帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器設計【F=1500N V=1.4m-s D=250mm】,F=1500N V=1.4m-s D=250mm,帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器設計【F=1500N,V=1.4m-s,D=250mm】,輸送,傳動,裝置,中的,一級,圓柱齒輪,減速器,設計 寧XX大學 《機械設計基礎》課程設計 一級圓柱齒輪減速器 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 37 機械設計課程設計計算說明書目錄 一、任務書 3 二、減速器的結構形式 3 三、電動機選擇 4 四、傳動比分配 5 五、動力運動參數(shù)計算 5 六、V帶設計傳動零件的設計 6 七、齒輪的設計計算 10 7.1選擇齒輪材料及精度等級 10 7.2按齒面接觸疲勞強度設計 11 八、軸的設計計算 16 十、箱體尺寸及附件的設計 31 總 結 35 參考文獻 36 致 謝 37 一、任務書 如下圖1-1，這是一個帶式運輸機傳動方案圖， 主要技術參數(shù)： 1.原始數(shù)據(jù) （1）運輸帶工作拉力F =1500/N; （2）運輸帶工作速度v=1.4/(m.s-1) ) （3）卷筒直徑D= 250 /mm. 2.工作條件 連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載啟動，使用期限10年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差±5%。 4.設計任務 編寫設計計算說明書1份，繪制減速器裝配圖1張（A1圖紙），零件工作圖4張。 1-1 二、減速器的結構形式 本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構 三、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： 從電動機到工作機的傳動總效率為： 其中、、、、分別為V帶傳動、單級圓柱齒輪減速器、滾動軸承、聯(lián)軸器和滾筒的效率，查取《機械基礎》P459的附錄3 選取=0.96 、=0.98（8級精度）、=0.99（球軸承）、=0.99、=0.96 故 (1)工作機的功率PW (3)所需電動機功率Pd 又因為電動機的額定功率 查《機械基礎》P499的附錄50，選取電動機的額定功率大于為2.42kW，滿足電動機的額定功率 。 3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： 按《機械設計課程設計手冊（第三版）》P5推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia=3~6。由相關手冊V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為Ia=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n筒=（6~24）×107.01=642~2568r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。 （4） 確定電動機的型號 選上述不同轉速的電動機進行比較，查《機械基礎》P499附錄50及相關資料得電動機數(shù)據(jù)和計算出總的傳動比，列于下表： 方案 電機型號 額定功率kW 電機轉速r/min 電機質量kg 參考 價格（元） 總傳動比 同步 轉速 滿載轉速 1 Y100L2-4 3 1500 1420 38 760 13.27 2 Y132S -6 3 1000 960 63 1022 8.97 3 Y132M-8 3 750 710 79 800 6.63 表二 為降低電動機重量和價格，由表二選取同步轉速為1500r/min的Y系列電動機，型號為Y100L2-4。 查《機械基礎》P500附錄51，得到電動機的主要參數(shù)以及安裝的有關尺寸(mm)，見以下兩表： 電動機的技術數(shù)據(jù) 電動機型號 額定功率 （kw） 同步轉速 （r/min） 滿載轉速 （r/min） Y100L2-4 3 1500 1420 2.2 2.2 四、傳動比分配 工作機的轉速 取，則 五、動力運動參數(shù)計算 （1） 轉速n (2)功率P (3)轉矩T 把上述計算結果列于下表： 參數(shù) 軸名 輸入功率 （kW） 轉速(r/min) 輸入轉矩 （N.m） 傳動比 傳動效率 軸0（電動機軸） 2.42 1420 16.275 3 0.96 軸1（高速軸） 2.348 473.3 46.873 4.42 0.9603 軸2（低速軸） 2.278 107.01 201 1 0.9801 軸3（滾筒軸） 2.233 197 六、V帶設計傳動零件的設計 （1）計算設計功率Pd 表4 工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械基礎》P296表4， 取KA＝1.1。即 （2）選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械基礎》P297圖13－11選取。 根據(jù)算出的Pd＝3.3kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：d d=112～140可知應選取A型V帶。 （3）確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械基礎》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為112～140mm 則取dd1= 112mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3. V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械基礎》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=355mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 （7）確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 （8）計算壓軸力 由《機械基礎》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝119.15N，上面已得到=153.14o，z=3，則 七、齒輪的設計計算 7.1選擇齒輪材料及精度等級 根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度，要求齒面粗糙度。 因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機械設計》P322表14－10，小齒輪選用45號鋼，調質處理，硬度236HBS；大齒輪選用45號鋼，正火處理，硬度為190HBS。 取小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，使兩齒輪的齒數(shù)互為質數(shù)，取值,選取螺旋角。初選螺旋角 則實際傳動比： 傳動比誤差： ，可用 齒數(shù)比： 由表[1]?。ㄒ蚍菍ΨQ布置及軟齒面）。 7.2按齒面接觸疲勞強度設計 因兩齒輪均為鋼制齒輪，所以由課本公式得： 確定有關參數(shù)如下： 1）確定公式內的各計算數(shù)值 1)試選=1.35 2）由圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.43 3）由圖10-26 則 4)計算小齒輪傳遞的轉矩 5)由表10-7選取齒寬系數(shù)=0.9 6）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) （4）、許用接觸應力 由圖[1]查得， 由式[1]計算應力循環(huán)次數(shù) 由圖[1]查得接觸疲勞的壽命系數(shù)， 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求選取安全系數(shù)。所以計算兩輪的許用接觸應力： 故得： 則模數(shù)： 由表[1]取初步選擇標準模數(shù)： （5）、校核齒根彎曲疲勞強度 3.根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設計 由式（10-17） （1） 確定計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù) 2） 根據(jù)縱向重合度從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3） 計算當量齒數(shù) 4） 查齒形系數(shù) 由表10-5查得, 5)查應力校正系數(shù) 由表10-3查得，, 6)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7）由圖10-18取彎曲疲勞系數(shù), 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 9）計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值較大 （1） 設計計算 對比計算結果，由齒根接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于齒面彎曲疲勞強度計算帶模數(shù)，去，以滿足彎曲強度。 確定有關參數(shù)和系數(shù)： 1）計算中心距 修正后的中心距為140mm. 2)按圓整后的中心距修整螺旋角 因改變不多，故參數(shù),等不必修正。 3）計算大小齒輪分度圓直徑 ① 齒度： 取 ， 其他幾何尺寸的計算（，） 齒頂高 由于正常齒輪， 所以 齒根高 由于正常齒 所以 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 名 稱 計 算 公 式 結 果 /mm 模數(shù) m 2.5 壓力角 n 分度圓直徑 d1 51.375 d2 228.62 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 中心距 140 齒 寬 八、軸的設計計算 （1） 高速軸的設計 ① 選擇軸的材料和熱處理 采用45鋼，并經調質處理，查《機械基礎》P369表16－1，得其許用彎曲應力，。 ② 初步計算軸的直徑 由前計算可知：P1=2.348KW,n1=473.3r/min 其中，A取112。 考慮到有一個鍵槽，將該軸徑加大5%，則 (2)求作用在齒輪上的力 （3）選擇軸的材料，確定許用應力 由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經調質處理。查課本表10-1得強度極限，再由表15-1得許用彎曲應力 因為裝小帶輪的電動機軸徑，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且所以查手冊取。L1=1.75d1-3=46。 大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊取，L2=40。 段裝配軸承且，所以查手冊。選用30307軸承。 L3=B++5=21+15+5-2=39。 （7）取安裝齒輪的軸段的直徑mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取h=3mm，軸環(huán)處的直徑d5=46mm。軸環(huán)寬度，取 取,有一軸肩定位軸承, 高速軸的尺寸基本確定 (10)軸上零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 查課本表6-1得1段軸的鍵槽，4段軸的鍵槽，鍵的長度均為鍵1為36mm,鍵2為32mm （11）確定軸上圓角和倒角 取軸端倒角為，圓角半徑分別為1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm, （12）按彎扭合成強度校核軸徑 畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面內的彎矩，并作出彎矩圖 ①作水平面內的彎矩圖。支點反力為 1-1截面處和2-2截面處的彎矩 ②作垂直平面內的彎矩圖，支點反力 1-1截面左側彎矩為 1-1截面右側彎矩為 2-2截面處的彎矩為 ③作合成彎矩圖 1-1截面 2-2截面 ④作轉矩圖 T=25580N.mm ⑤求當量彎矩 因減速器單向運轉,修正系數(shù)為0.6 ⑥確定危險截面及校核強度 截面1-1、2-2所受的轉矩相同，但彎矩，并且軸上還有鍵槽，故1-1可能為危險截面。但由于也應該對截面2-2校核 1-1截面 2-2截面 由表15-1得許用彎曲應力，滿足條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。 1、低速軸的設計 (1)求低速軸上的轉矩T (2)求作用在齒輪上的力 （3）選擇軸的材料，確定許用應力 由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經調質處理。查課本表10-1得強度極限，再由表15-1得許用彎曲應力 （4）按扭轉強度估算軸徑 根據(jù)表15-3查得得 考慮到軸的最小直徑處安裝聯(lián)軸器會有鍵槽存在，故將直徑加大3%-5% 取為了所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選用聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器的計算轉矩，查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑=28mm故取軸的最小徑，半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 （5）設計軸的結構 由于設計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端安裝半聯(lián)軸器，為了滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，軸 1段的左端需要制出一軸肩，故取軸2段直徑；右端用軸端擋圈定位，取軸端擋圈直徑D=30mm。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為了保證軸端擋圈壓在軸端上，取軸1段的長度 (6)初步選定滾動軸承 因為軸承同時受有徑向力和軸向力,故選用單列圓錐滾子軸承.并根據(jù)軸2段的直徑,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為故軸3段直徑d3=d7=30mm，，左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得30306型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d6=36mm （7）取安裝齒輪的軸段的直徑d4=34mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取h=3mm，軸環(huán)處的直徑d5=40mm。軸環(huán)寬度，取 （8）取軸承端蓋的總寬度為10mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器左端面的距離l=15mm 故取 （9）取齒輪距離箱體之間的距離a=15mm，滾動軸承距離箱體一段距離s=5mm，已知滾動軸承寬度T=20mm則 低速軸的尺寸基本確定 (10)軸上零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 查課本表6-1得1段軸的鍵槽，4段軸的鍵槽，鍵的長度均為28mm （11）確定軸上圓角和倒角 取軸端倒角為，圓角半徑分別為1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm, （12）按彎扭合成強度校核軸徑 畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面內的彎矩，并作出彎矩圖 ①作水平面內的彎矩圖。支點反力為 1-1截面處和2-2截面處的彎矩 ②作垂直平面內的彎矩圖，支點反力 1-1截面左側彎矩為 1-1截面右側彎矩為 2-2截面處的彎矩為 ③作合成彎矩圖 1-1截面 2-2截面 ④作轉矩圖 T=87420N.mm ⑤求當量彎矩 因減速器單向運轉,修正系數(shù)為0.6 ⑥確定危險截面及校核強度 截面1-1、2-2所受的轉矩相同，但彎矩，并且軸上還有鍵槽，故1-1可能為危險截面。但由于也應該對截面2-2校核 1-1截面 2-2截面 由表15-1得許用彎曲應力，滿足條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。 （三）、滾動軸承選擇 2、高速軸軸承的校核 ①根據(jù)軸承型號30307查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=75200N；基本額定靜載荷為： ② 求兩軸承受到的徑向載荷 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知： ③求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算： 則軸有向右竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松 ④求軸承當量動載荷 查設計手冊知e=0.31 查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 軸承1 軸承2 因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得 則 ⑤ 驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算 選擇軸承滿足壽命要求. 1、低速軸軸承的校核 ①根據(jù)軸承型號30306查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=59000N；基本額定靜載荷為： ② 求兩軸承受到的徑向載荷 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知： ③求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算： 則軸有向左竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松 ④求軸承當量動載荷 查設計手冊知e=0.31 查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 軸承1 軸承2 因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得 則 ⑤ 驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算 選擇軸承滿足壽命要求. 5.1 鍵的選擇與校核 5.1.1 鍵的選擇 在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示： 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 28 87 8 0 -0.036 0.018 4.0 +0.2 0 3.3 +0.2 0 0.25 0.40 5.1.2 鍵的校核 5.1.2.1 鍵的剪切強度校核 鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示： 圖5-6 鍵剪切受力圖 鍵的剪切受力圖如圖3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1） =10 M30 （結構合理） 5.1.2.2 鍵的擠壓強度校核 鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100 ） 圖5-7 鍵擠壓受力圖 由 （5-2） =2000 N 又有 （5-3） 8 結構合理 十一、聯(lián)軸器的選擇： 聯(lián)軸器的計算轉矩，查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑=24mm （6）潤滑與密封 ① 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，浸油深度為一個齒高，但不小于10mm。 ② 滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為1m/s <2m/s，所以選用軸承內充填油脂來潤滑。 ③ 潤滑油的選擇 齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤滑油，軸承選用鈣基潤滑脂。 ④ 密封方法的選取 箱內密封采用擋油盤。箱外密封選用凸緣式軸承蓋，在非軸伸端采用悶蓋，在軸伸端采用透蓋，兩者均采用墊片加以密封；此外，對于透蓋還需要在軸伸處設置氈圈加以密封。 十、箱體尺寸及附件的設計 采用HT250鑄造而成，其主要結構和尺寸如下： 中心距a=154.5mm，取整160mm 總長度L： 總寬度B： 總高度H： 箱座壁厚：，未滿足要求，直接取8 mm 箱蓋壁厚：，未滿足要求，直接取8mm 箱座凸緣厚度b： =1.5*8=12 mm 箱蓋凸緣厚度b1： =1.5*8=12mm 箱座底凸緣厚度b2：=2.5*8=20 mm 箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm 箱蓋肋厚m1：=0.85*8=6.8mm 扳手空間： C1＝18mm，C2＝16mm 軸承座端面外徑D2：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁螺栓間距s：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁凸臺半徑R1： 箱體外壁至軸承座端面距離： 地腳螺釘直徑： 地腳螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm，所以n=4 軸承旁螺栓直徑： 凸緣聯(lián)接螺栓直徑： ,?。?0mm 凸緣聯(lián)接螺栓間距L：， 取L＝100mm 軸承蓋螺釘直徑與數(shù)量n：高速軸上的軸承：d3=6, n＝4 低速軸上的軸承： d3=8，n＝4 檢查孔蓋螺釘直徑：,取d4＝6mm 檢查孔蓋螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm,所以n=4 啟蓋螺釘直徑d5（數(shù)量）：（2個） 定位銷直徑d6（數(shù)量）： （2個） 齒輪圓至箱體內壁距離： ，取 ＝10mm 小齒輪端面至箱體內壁距離： ，取 ＝10mm 軸承端面至箱體內壁距離：當軸承脂潤滑時，＝10～15 ，取 ＝10 大齒輪齒頂圓至箱底內壁距離：>30～50 ，取 ＝40mm 箱體內壁至箱底距離： ＝20mm 減速器中心高H： ，取H＝185mm。 箱蓋外壁圓弧直徑R： 箱體內壁至軸承座孔外端面距離L1： 箱體內壁軸向距離L2： 兩側軸承座孔外端面間距離L3： 2、附件的設計 （1）檢查孔和蓋板 查《機械基礎》P440表20－4，取檢查孔及其蓋板的尺寸為： A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm d4為M6，數(shù)目n＝4 R＝10 h＝3 A B A1 B1 A2 B2 h R n d L 115 90 95 70 75 50 3 10 4 M6 15 （2）通氣器 選用結構簡單的通氣螺塞，由《機械基礎》P441表20－5，取檢查孔及其蓋板的尺寸為（單位：mm）： d D D1 S L l a D1 M22 1.5 32 25.4 22 29 15 4 7 （3）油面指示器 由《機械基礎》P482附錄31，取油標的尺寸為： 視孔 A形密封圈規(guī)格 （4）放油螺塞 螺塞的材料使用Q235，用帶有細牙螺紋的螺塞擰緊，并在端面接觸處增設用耐油橡膠制成的油封圈來保持密封。由《機械基礎》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（單位：mm）： d D0 L l a D S d1 M24 2 34 31 16 4 25.4 22 26 （5）定位銷 定位銷直徑 ，兩個，分別裝在箱體的長對角線上。 ＝12+12＝24，取L＝25mm。 （6）起蓋螺釘 起蓋螺釘10mm，兩個，長度L>箱蓋凸緣厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部制成小圓柱端，不帶螺紋，用35鋼制造，熱處理。 （7）起吊裝置 箱蓋上方安裝兩個吊環(huán)螺釘，查《機械基礎》P468附錄13， 取吊環(huán)螺釘尺寸如下（單位：mm）： d（D） d1(max) D1（公稱） d2(max) h1(max) h d4 M8 9.1 20 21.1 7 18 36 r1 r(min) l(公稱) a(max) b（max） D2（公稱min） h2(公稱min) 4 1 16 2.5 10 13 2.5 箱座凸緣的下方鑄出吊鉤，查《機械基礎》P444表20－7得， B=C1+C2=18+16=34mm H=0.8B=34*0.8=27.2mm h=0.5H=13.6mm r2 =0.25B=6.8mm b=2 =2*8=16mm 總 結 本次設計，使我進一步鞏固，加深和拓寬對機械原理，綜合運用液壓傳動，材料和其他專業(yè)課程知識的力學，分析和解決機械設計問題，知識。通過設計實踐，逐步樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉機械設計的一般規(guī)律，分析問題和解決問題的能力。通過設計計算，圖紙和技術標準，應用說明書，設計說明書和其他有關材料，機械設計的基本技能和綜合訓練。 因此，它在我們的四年大學生活中占有重要而又獨特的的地位。 參考文獻 ［1］濮良貴，紀名剛，機械設計[M],高等教育出版社，2005 ［2］孫桓，陳作模，機械原理[M],高等教育出版社，2005 ［3］孫波，畢業(yè)設計寶典[M],西安電子科技大學出版社，2008 [4]. 楊黎明.機械零件設計手冊.北京：國防工業(yè)出版社，1996 [5]. 王昆等.機械設計（機械設計基礎）課程設計.高等教育出版社，2006 [6]. 徐灝.機械設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1995.12 [7]. 劉鴻文.材料力學Ι，第4版.北京：高等教育出版社，2006 [8]. 濮良貴等.機械設計，第八版.北京：高等教育出版社，2006。 [9]. 葉玉駒等.機械制圖手冊，第四版.北京：機械工業(yè)出版社，2008 致 謝 我要感謝我的指導教師XX老師。老師雖身負教學、科研重任，仍抽出時間，不時召集我和同門以督責課業(yè)，從初稿到定稿，不厭其煩，一審再審，大到篇章布局的偏頗，小到語句格式的瑕疵，都一一予以指出。是他傳授給我方方面面的知識，拓寬了我的知識面，培養(yǎng)了我的功底，對論文的完成不無裨益。我還要感謝學院所有教過我的老師，是你們讓我成熟成長；感謝學院的各位工作人員，他細致的工作使我和同學們的學習和生活井然有序。