多未涉及到的知识，我在本次设计中尽可能的以真正的设计人员的标准要求自己，所以在这几个月里，我不断的查找各类书籍，以便完善我的课程设计。从选电动机开始，我便开始认真的比较各类电动机，并且试着去了解更多电动机，外形尺寸、功率等等一些列系列的计算我都认真独立完成，让我最感到困难的是齿轮和轴的计算，因为我此前几乎没这么系统的计算过齿轮和轴，所以大量的计算有些让我不知所措，不过我很快静下心来，一步一步计算，这期间总会遇到这样那样的专业名词、公式，有些公式甚至让人一头雾水，于是我便查阅一些资料了解公式的“来历”。现在我终于了解了一个机器的诞生是需要花费大量的心血的，每个零件都有关联，而且要从头算起，就像这次课程设计，我们要从电动机算起，然后是带的传动、齿轮传动、轴的载荷等，并且还要计算键、轴承，包括箱内的油量也是学要考虑的，接下来就是箱体的设计，要考虑到大带轮直径不可以大过箱体的高度、螺栓螺钉周围要留出扳手的空间其他的零部件我也是斟酌比较之后选择的，所以整体我认为工艺性还比较理想。本来要设计油沟的，但因为齿轮转速极低，所以齿轮利用浸油润滑，而轴承利用脂润滑，这些是我看了许多资料之后才懂得，所以说本次课程设计对我的帮助十分大。为了能更快更准确的完成课程设计，我是边计算边画图的，这样有一个最大的好处：能及时发现问题可以及时改正。其实我认为这样改能让我不断的校验自己是否计算有误，这段期间，我为了完善课程设计，不断的计算、改图，几乎每时每刻都能发现一些问题，总有令人不满意的地方，并且总是出现错误和马虎的现象，所以大部分时间用在了校验、检验、反复核查，这才完成了本次课程设计，经过了满短暂而又漫长的设计时期，我感到自己学到了很多课堂上未学到的知识，我发现自己的能力提高了很多，当然，我还初出茅庐，还有更多的知识等待我去学习，所以我会更加努力完善自己的学识，用自己的所学为社会做出重大的贡献！