河南理工大学机械设计减速器课程设计.doc

机械设计课程设计姓 名： 杨光 班 级： 机制1001 学 号： 311004000224 指导教师： 杨现卿 成 绩： 2013 年 7 月11日目 录1. 设计目的 22. 设计方案及要求 23. 电机选择 34. 装置运动动力参数计算 45. 齿轮设计 66. 轴类零件设计167. 轴承的寿命计算328. 键连接的校核339. 润滑及密封类型选择 3510. 减速器附件设计 3511. 箱体结构设计 3612. 课程设计心得体会 3813. 参考文献 381. 设计目的机械设计基础是一门培养学生获得机械设计能力的技术基础课程。在工科高等院校的大多数专业教学计划中，它是一门重要的专业技术基础课程。根据课程教学基本要求，有两个极其重要的教学环节，一个是理论教学，另一个就是课程设计。在经过理论教学后所进行的课程设计是一个极其重要的实践性教学环节，也是学生第一次较全面的设计能力训练，应使学生达到如下的几个目的：(1) 学生学会综合运用本课程及其它相关先修课程中所学到的理论和生产实践知识，分析和解决机械设计问题，并使这些知识得到巩固、提高。(2) 初步树立起正确的设计思想，掌握一般机械设计的基本方法和技能，培养学生观察、提问、分析和解决问题的独立设计工作能力，训练设计构思和创新精神。(3) 培养学生熟练地应用机械设计手册、图册、图表、国家标准(GB)、部颁标准(JB等)和规范，提高学生有关计算、绘图、数据处理、撰写学术总结(报告)等机械设计的基本技能。2. 设计方案及要求据所给题目：设计一链式输送机的传动装置(两级展开式圆柱直齿轮减速器)，方案图如下图1：1-电动机 2联轴器 3减速器 4联轴器 5-输送带图1技术与条件说明：1) 传动装置的工作年限为10年，每年按300天计算，每天16小时计算；2) 工作情况：单向运转，工作中载荷有轻微振动；3) 运动要求：工作机允许速度误差±5%，输送机效率0.96；4) 检修周期：大修期限3年；5) 专门工厂小批量生产。设计要求： 1) 减速器装配图1张 (A1)； 2) 零件图2张 (A2，低速级齿轮，低速级轴)； 3) 设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写； 4) 相关参数：运输链工作拉力F=2.1KN，输送带速度V=1.9，卷筒直径D=340mm。3. 电机选择3.1 电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=2.1KN，V=1.9。则有：P = = 2100×1.9/1000 = 3.99 KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为：=式中，分别为滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率。据机械设计手册知：= 0.99，= 0.97，= 0.99，则有：= = 0.89所以电动机所需的工作功率为： P=4.98KW 取Ped=5.5KW3.3 确定电动机的转速按推荐的两级展开式圆柱直齿轮减速器传动比I=860，则系统的传动比范围应为：I=I=860工作机卷筒的转速为n= 所以电动机转速的可选范围为n=I=(860)107=(8566420)符合这一范围的同步转速只有1000r/min、1500r/min、3000r/min三种。考虑重量和价格,确定电机的型号为Y132S1-4。其满载转速为1440r/min,额定功率为5.5 KW。4. 装置运动动力参数计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1) 传动装置总传动比 I=2) 分配到各级传动比 因为I=I，则I=13.5，分配减速器传动比，参考机械设计指导书：按展开式布置方式，考虑润滑条件，取高速级传动比，所以，分配齿轮传动比得高速级传动比为，低速级传动比为。4.2 传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：输入功率：P=P=5.5KW输出转矩：T= 9.55= 9.55 = 3.65N轴（高速轴）转速输入功率：=输入转矩：T=9.55轴（中间轴）转速：输入功率：输入转矩：T=9.55轴（低速轴）转速：n=输入功率：输入转矩：N输出轴：转速：输入功率：P=P =5.02=4.92 KW输入转矩： N各轴运动和动力参数表4.1表4.1轴 号功率（KW）转矩（N）转速（）电机轴5.53.651440轴5.453.61440轴5.231.46343轴5.024.48107输出轴4.924.391075.齿轮设计5.1 高速级齿轮设计1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1) 按图1所示的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；(GB1009588)3) 材料的选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS；4) 选小齿轮齿数为=20，大齿轮齿数可由=84，取84；2. 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式(10-9a)进行试算，即：(1) 确定公式中各数值1) 试选=1.3。2) 计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T=9.55。3) 由表10-7选取齿宽系数=1。4) 由表10-6查的材料的弹性影响系数=189.8MPa 5) 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=550MPa。 6) 由式10-13计算应力循环次数。 7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90；=0.92。 8) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S=1，有= = 0.90600 = 540 MPa= = 0.92550 = 506 MPa(2) 计算 1) 计算小齿轮的分度圆直径d，代入中较小的值。由设计计算公式(10-9a)可得： 2) 计算圆周速度v。 3) 计算齿宽bb=46.69mm 4) 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5) 计算载荷系数。跟据v=3. 25，8级精度，图10-8得；直齿轮，=1；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，；由， 查图10-13得； 故载荷系数： 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：7) 计算模数m。3. 按齿根弯曲疲劳强度设计 由式(10-5)得弯曲疲劳强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算数值× 1) 计算载荷系数。 2) 查取齿形系数 由表10-5查得 ， 3) 查取应力校正系数 由表10-5查得, 4) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 5) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，。6) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：7) 计算大、小齿轮的 ，并加以比较经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1.67并就近圆整为标准值 m =2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数，取,取4. 几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径(2) 计算中心距(3) 计算齿轮宽度取， 5. 大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数(单位mm)表5-1名称符号计算公式及说明模数m2压力角齿顶高齿根高(+)m = 2.5 mm全齿高=(+)m = 4.5 mm分度圆直径齿顶圆直径 齿根圆直径基圆直径中心距齿宽B155B250传动比5.2 低速级齿轮设计1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1) 按图1所示的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；(GB1009588)3) 材料的选择。在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表10-1可选择小齿轮材料为40 Cr(调质)，硬度为250 HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为220 HBS，两者硬度差为30 HBS；4) 选小齿轮齿数为=30，大齿轮齿数可由=3.2×30=96，取96；2. 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式(10-9a)进行试算，即：(1) 确定公式中各数值1) 试选=1.8。2) 计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T=9.55。3) 由表10-7选取齿宽系数=1。4) 由表10-6查的材料的弹性影响系数=189.8MPa 5) 由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=530MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=500MPa。6) 由式10-13计算应力循环次数。7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数 =0.92；=0.94。8) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S=1，有=0.92530=487.6MPa=0.94500=470MPa(2) 计算 1) 计算小齿轮的分度圆直径,代入中较小的值。由设计计算公式(10-9a)可得： 2) 计算圆周速度。 3) 计算齿宽bb=179.75=79.75mm 4) 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5) 计算载荷系数。跟据v=1.43，8级精度，图10-8得；直齿轮，=1；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，；由， 查图10-13得；故载荷系数： 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：7) 计算模数m。m=3.07mm3. 按齿根弯曲疲劳强度设计 由式(10-5)得弯曲疲劳强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算数值 1) 计算载荷系数。 2) 查取齿形系数 由表10-5查得， 3) 查取应力校正系数 由表10-5查得, 4) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。5) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，。6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：7) 计算大、小齿轮的 ，并加以比较经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2.25并就近圆整为标准值 m =2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数，取,取4. 几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径(2) 计算中心距(3) 计算齿轮宽度 取，5. 大小齿轮各参数见下表低速级齿轮相关参数(单位mm)表5-2名称符号计算公式及说明模数m2.5压力角齿顶高齿根高(+)m = 3.125 mm全齿高=(+)m = 5.625 mm分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径齿距中心距齿宽B3100.5B492.5传动比6. 轴类零件设计6.1 I轴(高速轴)的设计计算1. 求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 ，2. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为，而3. 初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径，一般按扭转强度估算轴的直g径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3，取，于是得：因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%，故d=18mm；同时选取联轴器型号。联轴器的计算转p矩,查表14-1取。则：按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查表14-7可选用Y28×62型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为 63。半联轴器孔径，故取,半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4. 轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案，通过分析比较，装配示意图6-1 图6-1(2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长为，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比略短一些，现取。2) 初步选择滚动轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据，由轴承目录里初步选取标准精度级的深沟球轴承6208，其尺寸为，故而。中间滚动轴承右端采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得6208型轴承的定位轴肩高度，取，因此。3) 取安装齿轮处的轴段的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。4) 轴承端盖的总宽度为12mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。跟据轴承端盖和的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。5) 取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一段距离，已知滚动轴承宽度，则取高中速两轴上两小齿轮之间的距离已知中速轴上小齿轮宽度，则(3) 轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工长为50 mm。同时保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的接，选用平键截面，键槽用键槽铣刀加工长为37 mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为2，各轴肩处圆角半径见图6-1。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 ( a - f ) 所示。( a )( b )( c )( d )( e)( f )现将计算出小齿轮(危险截面)处的，和的值如下表6-1：表6-1 载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩M总弯矩扭矩T6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据式15-5及上表中的数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得。因此，故安全。6.2 II轴(中速轴)的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得 ， 2.求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为, 同理可解得：3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径，一般按扭转强度估算轴的直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3，取，于是得：因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%，故d=29mm；又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6207,其尺寸为：,故。 4.轴的结构设计 (1) 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图6-2图6-2(2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) 取安装大齿轮处的轴段的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知该齿轮轮毂的宽度为50mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。2) 取安装小齿轮处的轴段的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知该齿轮轮毂的宽度为100.5mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。3) 大小齿轮之间采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，考虑到高中速两轴上两小齿轮之间的距离，齿轮距箱体内壁的距离，取。 4) 齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一段距离，已知滚动轴承宽度，则(3) 轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工长为38 mm。同时保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工长为88 mm。同样选择齿轮轮毂与轴的配合为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2，各轴肩处圆角半径见图6-2。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 (gl) 所示。( g )( h ) ( i )( j )( k ) ( l )现将计算出小齿轮(危险截面)处的，和的值如下表6-2：表6-2 载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩M总弯矩扭矩T6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A和的右侧是轴的危险截面，对该轴进行详细校核，对于截面A，根据式15-5及上表中的数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得。因此，故安全。7.精确校核轴的疲劳强度(1) 判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面II-III处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面A上的应力最大。截面II的应力集中的影响和截面III的相近，但截面III的轴径较大，故不必做强度校核。截面A上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键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A也不必校核。因而该轴只需校核截面II左右两侧即可。(2) 截面II左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭矩应力轴的材料为45钢，调制处理。由表15-1查得 由表3-8查得, 由附图3-4查得由和得碳钢的特性系数，故综合系数为故截面II左侧的安全系数为故该轴在截面II左侧的强度也是足够的。(3) 截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面II右侧的弯矩M及弯曲应力为截面II上的扭矩及扭矩应力由表3-8查得, 由附图3-4查得由和得碳钢的特性系数，故综合系数为故截面II右侧的安全系数为 故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。综上所述该轴安全。6.3 III轴(低速轴)的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得 ， 2.求作用在齿轮上的力已知低速轴大齿轮的分度圆直径为，则 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径，一般按扭转强度估算轴的直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3，取，于是得：因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%，故d=42mm；同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表14-1取。则：按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查表14-4可选用WH6型弹性套柱销联轴器。其公称转矩710。半联轴器孔径，故取,半联轴器长度。4.轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图6-3图6-3(2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径；右端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长为，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比略短一些，现取。2) 初步选择滚动轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据，由轴承目录里初步选取标准精度级的深沟球轴承6210，其尺寸为故而。III-IV段滚动轴承右端采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得6210型轴承的定位轴肩高度，取，因此。3) 取安装齿轮处的轴段的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为92.5mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。4) 轴承端盖的总宽度为15mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。跟据轴承端盖和的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离，故取。5) 取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一段距离，已知滚动轴承宽度，则取中低速两轴上两大齿轮之间的距离已知中速轴上大齿轮宽度，则 (3) 轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工长为80 mm。同时保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键截面，键槽用键槽铣刀加工长为95 mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2，各轴肩处圆角半径见图6-35.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 (m-r) 所示。( m )( n )( o )( p )( q )( r )现将计算出小齿轮(危险截面)处的，和的值如下表6-3：表6-3载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩M总弯矩扭矩T6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据式15-5及上表中的数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得。因此，故安全。7.轴承的寿命计算7.1 I轴上的轴承6208寿命计算预期寿命：已知，,，则故 I轴上的轴承6208在有效期限内安全。7.2 II轴上轴承6207的寿命计算预期寿命：已知，,，则故 II轴上的轴承6207在有效期限内安全。7.3 轴上轴承6210的寿命计算预期寿命：已知,，则 故III轴上的轴承6210满足要求。8.润滑及密封类型选择8.1 润滑方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的六个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。8.2 密封类型的选择1. 轴伸出端的密封 轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。2. 箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3. 轴承箱体内，外侧的密封 （1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。 （2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。9.减速器附件设计9.1 窥视孔及视孔盖的选择与设计窥视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。平时窥视孔用窥视孔盖盖住。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。 查表15-3选窥视孔和视孔盖的尺寸分别为和。9.2 起吊环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。吊耳、吊环和吊钩结构尺寸见表6-11。9.3 通气器的选择由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表6-7选型通气帽。10.4 启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个起盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。9.4 定位销的选择为保证箱体的轴承座孔的加工精度及装配精度，在箱体联结凸缘的长度方向的对角位置各装配一定位销，两销的距离尽量远一些，且距对称线距离不等，以提高定位精度。同时应使定位销装拆时与其他零件不干涉，定位销的长度应稍大于箱盖、箱座连接凸缘总厚度，定位销多用圆锥定位销，在经过多次装拆后仍能保证定位可靠，其结构尺寸间表11-1。9.5放油孔和放油螺塞的选择放油孔设置在箱座底部油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，箱座内底面做成外倾斜面，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。因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。查表6-10选型外六角螺塞。9.6 油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。查表6-9选M20。10. 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造(HT200)制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。减速器铸造箱体主要结构尺寸如下表11-1：表11-1名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径M16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M12连接螺栓的间距150200180轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）9轴承旁凸台半径R16，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（510）50大齿轮顶圆与内机壁距离>1.215齿轮端面与内机壁距离>12机盖，机座肋厚88.5轴承端盖外径+（55.5）80（I轴）80（II轴）100（III轴）轴承旁联结螺栓距离80（I轴）80（II轴）100（III轴）11. 课程设计心得体会：在这次课程设计作业的过程中由于在设计方面我们没有经验，理论基础知识把握得不牢固，在设计中难免会出现这样那样的题目，如：在选择计算标准件的时候可能会出现误差，假如是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够正确；其次：在确定设计方案，选择电动机方面就被“卡住了”，拖了好久，同学在这方面的知识比较缺乏，幸好得到了蒋老师的指点，找到了方法，把题目解决了；再次，在轴的设计方面也比较薄弱，联轴器的选择，轴的受力分析等方面都碰到了困难，在同学的帮助下逐步解决了。这些都暴露出了前期我在这些方面知识的欠缺和经验的不足。对于我来说，收获最大的是方法和能力；那些分析和解决题目的能力。在整个课程设计的过程中，我发现我们学生在经验方面十分缺乏，空有理论知识，没有理性的知识；有些东西可能与实际脱节。总体来说，我觉得像课程设计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系统地联系起来，从中暴露出自身的不足，以待改进！13参考文献：1 濮良贵，纪明刚主编，机械设计，第八版。北京：高等教育出版社，2006年5月。2 孙恒，陈作模，葛文杰主编，机械原理，第七版。北京：高等教育出版社，2006年5月。3 孔庆华，母福生，刘传绍主编，极限配合与测量技术基础，第二版。上海：同济大学出版社，2008年9月4 刘建华，任义磊主编，机械设计课程设计。北京：电子工业出版社，2011年5月5 王少怀主编，机械设计师手册。北京：电子工业出版社，2006年7月