机械设计课程设计蜗轮蜗杆减速器含图纸.pdf

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1、机械设计课程设计蜗轮蜗杆减速器(含图纸)目录一、课程设计任务书.2二、传动方案.3三、选择电动机.3四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比.5五、传动装置的运动和动力参数.5六、确定蜗杆的尺寸.6七、减速器轴的设计计算.9八、键联接的选择与验算.17九、密封和润滑.18十、铸铁减速器箱主要结构尺寸.18十一、减速器附件的设计.20十二、小结.23十三、参考文献.23一一、课程设计任务书、课程设计任务书2007200720082008 学年第学年第 1 1学期学期机械工程 学院（系、部）材料成型及控制工程专业 05-1班级课程名称：机 械 设 计设计题目：蜗轮蜗杆传动减速器的设计完成期限：

2、自 2007 年 12 月 31 日至 2008 年 1 月 13日共 2周内容及任务一、设计任务：设计蜗轮蜗杆减速器二、设计的主要技术参数：带的圆周力F 500N,带速v 2.5m/s，滚筒直径（工作条件：三班制，使用年限10 年，连续单向运转，载荷平稳，D 300mm。小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的5%。）三、设计工作量：说明书 1 份，A0 的装配图 1 张，A3 的零件图 3 张。进度安排起止日期2007 年 12 月 31 日-2008 年 1 月 4 日2008 年 1 月 5 日-2008 年 1 月 10 日2008 年 1 月 11 日-2008 年 1 月 12

3、日2008 年 1 月 13 日工作内容设计计算减速器，并认真检验计算结果完成 A0 的装配图完成 3 张 A3 的零件图整理说明书和图纸主要参考资料1机械设计课程设计王大康，卢颂峰主编 北京工业大学出版社 20002机械设计课程设计金清肃主编 华中科技大学出版社 19953机械设计学基础孙建东主编 机械工业出版社 20044简明机械设计手册唐金松主编 上海科学技术出版社 19925机械设计濮良贵，纪名刚主编 高等教育出版社 2001指 导 教 师（签字）：年月日系（教研室）主任（签字）：年月日二、二、传动方案传动方案我选择蜗轮蜗杆传动作为转动装置，传动方案装置如下：三、三、选择电动机选择电动

4、机1 1、电动机的类型和结构形式、电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用选用笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，Y 型。2 2、电动机容量、电动机容量工作机所需功率工作机所需功率pwFv5002.5pw1.30KW1000w10000.96Pw1.3KW根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率w 0.96。电动机输出功率电动机输出功率pdpd 传动装置的总效率传动装置的总效率pw1223341、2为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。式中，由表 10-2查得：联轴器效率1=0.99；轴承2=0.98；单级蜗杆传动3=0.95 卷筒轴滑动轴承4 0.96,则总效率 0.

5、99 0.98 0.950.96 0.84123 0.841Pd1.55KW1.301.55KW故pd0.841电动机额定功率电动机额定功率pcd依据参数文献 2 表 19-1 选取电动机额定功率pcd 2.2KW3 3、电动机的转速、电动机的转速卷筒轴工作转速为pwPcd 2.2KWn 601000v6010002.5159.2r/minD300n 159.2r/min由参考文献 2 表 2-2 可知，单级蜗杆减速器一般传动比范围为740 总动比合理范围为ia 7 40。故电动机转速的可选范围为ndian (7 40)159.2r/min 1114.4 6368r/min初选同步转速分别为

6、1500r/m 和 3000r/m 的两种电动机进行比较如下表：额定功率电动机转（r/min）同步15003000满载14302840电动机质量w/kg3845参见价格（元）80010008.9817.8总传动比i方案12电动机号Pcd/kw2.22.2Y100L1-4Y90S-2由表中数据可知两个方案均可行，但方案 1 传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此，采用方案 1，选定电动机 Y100L1-4。4 4、Y100L1-4Y100L1-4 电动机的数据和外形，安装尺寸如小表电动机的数据和外形，安装尺寸如小表：型号额定功率（KW）Y100L1-422转速（r/min）同步1500满载143

7、038质量（kg）尺寸HABCDEFGKABADACHDBBL10016014063286082412205180205245170380电动机外形尺寸：四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比传动装置总传动比传动装置总传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主轴的转速n，可得传动装置的传动比是：i nm1430 8.98n159.2i 8.98所得 i 符合单级蜗杆减速器传动比的常用范围。五、传动装置的运动和动力参数五、传动装置的运动和动力参数1 1、各轴转速、各轴转速n1为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速，则

8、：n11430r/minn1 nm1430r/minn2为蜗轮的转速，由于和工作机连在一起，其转速等于工作主轴转速，则：n2 n 159.2r/min各轴输入功率按电动机额定功率Pcd计算各轴输入功率，设P1为蜗杆轴的功率，P2为蜗轮轴的功率，P3为工作机主轴的功率。则：n2159.2r/minP1 Pcd1 2.20.99 2.178KWP2 P132 2.1780.950.98 2.028KWP1 2.178KWP2 2.028KWP31.889KWP3 P2124 2.0280.990.980.96 1.889KW2 2、各轴转矩、各轴转矩蜗杆轴的转矩T1:T1 9550蜗轮轴上的转矩T

9、2:P12.178 955014.692N mn11430T114.692N mT2 9550工作机主轴上的转矩T3:P22.028 9550121.655N mn2159.2T2121.66N mT3 9550P31.889 9550113.316N mn159.2T3113.32N m六、确定蜗杆的尺寸六、确定蜗杆的尺寸1 1、选择蜗杆传动类型、选择蜗杆传动类型根据 GB/T 10085-1988 的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI).2 2、选择材料选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆用 45 刚;因希望效率要高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为 45-55HRC.

10、蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属摸铸造.为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁 HT100 制造.3 3、按齿面接触疲劳强度进行设计、按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度.由式文献 1 式(11-12)计算传动中心矩:a 3KT2(蜗轮上的转矩T2121.655N m确定载荷系数确定载荷系数KZEZH)2因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K1；由表参考文献1的表11-5选取使用系数KA1；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数KV1.05；则：K KAKKV111.05 1.05K 1.0512

11、因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE160MPa。确定接触系数确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径 d1和传动中心距 a 的比值为 0.35，从图参考文献1 图11-18 中可查得Z 2.9。确定许用接触应力确定许用接触应力H根据涡轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可以从文献 1 表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力H 268MPa。应力循环次数应力循环次数确定弹性影响系数确定弹性影响系数ZEN 60 jn2Lh 601159.21030016 4.58108寿命系数寿命系数KHN8计算中心距计算中心距N 4.5810810 0.624.58

12、1087KHN 0.62a 31.05121.655103(1602.92)99.934mm166取中心距 a=100mm,因 i=8.98,故从文献 1 表 11-2 中取模数 m=3.15mm,蜗杆的分度圆直径 d1=35.5mm.这时 d1/a 为 0.355，从文献 1 图 11-18 中可查得接触系数Z 2.80，因为Z Z，因此以上结果可用。4 4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆蜗杆：轴向齿距Pam 3.143.15 9.89mm直径系数q 11.27mm齿顶圆直径da1 d1 2ha1 35.5 213.15 41.8mm齿根圆直径Pa 9.8

13、9mmq 11.27mmda1 41.8mmdf 1 d1 2hf 1 35.5 2(13.15 0.23.15)27.94mm分度圆导程角 28 0150蜗杆轴向齿厚Sadf1 27.94mm 28015011m 3.143.15 4.95mm22Sa 4.95mm蜗轮蜗轮：蜗轮的齿数 Z2=53；变位系数 X2=-0.3889；验算传动比i Z253 8.83Z16这时传动比误差为8.988.83 0.017 1.7%，是允许的。蜗轮分8.98度圆直径d2 mZ2 3.1553 166.95mm蜗轮喉圆直径d2166.95mmda2 d2 2ha2166.95 213.15 173.25m

14、m蜗轮齿根圆直径df 2 d2 2hf 2166.95 21.23.15 159.39mm蜗轮咽喉母圆半径rg2 a 5 5、校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度da2173.25mmdf 2159.39mm11da2100173.25 13.375mm221.53KT2YFa2YFd1d2mZ253 77.0333coscos 28.03rg213.375mmF当量齿数当量齿数ZVZv 77.03根据 X2=-0.3889，ZV2=77.03，从文献 1 图 11-19 中可以查得齿形系数YFa2=2.40。螺旋角系数螺旋角系数Y1140128.03 0.7998140Y 0.7998许

15、用弯曲应力许用弯曲应力F FKFN从文献 1 表 11-8 中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力F 56MPa。寿命系数寿命系数KFN9106 0.50684.5810KFN 0.506F 560.506 28.336MPaF 28.34MPaF弯曲强度是满足的。1.531.051216552.400.7998 20.09MPa35.5166.953.15F 20.09MPa6 6、验算效率、验算效率tan(0.95 0.96)tan(v)已知 28 0150 28.03；v arctan fv；fv与相对滑动速度 VS有关。d1n135.51430vs 3.01m/s60100

16、0cos601000cos28.03vs 3.01m/s从参考文献 1 表 11-18 中用插入值法查得fv 0.02796，v1.6016；代入式中求得 0.90，稍小于原估计值，因此不用重算。7 7、热平衡计算热平衡计算蜗杆传动总效率122334 0.9920.9830.950.96 0.841散热面积 AA 9105a1.88 91051001.88 0.518m22取传热系数aw15w/m C，取t 20C，从而可以计算出箱体工作温A 0.518m2度t1000P1(10.882)10002.178(10.841)t t 20 64.57CawA150.518因为t 64.57C 80

17、C，所以符合要求。8 8、精度等级公差和表面粗糙度的确定精度等级公差和表面粗糙度的确定t 64.57C七、减速器轴的设计计算七、减速器轴的设计计算1 1、蜗杆轴的设计蜗杆轴的设计由于蜗杆的直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做蜗杆轴。蜗杆上的转矩T114.545N m。则作用于齿轮上的圆周力：Ft1 Fa22T1214545 819.44Nd135.5Ft1 819.44NFa11457.38N轴向力：Fa1 Ft2径向力：2T221216551457.38Nd2166.95Fr1 Fr2 Ft2tana 1457.38tan20 530.44N初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径Fr

18、1 530.44N先按文献 1 式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取A126，于是得dmin A3P12.178126314.50mmn11430dmin14.5mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12。为了使所选的轴的直径d12与联轴器的孔径相适应，孤需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca KAT1，查文献 1 表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA1.5，则：Tca KAT11.514692 22038N mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献 2 表 14-3，选用LT3 型弹性柱销联轴器

19、，其公称转矩为 31500Nmm。半联轴器的孔径 d1=16mm,故取 d12=16mm,半联轴器长度 L=42mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm。轴上零件的装配方案轴上零件的装配方案蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2 轴段右段需制出一轴肩，故取 2-3 段直径 d23=20mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=22mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=30mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面

20、上，故 1-2 段的长度应比 L1短一些，现取 L12=28mm。由已知条件知道工作时间为10 年，每年按 300 天计算，且每天三班制工作，则大概总的工作时间为：Tca 22.04N mLh 72000hLh1030024 72000h考虑最不利的情况，单个轴承所受的径向力为：Fr1F530.44r1 265.22N22Fr1 265.22N向心轴承只承受径向载荷时P Fr1由参考文献 1 式 13-6a 知基本额定动载荷1fpP60n1C(6Lh)Nft10查表 13-4，13-6 得ft1fp1.2从参考文献 2 中查表 13-2 得：轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）基本额定基

21、本 额 定daDara动载荷静载荷dDBminmaxmaxCr/kNCr/kN7000AC3055133649114.59.85因此轴环处的直径 d34=d78=30mm,而 L78=18mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 6006 型轴承轴肩高度 h=6mm，因此，取 d67=d45=42mm。所选轴承的外形如下图所示：由已知可以取齿宽 b1=25mm，蜗杆齿顶圆直径为 45mm，齿根圆直径为 30mm，齿顶圆左端长 10mm，右端长 15mm。参考文献 1 表 15-2 取轴端倒角为245。蜗杆轴的校核蜗杆轴的校核C 1.2530.44601430(72000)11061

22、1038731NC 8731N设蜗杆齿宽的法向中心线的有侧长为L，左侧的长度为L，则：L 94mmL 174mmL L L 268mmL 94mmL 174mmL 268mm水平面的支承反力（图 a）F L819.44174Fh1t1 532.02NL268Ft1L819.4494Fh2 287.42NL268垂直面的支承反力（图 b）Fh1 532.02NFh2 287.42NMaFa1d11457.3835.5 25868.50N mm22M Fr1L25868.5530.44174Fv1a 440.91NL268F LMa530.449425868.5Fv2r189.53NL268Ma

23、25.87N mFv1 440.91NFv289.53N绘水平面的弯矩图Mh Fh1L 525.2894 50009.88N mm绘垂直面的弯矩图Mh 50.01N mMv1 Fv1L 440.9194 41445.54N mmMv2 Fv2L 89.53174 15578.22N mm绘合成弯矩图Mv1 41.45N mMv215.58N mM1Mh Mv150009.88241445.542 64951.68N mmM2Mh Mv250009.88 15578.22 52380.04N mm该轴所受扭矩为222222M1 64.95N mM2 52.38N mT114692N mm按弯扭合

24、成应力校核轴的强度由图可知轴承上截面 C 为危险截面，根据文献 1 式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力caM12T1W264951.6820.614692MPa 14.66MPa30.135.52ca14.66MPa前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由文献 1 表 15-1 查得1 60MPa。因此ca0.07d，故取 h=4mm，则轴环直径 d56=60mm。轴环宽大于等于 1.4h，则取 L56=8mm。同时取 L23=50mm，L34=20mm,L45=32mm，L67=18mm。所选轴承的外形如前面所选轴承图所示。蜗轮轴的

25、校核蜗轮轴的校核设蜗轮齿宽的法向中心线的有侧长为L，左侧的长度为L，则：L 91mmL 181mmL L L 272mmL 91mmL 181mmL 272mmFh1 969.8NFh2 487.58NFt2L1457.38181 969.8NL272F L1457.3891垂直面的支承反力:Fh2t2 487.58NL272水平面的支承力：Fh1F d819.44166.95Maa22 68402.75N mm22Ma Fr2L68402.75530.44181Fv1 604.46NL272F LMa530.449168402.75Fv2r2 74.02NL272绘水平面的弯矩图：Ma 68

26、.4N mFv1 604.46NFv2 74.02NMh Fh1L 969.891 88251.8N mm绘垂直面的弯矩图：Mh 88.3N mMv1 Fv1L 604.419155005.86N mmMv2 Fv2L 74.02181 13397.62N mm绘合成弯矩图：Mv155.01N mMv2 134N mM1Mh Mv188251.8255005.862103990.5N mmM2Mh Mv288251.8(3397.62)89262.96N mm该轴所受扭矩为：T2121655N mm222222M1104N mM289.26N m按弯扭合成应力校核轴的强度由图可知轴承上截面 C

27、 为危险截面，根据文献 1 式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由文献 1 表 15-1 查得1 60MPa。因此ca1，故安全。由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴疲劳强度不必校核。caM12T1W2103990.520.6121655MPa 13.05MPa0.14632ca13.05MPa八、八、键联接的选择与验算键联接的选择与验算1 1、选择键联接的类型和尺寸、选择键联接的类型和尺寸本设计

28、中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处，设置在蜗杆上的键标此处为键1 此处轴的直径 d1=16mm。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处，设置在蜗轮轴上的键标此处为键 2 此处轴的直径 d2=30mm。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接，标记此处的键为键 3 此处轴的直径 d3=45mm。一般 8 级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用圆头普通平键（A）型。而键3 的蜗轮在轴的中间，所以也选择圆头普通平键（A）型。根据以上的数据，从文献 1 表 6-1 中查得键 1 的截面尺寸为：宽度 b=5mm，高度 h=5mm。由联轴器的标准并参

29、考键的长度系列，可以确定取此键的长度L=20mm（比伸入到联轴器的深度短一些）。查得键 2 的截面尺寸为：宽度 b=8mm，高度 h=7mm。同理取此键的长度 L=50mm。查得键 3 的截面尺寸为：宽度 b=14mm，高度 h=9mm。由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取该键的键长L=28mm。2 2、校核键联接的强度、校核键联接的强度键 1 处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献 1 的表 6-2 查得许用挤压应力为p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。键的工作长度为l=L-b=25mm-5mm=20mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.55mm=

30、2.5mm。由文献 1 的式 6-1 可得33p2T110214.54510 36.36MPap135MPakld2.52016p 36.36MPa可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。键 2 处键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1 的表 6-2 查得许用挤压应力为p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。键的工作长度为 l=L-b=50mm-8mm=42mm，键与轮毂的键槽的接触高度为 k=0.5h=0.57mm=3.5mm。由文献 1 的式 6-1 可得2T21032121.655103p 55.17 p135MPakld3.54230可见联接的挤压强度

31、满足，即该键可以正常工作。键 3 处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献 1 的表 6-2 查得许用挤压应力为p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。键的工作长度为 l=L-b=28mm-14mm=14mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.59mm=4.5mm。由文献 1 的式 6-1 可得p 55.17MPa2T21032121.655103p85.82 p135MPakld4.51445可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。自此减速器中的所有的键均以校核完毕，所有的键均满足使用要求。键的外型图和键槽的安装图：p 85.82MPabt1hR=b

32、/2htdd-td+tbL九、密封和润滑九、密封和润滑由于本设计蜗杆减速器用的是钢蜗杆配青铜蜗轮，参考文献1 表 11-20，选择L-CKE320 型号用油，对于蜗杆的给油方式，根据蜗杆的相对滑动速度以及载荷类型选择，本设计的蜗杆减速器蜗杆的相对滑动速度为 4.8m/s 内，且采用的是闭式传动，传动载荷中等，根据文献 1 表 11-21 蜗杆传动的润滑油粘度推荐值及给油方式，选择油池润滑。关于蜗杆传动的润滑油量，由于采用的是闭式蜗杆传动，搅油损耗不是太大，且采用的是蜗杆下置式的传动，所以浸油深度应为蜗杆的一个齿高。蜗轮的润滑主要凭借蜗杆的带油作用来进行润滑。对于轴承的润滑，蜗杆轴承采用浸油润滑

33、。同时蜗轮轴承润滑采用刮油板刮蜗轮上的油通过箱体上的油槽润滑。另外在安装的时候，也应该对轴承的润滑进行良好处理，应该用润滑油脂进行充分的润滑。对于轴承的密封设计采用了轴承端盖还在其中加入了密封圈。蜗杆轴承端一边用闷端盖，一边用唇形密封圈。蜗轮轴轴承一边用闷端盖，一边用毡圈。整个箱体是密封的。十、铸铁减速器箱主要结构尺寸十、铸铁减速器箱主要结构尺寸1 1、箱座高度、箱座高度H da2da2(30 50)72173.25mm173.253020 137mm2df 2159.39mmH H 137mm齿高为：h da2df 2173.25159.39 13.86mmh 13.86mm则齿轮浸油深度h

34、 h 13.86mm符合条件齿轮浸油深度大于10mm的要求。h 13.86mm总的油深h h30 43.86mmh 43.86mm箱体内储油宽度大约为57202 97mm箱体内储油长度大约为da1 da230 41.8173.2530 245mm则储藏的油量Q 9724543.86 1042.3cm3单级减速器每传递 1kw 的功率所需的油量：350 700cm.3Q 1042.3cm3Q 513.4cm32.03350 513.4 700Q 符合要求。2 2、箱体的刚度设计、箱体的刚度设计从参考文献 2 表 4-1，表 4-2 可得下表：名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘

35、厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联结螺栓直径盖与座联结螺栓直径符号蜗轮蜗杆减速器尺寸选用88121220Q 513.4cm31b1b0.04a380.8581.511.5b2dfn2.50.036a12M164d1d20.75df(0.5 0.6)dfM12M10160联结螺栓d2间距轴承端盖螺钉直径视孔盖螺钉直径定位销直径ld3150 200(0.4 0.5)df(0.3 0.4)df(0.7 0.8)dfM8M6822、18、1620、142045d4dC1C2R1df,d1,d2至外箱壁距离df,d2至凸源边缘距离轴承旁凸台半径凸台高度C2h外箱壁至轴承座端面距离蜗轮顶圆与内壁的距离蜗

36、轮轮毂端面与内壁距离箱盖、箱座肋厚l11C1C2(5 10)4010101.2m1 0.851m 0.852m1mm1 7m 7110110轴承端盖外径轴承旁联结螺栓距离D2D(5 5.5)d3SS D2十一、减速器附件的设计十一、减速器附件的设计1 1、窥视孔及视孔盖、窥视孔及视孔盖参考文献 2 表 4-3 得：l190l275l3l4b160-70b2b35540d直径7孔数44R52 2、通气器、通气器由已知选M181.5型号外型安装图：d1CDed4h1hfbRd2dad3k查参考文献 2 表 4-5 可得：dd1d2d33d416D40h40a12b7M181.5 M331.58c1

37、6h118R40D1Sk6e2f225.4223 3、游标尺、游标尺由条件可选 M16 型的。安装图：d2d1had3 H9dh9d1d2d3habcDD1M16416635128526224 4、放油孔与螺塞、放油孔与螺塞放油孔应设在油池的最低处，平时用罗塞堵住，采用圆柱螺塞时，箱座上装置处应设凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排不干净。如下图示：放油孔的位置外六角螺塞、封油垫圈5 5、起盖螺钉、起盖螺钉起盖螺钉设置在箱盖连接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘的厚度。长度 L=15mm6 6、定位销、定位销外型尺寸：选 A 型，则：d (0.7 0.8)d2(0.7 0.8)

38、10 7 8l bb11212 24mm则可得下表：公称直径dacl81.01.6257 7、起吊装置、起吊装置为便于拆卸和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置，综合考虑选择吊耳。查参考文献 2 表 4-14 得吊耳外形尺寸如下表：rbRc3c4r1(4 5)1(1.3 1.5)c321c40.225c30.275c31为箱盖厚度吊环螺钉的外形图如下：十二、小十二、小结结从整体上来说通过详细的计算和仔细的校核并且结合了实际情况，设计的过程基本正确，结果基本合理，可以满足设计的要求。课程设计使我们对所学的知识得到了一次系统，完整的复习，让我们初步了解到机械的选择、设计与加工基本知识。课程设计的过程中，进一步增强了数据的处理和一些细节处理的能力。在设计的过程中，还有一些小的问题还未能处理的很好，我会努力找的到不足，多加注意，以便以后能做的更好。十三、参考文献十三、参考文献1、机械设计（第八版）濮良贵，纪名刚主编 高等教育出版社。2、机械设计课程设计金清肃主编 华中科技大学出版社