毕设论文--璃玻瓶印花机构及传动装置机械设计课程设计说明书.doc

机械设计课程设计
设计计算说明书

设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置
设 计 者：
学 号：
专业班级：
指导教师： 柴晓艳
完成日期： 2013年6月5日

天津理工大学机械工程学院

目 录

一 课程设计的任务……………………………………………………3
二 电动机的选择………………………………………………………3
三 传动装置的总传动比和分配各级传动比…………………………3
四 传动装置的运动和动力参数的计算………………………………3
五 传动零件的设计计算………………………………………………5
六 轴的设计、校核……………………………………………………18
七 滚动轴承的选择和计算……………………………………………27
八 键连接的选择和计算………………………………………………28
九 联轴器的选择………………………………………………………28
十 润滑和密封的选择…………………………………………………29

十一 箱体结构的设计…………………………………………………30
十一 设计总结…………………………………………………………31
十二 参考资料…………………………………………………………32

一、课程设计的任务
1．设计目的
课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计的主要目的是：
(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。
(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。
(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。
2．设计题目：
执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成（详见机械原理课程设计资料，在此略），现将对传动装置进行具体设计。
设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置
原始数据：
方 案 号
8
分配轴转速n(r/min)
45
分配轴输入功率P（kw)
1.0
玻璃瓶单程移距（mm）
110
印花图章上下移距（mm）
50
定位压块左右移距（mm）
20
说明：（1）工作条件：2班制，工作环境良好，有轻微振动；
（2）使用期限十年，大修期三年；
（3）生产批量：小批量生产（<20台）；
（4）带传动比i≤4；
（5）采用Y型电动机驱动。
(6) 分配轴 ：与减速器输出轴相连接（各执行机构的输入轴）。
2、设计任务
1）总体设计计算
(1)选择电动型号
计算所需电机功率，确定电机转速，选定电机型号；
(2)计算传动装置的运动、动力参数；
a.确定总传动比i，分配各级传动比；
b.计算各轴转速n、转矩T；
c.传动零件设计计算；
d.校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；
2）绘制减速器装配图（草图和正式图各一张)；
3）绘制零件工作图：减速器中大齿轮和中间轴零件工作图；
（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）；
4）编写设计计算说明书。

3、传动装置部分简图

二、电动机的选择
1．电动机类型的选择
按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。
2． 确定电动机输出功率Pd
电动机所需的输出功率Pd=Pw/η
其中：Pw=1.0 η---由电动机至分配轴的传动总效率
工作机的分配轴输入功率：
总效率η =η带·η3轴承·η2齿轮·η联轴器
查表可得：
η带 =0.96， η轴承=0.99，
η齿轮=0.98， η联轴器=0.99，
则 η = 0.96×0.993×0.982×0.99=0.886
电动机所需的功率：
Pd = Pw/η=1.1287 KW
3．确定电动机转速
工作机转速nw
nw= 15 r/min
确定电动机转速可选范围:
V带传动常用传动比范围为: i带=2～4，
双级圆柱齿轮传动比范围为i减=14～18，
则电动机转速可选范围为:
n’d=nw i总=(2～4)( 14～18) nw
=(28～72)× 45 = 1260～3240 r/min
其中： i总= i带× i减=(2～4) ×(14～18) =28～72
i减——减速器传动比
符合这一转速范围的同步转速有 1500 、 3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。（建议：在考虑保证减速器传动比i减>14时，来确定电机同步转速）。
4.确定电动机型号
根据所需效率、转速，由《机械设计手册 》或指导书
选定电动机： Y90L-4 型号（Y系列）
数据如下: 额定功率P： 1.5 kw (额定功率应大于计算功率)
满载转速：nm = 1400 r/min （nm—电动机满载转速）
同步转速： 1500 r/min
电动机轴径: 24 mm
三、传动装置的总传动比和分配各级传动比
1．传动装置的总传动比
i总= i带× i减= nm/ nw =1400 / 45 = 31.1
nw——工作机分配轴转速
2．分配各级传动比
为使V带传动外部尺寸不要太大，可初步取i带=2
则：i减=i总/i带=31.1/2=15.55
减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。
i减=i高*i低
i高——高速级传动比
i低——低速级传动比
建议取： i高=（1.2～1.3)i低
则： i减= （1.2～1.3) i2低
i低=3.527 i高=4.41
四、传动装置的运动和动力参数的计算
1．计算各轴的转速
Ⅰ轴（高速级小齿轮轴）：nⅠ=1400/i带= 700 r/min
Ⅱ轴（中间轴）：nⅡ= nⅠ/ i高= 158.73 r/min
Ⅲ轴（低速级大齿轮轴）：nⅢ=nⅡ/i低= 45 r/min
Ⅳ轴（与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴）: nW= nⅢ= 45r/min
2．计算各轴的输入功率和输出功率
Ⅰ轴： PⅠ入=Pd·η带=1.1287×0.96 = 1.0836 kw
PⅠ出= PⅠ入·η轴承= 1.0836×0.99 =1.0727kw
Ⅱ轴： PⅡ入= PⅠ出·η齿轮 = 1.0727×0.98 =1.0513kw
PⅡ出= PⅡ入·η轴承 = 1.0513×0.99 =1.0407kw
Ⅲ轴： PⅢ入= PⅡ出·η齿轮 = 1.0407×0.98 =1.0199kw
PⅢ出= PⅢ入·η轴承 = 1.0199×0.99 =1.0097kw
Ⅳ轴（分配轴）:
PⅣ入= PⅢ出·η联轴器 = 1.0097×0.99 = 0.9996 kw
PW=PⅣ出= PⅣ入·η轴承=0.9996×0.99 =0.9896 kw
3.计算各轴的输入转矩和输出转矩
公式: T=9.55×106×P/n (N·mm)
电动机： T=9.55×106×P/n=10.232×103 (N·mm)
Ⅰ轴： TⅠ入=9.55×106×PⅠ入/ nⅠ= 14.783×103 (N·mm)
TⅠ出=9.55×106×PⅠ出/ nⅠ= 14.635×103 (N·mm)
Ⅱ轴： TⅡ入=9.55×106×PⅡ入/ nⅡ= 63.252×103 (N·mm)
TⅡ出=9.55×106×PⅡ出/ nⅡ= 62.614×103 (N·mm)
Ⅲ轴： TⅢ入=9.55×106×PⅢ入/ nⅢ= 216.44×103 (N·mm)
TⅢ出=9.55×106×PⅢ出/ nⅢ= 214.28×103 (N·mm)
Ⅳ轴： TⅣ入=9.55×106×PⅣ入/ nⅢ= 212.14×103 (N·mm)
TW=TⅣ出=9.55×106×PⅣ出/ nⅢ= 210.02×103 (N·mm)
将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：
轴名
功率P（kw）
转矩T （N·mm）
转速n（r/min）
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电机轴

1.1287

10.232×103
1400
2

0.72
Ⅰ轴
1.0836
1.0727
14.783×103
14.635×103
700
4.41
0.98
Ⅱ轴
1.0513
1.0407
63.252×103
62.614×103
158.73
3.53
0.98
Ⅲ轴
1.0199
1.0097
216.44×103
214.28×103
45
1
0.99
分配轴
0.9996
0.9896
212.14×103
210.02×103
45

五、传动零件的设计计算
1．V带传动的设计计算 p195

计算项目
计算内容
结果
定V带型号和带轮直径

工作情况系数
KA=1.2

计算功率
Pe= KAP=1.2×1.5
1.8kw
选带型号

Z型
小带轮直径
Dmin=50 D1=50-71
取D1=71mm
大带轮直径

取D2=140mm
大带轮转速

n2=710 r/min
计算带长

求Dm

Dm =105.5mm
求Δ

Δ=34.5mm
初取中心距
a=600mm

带长

L=1535mm
基准长度

Ld=1600mm
求中心距和包角

中心距

a=632.56mm
小轮包角

α1=173.46°>120°
求带根数

带速

v=5.20m/s
带根数
P0=0.33kW ka=0.98
kl=1.16 ΔP0=0.03kW

取z=5根
求轴上载荷

张紧力
q=0.06kg/m

F=55.31N
轴上载荷

FQ=552.2N

2．齿轮传动的设计计算 p234
高速级齿轮校核
材料选择：小齿轮45钢，调制处理，硬度229HB—286HB，平均240HB
大齿轮45钢，正火处理，硬度169HB—217HB，平均210HB

计算项目
计算内容
计算结果
齿面接触疲劳强度计算

接触疲劳极限σHlim

由图12.17c（p223）

2.校核计算

齿数Z

Z1=21，Z2=93

模数m

取=2.0mm

中心距a

取a=120mm
螺旋角β

β=18.19°

小齿轮的直径d1

d1=44.21mm

大齿轮的直径d2

d2=195.78mm

齿宽b

取b2=45mm
b1=55mm

V=1.62m/s
精度等级
由表12.6
选9级精度
传动比

i=4.43

相对误差

相对误差<5%

由表12.9

由图12.9

载荷系数K

由表12.12

由图12.16

接触最小安全系数SHmin

由表12.14（p225）

SHmin=1.05

应力循环次数NL

接触寿命系数 ZN

查表得

许用接触应力
[σH]

验算

3.齿根弯曲疲劳强度计算：

齿形系数YFa：

ZV1=24.49
ZV2=108.46
YFa1=2.65
YFa2=2.19

应力修正系数Ysa：

由图12.22（p230）

Ysa1=1.58 Ysa2=1.81

重合度系Yε：

=1.63
Yε==

Yε=0.71

螺旋角系数Yβ

Yβ=0.848

齿间载荷分配系数KFα

当前以求得KFα=1.74<
故KFα=1.66

齿向载荷分布系数KFβ

由图12.14
b/h=45/(2.25*2.0)=10
KFβ=1.32

载荷系数K：

K=2.74
弯曲疲劳极限
σFmin：

弯曲最小安全系数SFmin

SFmin=1.05

SFmin=1.05

弯曲寿命系数YN：

尺寸系数Yx：
许用弯曲应力
[σF]

验算

低速级齿轮校核
材料选择：小齿轮45钢，调制处理，硬度229HB—286HB，平均240HB
大齿轮45钢，正火处理，硬度169HB—217HB，平均210HB

计算项目
计算内容
计算结果
齿面接触疲劳强度计算

接触疲劳极限σHlim

由图12.17c（p223）

2.校核计算

齿数Z

Z1=33，Z2=116

模数m

取=2.0mm

中心距a

取a=155mm
螺旋角β

β=15.99°

小齿轮的直径d1

d1=68.7mm

大齿轮的直径d2

d2=241.3mm

齿宽b

取b2=70mm
b1=80mm

V=0.57m/s
精度等级
由表12.6
选9级精度
传动比

i=3.51

相对误差

相对误差<5%

由表12.9

由图12.9

载荷系数K

由表12.12

由图12.16

接触最小安全系数SHmin

由表12.14（p225）

SHmin=1.05

应力循环次数NL

接触寿命系数 ZN

查表得

许用接触应力
[σH]

验算

3.齿根弯曲疲劳强度计算：

齿形系数YFa：

ZV1=37.15
ZV2=130.58
YFa1=2.46
YFa2=2.16

应力修正系数Ysa：

由图12.22（p230）

Ysa1=1.65 Ysa2=1.82

重合度系Yε：

=1.69
Yε==

Yε=0.694

螺旋角系数Yβ

Yβ=0.867

齿间载荷分配系数KFα
由表12.10注3

当前以求得KFα=1.80<
故KFα=1.80

齿向载荷分布系数KFβ

由图12.14
b/h=70/(2.25*2.0)=15.56
KFβ=1.31

载荷系数K：

K=2.95
弯曲疲劳极限
σFmin：

弯曲最小安全系数SFmin

SFmin=1.25

SFmin=1.25

应力循环次数NL

弯曲寿命系数YN：

尺寸系数Yx：
许用弯曲应力
[σF]

验算

六、轴的设计计算
（一）Ⅰ轴（高速轴）的结构设计
1、求轴上的功率、转速和转矩
由前面得，kW，r/min，
2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径mm，则 N
N

3、初步确定轴的最小直径。
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16.2，取=112，于是得：
mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取=16mm。
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，选用下图所示的装配方案。

由于轴的直径与齿轮轮毂相差不大，故选用齿轮轴。
（2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1.1-2段轴段与大带轮装配，其直径mm，为了满足大带轮的轴向定位要求，带轮左侧制出一轴肩
2.大带轮宽为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略小一些，现取mm。
2、 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离取。
3、初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6205型轴承，其尺寸为
4、根据轴肩要求mm，
但此时齿轮直径，齿轮受力不均匀故选用齿轮轴
5、 已知齿轮轮毂的宽度=55mm，，故取mm，
6、 由于齿轮端面至箱体内壁的距离mm，轴承用脂润滑时mm，故
7、 由于齿轮端面至箱体内壁的距离mm，齿轮与箱体内壁之距离mm，旋转零件间的轴向距离为10-15mm，。
8、轴上零件的周向定位
带轮与轴之间的定位采用平键连接。平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为56mm。
9、确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为1×45°，轴环两侧轴肩的圆角半径为R2。
（二）Ⅱ轴（中间轴）的设计计算
1、求轴上的功率、转速和转矩
由前面得，kW，r/min，
2、求作用在齿轮上的力

已知低速级小齿轮的分度圆直径mm，

3、初步确定轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理,取C=112，于是得：
mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，由于是中速轴，取=25mm。
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，选用下图所示的装配方案。

1）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6025型轴承，由参考资料[4]得其尺寸为mm
2）取安装齿轮处的轴段2-3和4-5的直径为40mm，齿轮与轴承之间采用套筒定位已知齿轮3轮毂的宽度=80mm，为使套筒充分压紧齿轮3，故
已知齿轮2轮毂的宽度=45mm，为使套筒充分压紧齿轮2，故
3）旋转零件间的轴向距离为10-15，起固定作用的轴肩为6-10，故
4）齿轮3距箱体内壁距离为10mm，轴承端面距箱体内壁距离为10mm，
故
5、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mm由参考资料[1]中的表6-1查得齿轮2处平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为40mm。同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴之间的配合为；同样齿轮3与轴的连接用平键，键槽用键槽铣刀加工长为70mm.齿轮3与轴之间的配合为。
6、确定轴上圆角和倒角尺寸
由参考资料[1]中的表15-2，取轴端倒角为2×45°，圆角半径为R2。
（三）Ⅲ轴（低速轴）的设计计算
1、求轴上的功率、转速和转矩
由前面得，kW，r/min，
2、 求作用在齿轮上的力

3、初步确定轴的最小直径。
mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查参考资料[1]中的表14-1，取=1.5，则
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，选用TL7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩1250000,孔径为40mm，故，半联轴器长度（Y型）112mm，半联轴器与配合的毂孔长度为mm。
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，选用下图所示的装配方案。

最终确定如下：
1）1-2段与联轴器相连接故，为满足联轴器的轴向定位轴肩 要求轴1-2右端需制出一轴肩故
查表可知
2）初步估算轴承端盖的总宽度为35mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离=45mm，故取。
3）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6212型轴承，由参考资料[4]得其尺寸为
故
4）一般的定位轴肩，当配合处轴的直径＜80mm时，轴肩处的直径差可取6—10mm。
根据轴承的定位要求确定
5）轴肩高度〉0.07，故取=5mm，故，轴环宽度，
取。
6）轴承端面距箱体内壁距离为10mm，
7）齿轮轮毂宽度故
8）
5、轴上零件的周向定位
齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按由参考资料[1]中的表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证联轴器与轴之间配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为；同样齿轮与轴的连接用平键，带轮与轴之间的配合为。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m5。
6、确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为1×45°，轴环两侧轴肩的圆角半径为R2，其余轴肩处为R1。

Ⅱ轴（中间轴）的校核
高速轴为左旋 中间轴为右旋 低速轴为左旋
中间轴的受力情况如图：

(1)计算齿轮受力
第一级大齿轮受力分析

第二级大齿轮受力分析

(2)做出弯扭矩图
以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为
小齿轮直径为68.7mm 大齿轮直径为195.78mm
水平方向受力图：

弯矩图：

垂直方向受力图：

弯矩图：

合成弯矩图：

轴受转矩
许用应力值
应力校正系数
当量转矩
转矩图：

当量弯矩 在齿轮2中间截面处
在齿轮3中间截面处
当量弯矩图

齿根圆直径

轴径

七、滚动轴承的选择和计算
由前面初选6205承，其寿命计算如下：
预期寿命：
已知：，，，

轴承1上的径向载荷

故
所以当量动载荷
轴承2上的径向载荷

故
所以当量动载荷
危险轴承为1有

故 I轴上的轴承6205有效期限内安全。

八、键的选择和计算
（1）键的选择
由前面，齿轮2与轴用键联接。
（2）键的强度校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考资料得许用挤压应力为，取。
可得齿轮2上的键

故此键能安全工作。
七、滚动轴承的选择和计算
6205型轴承，其尺寸为
6212型轴承，其尺寸为

八 键连接的选择和计算
带轮与轴之间的定位采用平键连接。平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为56mm。
两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。齿轮2处平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为40mm。同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴之间的配合为；同样齿轮3与轴的连接用平键，键槽用键槽铣刀加工长为70mm.齿轮3与轴之间的配合为。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。
齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证联轴器与轴之间配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为；同样齿轮与轴的连接用平键，带轮与轴之间的配合为。
九 联轴器的选择
选用TL7型弹性套柱销联轴器
十、 润滑和密封的选择
1减速器的润滑
（1） 齿轮的润滑：
除少数低速（v〈0.5m/s）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮都采用油润滑。
本设计高速级圆周速度v≤12m/s，采用浸油润滑。为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮赤啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于10mm。
浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。油池太浅易激起箱底沉查和油污。一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于30～50mm。为有利于散热，每传递1KW功率的需油量约为0.35～0.7L。
齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度V选取：V≤2.5可选用中极压齿轮油N320。
（2）轴承的润滑
当减速器中浸油齿轮的圆周速度v〈1.5～2m/s时，油飞溅不起来，应选用脂润滑。
2减速器的密封
轴伸出处的密封：
选用粘圈式密封，粘圈式密封简单，价廉，主要用于脂润滑以及密封处轴颈圆周速度较低的油润滑。
箱盖与箱座接合面的密封：
在箱盖与箱座结合面上涂密封胶密封最为普遍，效果最好。
其他部位的密封：
检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈。
十一、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.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，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。
C 油标：
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.
D 通气孔：
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.
E 盖螺钉：
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.
F 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下：
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

M16
地脚螺钉数目

查手册
6
轴承旁联接螺栓直径

M12
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M10
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
M8
定位销直径

=（0.7~0.8）
8
，，至外机壁距离

查机械课程设计指导书表4
22
18
16
，至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4
20
14
外机壁至轴承座端面距离

=++（8~12）
53
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离

>
10
机盖，机座肋厚

8 10
轴承端盖外径

+（5~5.5）
82（1轴2轴）
130（3轴）

十二 设计总结
机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节通过了几个周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，如：在选择计算标准间是可能会出现误差，如果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准确。
课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。通过可程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。
在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，我也深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。总之，纸上得来终觉浅，绝知此事要躬行！

十三 参考资料
[1] 申永胜.机械原理教程.北京：清华大学出版社.1999
[2] 郑文纬，吴克坚主编.机械原理（第七版）.北京：高等教育出版社，1997
[3] 王三民.机械原理与设计课程设计.北京：机械工业出版社.2004
[4] 孟宪源主编.现代机构手册.北京：机械工业出版社，1994
[5] 严家杰着.基本机构分析与综合.上海：复旦大学出版社，1989
[6] 华大年，唐之伟主编.机构分析与设计.北京：纺织工业出版社，1985
[7] 华大年，华志宏，吕静平.连杆机构设计.上海：上海科学技术出版社，1995
[8] 邹慧君.机械运动方案设计手册.上海交通大学出版社
[9] 王玉新主编，《机构创新设计方法学》，天津：天津大学出版社，1996年。
[10] 罗洪量主编，《机械原理课程设计指导书》（第二版），北京：高等教育出版社，1986年。
[11] 张忠秀，《机械原理课程设计》，机械工业出版社，2003年。

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