机械设计课程设计(完整说明书).doc

目录一 设计任务书2 二. 传动装置总体设计 3三 电动机的选择 4 四 V带设计 6五带轮的设计 8六齿轮的设计及校核 9七高速轴的设计校核 14八低速轴的设计和校核 21九 .轴承强度的校核 29十键的选择和校核 31十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择32十二. 箱体的设置 33十三. 减速器附件的选择 35十四.设计总结37十五。参考文献38一任务设计书题目A：设计用于带式运输机的传动装置原始数据：工作条件：一半制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带于卷筒及支撑间.包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已经在F中考虑）。使用年限：十年，大修期三年。生产批量：十台。生产条件：中等规模机械厂，可加工78级齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流（380/220）。运输带速度允许误差：±5%。设计工作量：1.减速器装配图一张（A3） 2.零件图（13） 3.设计说明书一份个人设计数据： 运输带的工作拉力 T(N/m)_4800_ 运输机带速V（m/s） _1.25_卷筒直径D（mm） _500_已给方案三选择电动机1传动装置的总效率：=122345式中：1为V带的传动效率，取1=0.96；22为两对滚动轴承的效率，取2=0.99；3为一对圆柱齿轮的效率，取3=0.97;为弹性柱销联轴器的效率，取4=0.98；5为运输滚筒的效率，取5=0.96。所以，传动装置的总效率=0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86电动机所需要的功率 P=FV/=4800*1.25/（0.86×1000）=6.97KW2卷筒的转速计算 nw=60*1000V/D=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min V带传动的传动比范围为;机械设计第八版142页一级圆柱齿轮减速器的传动比为i28，10 ；机械设计第八版413页总传动比的范围为16，40；则电动机的转速范围为763,1908;3选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y160M-6型电动机。额定功率7.5KW，满载转速971（r/min）,额定转矩2.0（N/m）,最大转矩2.0（N/m） 4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比ib=n/nw=971/47.7=20.3式中：为电动机满载转速；为工作机轴转速。取V带的传动比为i1=3，则减速器的传动比i2=ib/3=10.03;5计算传动装置的运动和动力参数6.计算各轴的转速。轴：n1=n/i1=971/3=323.6 r/min;轴：n2=ni/6.76=47.7; r/min卷筒轴：n3=n2=47.7 r/min7.计算各轴的功率轴：P1=P1=6.970.96=6.5184(KW);轴P2=P123=6.51840.990.97=6.25(KW);卷筒轴的输入功率：P3=P22=6.250.980.99=6.06(KW)8计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T1=9550P/n=96606.97/971=68.5 N·m轴的转矩：T2=T1*i1*1*2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 N·m轴的转矩：T3=T2i2*23=195.36.760.990.97=1267.8N·m 第二部分 传动零件的计算四.V型带零件设计 1.计算功率： -工作情况系数，查表取值1.3;机械设计第八版156页-电动机的额定功率2.选择带型根据，n=971,可知选择B型；机械设计第八版157页由表86和表88取主动轮基准直径 则从动轮的直径为 据表88，取mm3.验算带的速度=7.11m/s机械设计第八版157页7.11m/s 25m/sV带的速度合适4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据0.7(+)<<2(+)，初步确定中心矩机械设计第八版152页=1000mm5.计算带所需的基准长度：= = =2950.6mm机械设计第八版158页由表82选带的基准长度=3150mm6.计算实际中心距a=/2=1100mm 机械设计第八版158页验算小带轮上的包角= 7.确定带的根数ZZ 机械设计第八版158页由， 查表84a和表84b得 =1.68，=0.31查表85得：0.955,查表82得：1.07，则Z =9.75/(1.68+0.31)0.955 1.07=4.794取Z=5根8.计算预紧力机械设计第八版158页查表8-3得q=0.18（kg/m）则=230.8N9.计算作用在轴上的压轴力=2285.2N 机械设计第八版158页五.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径，采用孔板式。六齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；(3).选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。(4).选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为246.76=162.24，取=1632按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即 机械设计第八版203页选用载荷系数=1.3计算小齿轮传递的转矩由表10-7选定齿轮的齿宽系数；机械设计第八版205页由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa3.计算应力循环次数=60323.61（2436510）=1.7；机械设计第八版206页=2.522/6.76=取接触疲劳寿命系数=0.89, =0.895;机械设计第八版207页4.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得=534=492.25机械设计第八版205页5.计算接触疲劳许用应力。1)试算小齿轮分度圆的直径，带入中较小的值=2.32 =71mm(1)计算圆周的速度=1.20mm/s(2)计算齿宽b=171mm=71mm(3)计算齿宽和齿高之比。模数=2.95 mm齿高=2.252.95=6.63 mm=11(4）计算载荷系数。根据V=1.2mm/s;7级精度，可查得动载系数=0.6；机械设计第八版194页直齿轮 =1;可得使用系数 =1;机械设计第八版193页用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.423； 机械设计第八版196页由10.68，=1.423 可得=1.36故载荷系数=0.8538 机械设计第八版192页(5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。=61.6mm(6）计算模数m。=2.56；6按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式 ；机械设计第八版201页（1）确定公式内各计算数值1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa; 大齿轮的弯曲强度极限=380 Mpa 机械设计第八版209页2）查表可得弯曲疲劳寿命系数=0.86, =0.87；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得= =307.14 Mpa= =236.14 Mpa计算载荷系数K = =0.816查取齿形系数。查得 2.65 2.06机械设计第八版200页6)查取应力校正系数。查表可得 = 1.58 =1.97机械设计第八版200页计算大，小齿轮的并加以比较。=0.0159= =0.0172大齿轮的数值大。（2）设计计算。 =1.84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，由于齿轮模数m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,可取由弯曲强度算得的模数2.3并就近圆整为标准值m=2，按接触强度计算得的分度圆直径=71 mm，算出小齿轮数 = =31大齿轮的齿数=6.7631=210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，避免了浪费4.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径=m=64mm= m=420mm(2)计算中心距=242mm（3）计算齿轮的宽度64 mm七轴的设计与校核高速轴的计算。（1）选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220抗拉强度极限B650MPa屈服强度极限s360MPa弯曲疲劳极限1270MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa 二初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知= 323.6 r/min; =6.5184(KW)；查表可取=115； 机械设计第八版370页表15-3=31.26mm三轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图（轴1），从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取=32 mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为50 mm，现取。带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度，取=2.5 mm，则=37 mm。轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离=30 mm，故取=50 mm.2.初步选责滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴=37 mm，故轴承的型号为6208，其尺寸为40mm，80mm, mm.所以=40mm，= =18mm3.取做成齿轮处的轴段的直径=45mm，=64mm取齿轮距箱体内壁间距离a10mm， 考虑到箱体的铸造误差，4.在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s4mm，则s+a4mm10mm14mm=48mm同理=s+a=14mm，=43 mm至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径（3）轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径 R=1.2mm (四)计算过程 1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6208深沟球滚轴承的，简支梁的轴的支承跨距： L= = -2a= 18+14+64+14+18-2 9=120mm=47+50+9=106mm，=55 mm, =65mm2.作用在齿轮上的力= =916.6N333.6N计算支反力水平方向的M=0，所以 ，=458.3N0, =541.6N垂直方向的M=0，有0， =197N0, =166.8N计算弯矩水平面的弯矩= =29789.5垂直面弯矩10840 10840合成弯矩=31700=31700根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力541.6N458.3N197N166.8N弯矩=29789.510840总弯矩=31700=31700扭矩T=1953003.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 =13.51QMPa已由前面查得许用弯应力1=60Mpa,因，故安全。4.精确校核轴的疲劳强度截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。2)截面V左侧抗弯截面系数：W0.1d30.1×4539112.5mm3抗扭截面系数：WT0.2d30.2×45318225mm3截面V左侧的弯矩为13256.36截面V上的扭矩为=195300截面上的弯曲应力=1.45Mpa截面上的扭转切应力=21.45Mpa轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa过盈配合处的的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 则0.8×2.181.744轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数0.92故得综合系数值为： 2.267 1.831又由课本§31及§32得炭钢得特性系数0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以轴在截面V左侧的安全系数为=83.6=7.687.652>>S=1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面V左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。八低速轴的计算1.轴的材料选取选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220抗拉强度极限B650MPa屈服强度极限s360MPa弯曲疲劳极限1270MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa 2.初步估计轴的最小直径轴上的转速 功率由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知 =47.7；=6.25 取=11558.4输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取.则=1906800按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件。查机械设计手册（软件版）R2.0，选HL5型弹性套柱销连轴器，半联轴器孔的直径，长度L142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。故取60mm3.拟定轴的装配方案4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（1）选取d=60mm, 。因I-II轴右端需要制出一个定位轴肩，故取（2）初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求， 由轴知其工作要求并根据d70mm，选取单列圆锥滚子轴承33015型,由机械设计手册(软件版)R2.0查得轴承参数：轴承直径：d75mm ； 轴承宽度：B31mm，D=115mm 所以， （3）右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取33215型轴承的定位轴肩高度h=2mm,因此，取（4）取做成齿轮处的轴段-的直径85mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为64mm,取（5）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离l 30mm， 故取（6）因为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取=42mm.=32 mm.(7）轴上零件的周向定位。齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择过程见后面的键选择）。（8）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R1.2mm参考课本表152，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R1.2mm4.计算过程1.根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。故 因此作为简支梁的支点跨距 计算支反力 作用在低速轴上的=6220N=2263.8N水平面方向 MB0, 故 =0, 垂直面方向 MB0， 故F0,2)计算弯距水平面弯距= =185295垂直面弯矩6745767430合成弯矩=197190=197190根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表3：载荷水平面H垂直面V支反力弯距M总弯距扭距TT1307.2 N·m5.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa13.166 MPa已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因<1，故安全。6.精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和IV和V处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面IV的应力集中的影响和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右侧即可，因为IV的左侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。2)截面IV右侧抗弯截面系数：W0.1d30.1×85361412.5mm3抗扭截面系数：WT0.2d30.2×853122825mm3弯矩M及弯曲应力为:M197190×100112 N·mm 1.63MPa截面上的扭矩截面上的扭转切力:10.6Mpa过盈配合处的的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取，2.20 则0.8×2.201.76轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数0.92故得综合系数值为： 2.29 1.85又由课本§31及§32得炭钢得特性系数0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以轴在截面的右侧的安全系数为=103.3026.3225.505>S1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。 九.轴承强度的校核1.高速轴上的轴承校核按照以上轴的结构设计，初步选用型号32007型的单列圆锥滚子轴承。1）轴承的径向载荷轴承D 1557.716N轴承B 1557.716N求两轴承的计算轴向力对于32007型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力，其中e为判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力N则查机械设计手册（软件版）R2.0得32007型轴承的基本额定动载荷C70.5KN。按照表13-5注1），取则相对轴向载荷为，在表中介于0.1720.345之间，对应的e值为0.190.22，Y值为1.992.30。用线性插值法求Y值Y1.99+（2.30-1.99）×（0.345-0.279）/（0.345-0.172）2.108故 X=0.4 Y2.1083）求当量动载荷P 4）验算轴承寿命，根据式（13-5）h已知轴承工作寿命为因为，故所选轴承满足工作寿命要求。2.低速轴上的轴承的校核选用深沟球轴承61812，查机械设计手册（软件版）R2.0得基本额定动载荷轴承的径向力计算：轴承1 1290.32N轴承2 1825.35N 因为 <，以轴承2为校核对象 Pr=1825.35N=3750347.275h>48000h所选轴承合适。十键的选择和校核1.选择键的链接和类型一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求。应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）根据d45mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b14mm，键高h=9mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L70mm2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力=100-120MPa,取其平均值。110MPa.键的工作长度lL-b=70-14=56mm键与轮毂键槽的接触高度k0.5h=0.5×9=4.5mm由式（6-1）得，故合适。键的类型为键14×70 GB/1096-19793.带轮上的键的选择带轮处键位于轴端，选择 键 C863 GB/T109679，查表得公称尺寸b×h=8×7 长度L=63mm，键材料用45钢，查课本得许用挤压应力100120Mpa，取键的工作长度lL-b63-855mmk0.5h0.5×73.5mm。 故合适。4.大齿轮上的键的选择选择 键 70×20 GB/T109679，查表得公称尺寸b×h=20×12 长度L=70mm，键材料用45钢，查课本得许用挤压应力100120Mpa，取键的工作长度lL-b70-2050mmk0.5h0.5×126mm。故合适。5.联轴器上的键的选择键位于轴端，选单圆头平键（C型）b=14mm,h=9mm,L=80mm.工作长度lL-B=80-14=66mm，k0.5h0.5×9=4.5mm 故合适。选择键C80×14 GB/T1096-1979十一减速箱的润滑方式和密封种类的选择1.润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦磨损和发热，还可起到冷却散热防锈冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。齿轮圆周速度：高速齿轮V1=d1n1/(60×1000)=3.14×45×284/(60×1000)=0.669m/s<2m/s低速齿轮 V2=d2n2/(60×1000)=3.14×66×79.78/(60×1000)0.276 m/s<2m/s由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。2.润滑油的选择由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN2润滑脂。3.密封方式的选择输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。所以用毡圈油封。 十二箱体的设置名称计算公式结 果机座壁厚=0.025a+1810mm机盖壁厚11=0.02a+188mm机座凸缘壁厚b=1.515 mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112 mm机座底凸缘壁厚b2=2.525mm地脚螺钉直径df =0.036a+12=17.90420mm地脚螺钉数目a<250,n=44 轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 16 mm箱盖与箱座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) 12 mm联接螺栓d2间距L=150200160 mm轴承盖螺钉直径d3=(0.40.5) 10 mm窥视孔螺钉直径d4=(0.30.4) 8 mm定位销直径d=(0.70.8) 10 mm轴承旁凸台半径R=CRf=24mmR1=20mmR2=16mm轴承盖螺钉分布圆直径D1= D+2.5d3(D为轴承孔直径)D11=97mmD12=105mmD13=125mm轴承座凸起部分端面直径D2= D1+2.5d3D21=122mmD22=130mmD23=150mm大齿顶圆与箱体内壁距离11>1.214 mm齿轮端面与箱体内壁距离22>10 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=30mmC11=20mmC12=20mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=54mmK1=40mmK2=36mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d116mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)58 mm吊环螺钉直径dq=0.8df16mm十三减速器附件的选择1.观察孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下检查孔尺寸(mm)检查孔盖尺寸(mm)BLb1L1b2L2R孔径d4孔数n681201001508413556.542.通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下：DDD1SLlad1M20×1.53025.4222815463.游标选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12412628106420164.油塞dD0LhbDSed1HM18×1.52527153282124.215.825.吊环螺钉dd1Dd2h1lhr1ra1d3abD2h2d1M1614343412283161613416224.5626.定位销为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=(0.70.8)d2, d2为凸缘上螺栓直径，长度等于分箱面凸缘总厚度。7.起盖螺钉为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。十四.设计总结作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有 理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。 作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。 虽然过去从未独立应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大二学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。十六：参考资料1.机械原理 孙桓、陈作模、葛文杰主编高等教育出版社 2006年2.机械设计 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2001年3.机械设计手册 吴宗泽 罗圣田主编 高等教育出版社 1993年4.机械设计课程设计 刘俊龙 何在洲主编 机械工业出版社 1992年5.机械设计课程设计 卢颂峰 王大康主编 北京工业大学出版社 1993年6.机械设计课程设计蔡广新 主编 机械工业出版社2002年 7.中国机械设计大典第六卷 中国机械工程学会、中国机械设计大典编