第一篇：基于UG NX的單級圓柱齒輪減速器建模

華中科技大學文華學院畢業設計（論文）

畢業設計[論文]

題

基于Unigraphics NX的單級圓

柱齒輪減速器建模

2010年 5月 26日

I

目：

華中科技大學文華學院畢業設計（論文）

目 錄

摘要???????????????????????????2 Abstract?????????????????????????3 前言???????????????????????????4 1.UG簡介???????????????????????6 1.1 UG發展歷程及影響????????????????6 1.2 UG的功能與特點??????????????????8 1.3 UG的用戶界面???????????????????11 1.4 UG的系統組成及硬件要求??????????????12 2.繪制草圖????????????????????????13 2.1 草圖的概述與通用操作???????????????13 2.2 草圖曲線繪制與編輯????????????????14 2.3 草圖形狀約束???????????????????18 3.特征建模與操作?????????????????????21 3.1 UG造型概述???????????????????21 3.2 特征建模?????????????????????21 3.3 特征操作?????????????????????24 4.減速器實例建模與裝配??????????????????26 4.1 設計任務及模型分析????????????????26 4.2 減速器零件的造型設計???????????????28 4.3 減速器零件裝配?????????????????36 5.結束語?????????????????????????38 6.參考文獻????????????????????????39 7.致謝??????????????????????????40

第二篇：機械大3上學期--單級圓柱齒輪減速器

單級圓柱齒輪減速器

圖8－1為單級圓柱齒輪減速器的立體圖；圖8－2為單級圓柱齒輪減速器的裝配圖（之一：凸緣式端蓋）；圖8－3 高速齒輪軸工作圖；圖8－4 圓柱齒輪工作圖；圖8－5 低速軸工作圖；圖8－6 減速器箱蓋工作圖；圖8－7 減速器箱座工作圖；圖8－8為單級圓柱齒輪減速器的裝配圖（之二：嵌入式端蓋）。

8－1

單級圓柱齒輪減速器立體圖

圖

圖8－2 單級圓柱齒輪

減速器裝配圖（之一）

圖8－4 圓柱齒輪工作圖

－5

低速軸工作圖

圖

圖8－8為單級圓柱齒輪減速器的裝配圖

第三篇：帶式運輸機的單級圓柱齒輪減速器例題

帶式運輸機的單級圓柱齒輪減速器(計算過程及計算說明)

一、傳動方案擬定

設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（圖）

（1）工作條件：使用年限10年，工作為兩班工作制，載荷平穩，環境清潔。（2）原始數據：滾筒圓周力F = 1300N；帶速v = 1.4m/s； 滾筒直徑D = 250mm。

二、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)傳動裝置的總效率： η = η帶×η聯軸器×η齒輪×η3軸承

由手冊表1-7查得η帶=0.96、η聯軸器=、η齒=、η軸承=。故 η = 0.96×0.99×0.97×0.993 = 0.895(2)工作機所需的功率Pw： Pw = Fv/1000ηw

由手冊表1-7查得ηw=0.96，故

Pw = 1300×1.4/(1000×0.96)= 1.896kw(3)所需電動機的功率Pd：

Pd = Pw/η = 1.896/0.895= 2.12kw

3、確定電動機轉速：

滾筒工作轉速：nw = 60×1000v/πD = 60×1000×1.4/(π×250)= 107.00r/min 按手冊表13-2推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動傳動比范圍i齒 = 3~5。取V帶傳動比i帶 = 2~4，則總傳動比的合理范圍為i = 6~20。故電動機轉速的可選范圍為

nd' = i × nw =（6~20）× 107.00 = 642~2140r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。

方案 電動機型號 額定功率/kw 電動機同步轉速(r/min)滿載轉速 額定轉矩

軸伸直徑

Y132S-8

2.2

750

710

2.0

2

Y112M-6

2.2

1000

940

2.0

3

Y100L1-4

2.2

1500

1420

2.2

根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳動方案。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n = 1000r/min。

4、確定電動機型號

根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y112M-6。其主要性能：額定功率：2.2KW，滿載轉速940r/min，額定轉矩2.0。

三、計算總傳動比及分配各級的傳動比

1、總傳動比：i = nm/nw = 940/107 = 8.78

2、分配各級傳動比

（1）據手冊表1-7，取齒輪i齒 = 4（單級減速器i = 3~5合理）（2）∵i = i齒 × i帶

∴i帶 = i /i齒 = 8.78/4 =2.2

四、運動參數及動力參數計算

1、計算各軸轉速（r/min）nI = nm = 940r/min nII = nI/i帶 = 940/2.2 = 427.27r/min nIII = nII/i齒 = 427.27/4 = 106.82r/min

2、計算各軸的功率（kW）PI = Pd = 2.12 KW PII = PI × η帶 = 2.12 × 0.96 = 2.035kw PIII = PII × η軸承 × η齒 = 2.035 × 0.99 × 0.97 = 1.954kw

3、計算各軸扭矩（N·m）TI = 9.55 × 106 × PI/nI = 9.55 × 106 × 2.12/940 = 2.154 × 104 N·mm TII = 9.55 × 106 × PII/nII = 9.55 × 106 × 2.035/427.27 = 4.548 × 104 N·mm TIII = 9.55 × 106 × PIII/nIII = 9.55 × 106× 1.95/106.82 = 1.753 × 105 N·m

五、傳動零件的設計計算

1、V帶傳動的設計計算(1)選擇普通V帶

由課本表13-查得：KA = 1.3，PC = KAP = 1.2 × 2.12 = 2.544kw 又nI = nm = 940r/min，由課本圖13-

得：選用A型V帶。(2)確定帶輪基準直徑d1、d2

由課本表13-和圖13-中推薦的小帶輪基準直徑為80~100mm，故

取d1 = 100mm > dmin = 80

d2 = id1 = 2.2 × 100 = 220mm 選取標準值d2 = 224mm 實際傳動比 i = d2/d1 = 224/100 = 2.24(3)驗算帶速v v = πd1n1/(60×1000)= π×100×940/(60×1000)= 4.92 < 5 m/s，帶速不合適。重新設計。取d1 = 140mm

d2 = id1 = 2.2 × 140 = 308mm 選取標準值d2 = 315mm 實際傳動比 i = d2/d1 = 315/140 = 2.25 v = πd1n1/(60×1000)= π×140×940/(60×1000)= 6.89 > 5 m/s，帶速合適。(4)確定V帶基準長度Ld和中心矩a

初步選擇中心距

a0 =(0.7~2)(d1+d2)=(0.7~2)(140+315)= 318.5~910 取a0 = 600 mm(d2?d1)2?(315?140)2 L0?2a0?(d1?d2)??2?600??(140?315)?24a024?600?(315?140)2?2?600??(140?315)??1927mm 24?600?根據課本表13-取Ld = 2000mm 實際中心距：a?a0?(5)驗算小帶輪包角α1 由課本式(13-)得 Ld?L02000?1927?600??636 mm 22?1?180??d2?d1315?140?57.3??180???57.3??164.2??120?，合適。a636(6)確定V帶的根數z

由課本式(13-)得

z?Pc

(P0??P0)K?KL2 根據d1 = 140mm，n1 = 940r/min，查表13-

用線性插入法得：P0 = 1.62kW 又i = 2.25，查表13-用線性插入法得：△P0 = 0.108kW

由表13-得KL = 1.03，由表13-，用線性插入法得Kα = 0.962，由此可得：

z?2.544(1.62?0.108)?0.962?1.03?1.49

取z = 2根

(6)計算作用在帶輪軸上的壓力FQ

由課本表13-查得q = 0.10kg/m，由式13-得V帶的初拉力：

F500Pc0?zv(2.5K?1)?qv2?500?2.5442?6.89???2.5?0.962?1????0.10?6.892?152.3N ?作用在軸上的壓力FQ，zsin?12?2?2?152.3?sin164.2?FQ?22?585.3 N(7)設計結果：選用2根A-2000，GB11544-89V帶，中心距a = 600mm，帶輪直徑d1=140mm，力FQ = 585.3N。

2、齒輪傳動的設計計算

(1)選擇齒輪材料及確定許用應力

考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。

小齒輪選用40MnB調質，齒面硬度為260HBS(表11-)； 大齒輪選用45鋼調質，齒面硬220HBS(表11-)。

由圖11-

，查得：σHlim1 = 700MPa，σHlim2 = 560MPa。由表11-，SH=1.1，故

[??Hlim1H1]?S?7001.1?636MPa，[??2560H2]?HlimS??509MPa HH1.1由圖11-

，查得：σFlim1 = 240MPa，σFlim2 = 190MPa。由表11-，SF=1.3，故

[?lim1240F1]??FS??185MPa，[??lim21901.3F2]?FS??146MPa FF1.3(2)按齒面接觸疲勞強度設計

由課本表11-，取K = 1.1，齒寬系數ψa = 0.4。

nIII?ni?9402.25?417.8r/min 帶TPIIII?9.55?106?n?9.55?106?2.035?4.652?104kW II417.8u?i8.78齒?ii?帶2.25?3.902 按式11-，計算中心距

2a?(u?1)3???335?KTII3?24?[?]???u?(3.902?1)?335?1.1?4.652H?a?509????100.4?3.902?118.8mm 初取a = 125mm m?(0.01~0.02)a?(0.01~0.02)?125?1.25~2.5mmm。

d2 = 250mm，軸上壓

由課本表4-，取m = 2mm。

則小齒輪齒數：z1?2a2?125??25.5

m(1?i)2?(1?3.902)取z1 = 25，則z2 = iz1 = 3.902 × 25 ≈ 98，取z2 = 98。實際傳動比 i齒?i?i齒3.92?3.902z298??3.92，??0.46％?5%，合適。z125i齒3.90211m(z1?z2)??2?(25?98)?123 22確定中心距

a?齒寬

b??aa?0.4?123?49.2mm 取b2 = 50mm，b1 = 55mm。

(3)驗算輪齒彎曲疲勞強度

由課本圖11-查得YF1 = 2.73，YF2 = 2.22。按課本式11-計算彎曲應力

2KTIIYF12?1.1?4.652?104?2.73?F1???55.9?[?F1]

bm2z150?22?25?F2?YF22.22?F1??55.9?45.4?[?F2]，安全。YF12.73(4)確定齒輪的精度

v??d1nII60?1000???2?25?417.860000?1.094m/s 由課本表11-

選8級精度。

(5)主要幾何尺寸

分度圓直徑：d1 = mz1 = 2 × 25 = 50mm，d2 = mz2 = 2×98 = 196mm ?齒頂圓直徑：da1?d1?2ham?50?2?1?2?54mm，?da2?d2?2ham?196?2?1?2?200mm，齒根圓直徑：df1?d1?2(ha?c)m?50?2?(1?0.25)?2?45mm，?df2?d2?2(ha?c?)m?196?2?(1?0.25)?2?191mm。??(6)計算齒輪上的作用力

2TII2?4.652?104Ft1???1860.8N d150Fr1?Ft1tg??1860.8?tg20??604.6N Ft2??Ft1，Fr2??Fr1

六、軸的設計計算

(一)輸入軸(I軸)的設計計算

1、按扭矩初估軸徑

選用40MnB調質，硬度241~286HBS 根據課本式14-

計算最小軸徑d?C3PII nII由課本表14-

查得C = 107~98，取C = 102，則

d?102?

32、軸的結構設計

俯視圖草圖 2.035?17.3mm 417.85

3、確定軸各段直徑和長度

①段裝小帶輪：d1=28mm 長度取L1=50mm ∵h=2a a=手冊

mm ②段:d2 = d1+2h =28+

=35mm 初選用6208型深溝球軸承，其內徑為d=40mm,寬度為B=18mm，外徑D=80mm。

考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為Δ3+(2~3)=13mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮帶輪和箱體外壁應有一定距離L'而定，為此，取該段長為l2=c1+c2+δ+(5~10)-B-13=70 mm，③段裝軸承:d3 = d =40mm，L3=B+Δ3+(2~3)=31mm ④段:直徑d4=d3+2a=40+

=47mm，L4=Δ2-(2~3)=13mm ⑤段:直徑d5=d=40mm，L5=B+Δ3+(2~3)=31mm

（二）輸出軸的設計計算

1、按扭矩初估軸徑

選用45鋼調質，硬度241~286HBS 根據課本式14-

計算最小軸徑d?C3由課本表14-

查得C = 118~107，則

PIII nIIId?(118~107)?

32、軸的結構設計 2.035?28.17~29mm 417.8

3、確定軸各段直徑和長度

①段裝聯軸器GYH4：d1=32mm 長度取l1=60-2=58mm ∵h=2a a=手冊

mm ②段:d2 = d1+2h =32+

=40mm 初選用6209型深溝球軸承，其內徑為d=45mm,寬度為B=19mm，外徑D=85mm。

③段裝軸承:d3 = d =45mm，l3=B+Δ3+(2~3)+Δ2+(b1-b2)/2+(2~3)=19+10+2+13+2.5+2＝48.5mm ④段裝齒輪:直徑d4=d3+2a=40+

=47.5mm，l4=b2-(2~3)=50-2=48mm ⑤段為軸環:直徑d5= d4+2a =48+

=60mm。⑥段裝軸承:d6 = d =45mm

4、軸的強度校核

(1)求水平面的支承反力

FAH=FBH=Ft2/2=1860.8/2=930.4N(2)畫水平面的彎矩圖

C點的彎矩

MCH?FAH?63?930mm.4?63?58615.2N·(3)求垂直面的支承反力

FAV=FBV=Fr2/2=604.6/2=302.3N(4)畫垂直面的彎矩圖

C點的彎矩

MCV?FAV?63?302.3?63?19044mm.9N·(5)畫合成彎矩圖

22MC?MCH?MCV?58615.22?19044.92?61631.5 N·mm(6)畫轉矩圖： TIII?i齒TII?3.902?4.652?10?181521 N·mm

4(7)求危險截面的當量彎矩

①最大彎矩處 MeC?②最細處 Me?2MC?(?T)2?61631.52?(0.6?181521)2?125141.5N·mm M2?(?T)2?02?(0.6?181521)2?108912.6 N·mm(8)計算危險截面處的直徑

①裝齒輪處

由表14-查得σB=650MPa，由表14-

查得[σ-1b]=60MPa，則

d?3Me125141.5?3?27.53mm 0.1[??1b]0.1?60考慮到鍵槽對軸的削弱，將d值加大4％，故d?1.04?27.53?28.62

d?3Me108912.6?3?26.28

0.1[??1b]0.1?60考慮到鍵槽對軸的削弱，將d值加大4％，故d?1.04?26.28?27.33

七、校核滾動軸承的壽命

由課本附錄1查得軸承6209的Cr=31.5kN，C0r=20.5kN。

又根據已知條件，軸承預計壽命Lh?8?2?8?250?32000小時 軸承受力 Fa=0 Fr?1?22FAV?FAH?302.32?930.42?978.3N·mm故P=Fr=978.3N

310C??fPP?60n??1?978.3?60?106.82??32000?6Lh?????4831.2N

八、鍵連接的選擇和計算

裝聯軸器軸段，鍵選45鋼，由表10-10，[σp]=110MPa。由d1=32mm，由課本表10-9b?h?10?8，鍵長L=60-(5~10)=50mm。

?p?4T4?181521??70.9<[σp] dhl32?8?(50?10)鍵的強度足夠。檢查：

（1）電動機型號、電動機輸出軸的軸徑、軸伸出長度、電動機的中心高；

（2）聯軸器的型號、孔徑范圍、孔寬和拆裝尺寸要求；

（3）各傳動件的主要尺寸和參數，如齒輪傳動中心距、分度圓直徑、齒頂圓直徑以及齒輪的寬度；

（4）軸承的類型；

（5）箱體的結構方案（剖分式或整體式）；

（6）所推薦箱體結構的有關尺寸。

畫裝配圖時，應選好比例尺，布置好圖面。草圖的比例尺應與正式圖比例尺同，并優先用1：1比例尺，以便于繪圖并有真實感。

減速器裝配圖一般需三個視圖才能完全表達各主要零部件的相對位置、尺寸和結構，必要時附加些局部試圖和剖視圖，并應盡量將減速器的工作原理和主要裝配關系表達在一個視圖上。根據傳動件尺寸的大小，參考類似結構估計出減速器的結構大小，并考慮標題欄、明細表、零件號、技術要求等的位置，作好圖面的合理布置。

如下圖所示：

裝配圖的布置

編寫設計計算說明書

1、設計計算說明書的內容概括如下：（1）目錄。

（2）設計任務書。

（3）傳動方案的擬定和說明（4）電動機的選擇。

（5）計算傳動裝置的運動和動力參數。（6）三角帶傳動設計。（7）齒輪的設計計算。（8）軸的設計計算。

（9）滾動軸承的選擇及計算。（10）鍵聯接的選擇及校核計算。

(11)聯軸器的選擇。

(12)潤滑與密封（潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇）（13）設計小結（本設計的優缺點、及課程設計的體會）。（14）參考資料目錄。

還可以包括一些其它技術說明，例如裝拆、安裝的注意事項，維護保養的 要求等。

2、編寫說明書的要求（一律用word編制打印）

（1）設計計算說明書要求論述清楚，文字精煉，計算正確。

（2）說明書一律采用A4紙按一定格式打印，裝訂成冊，封面格式可參照 圖1，說明書格式可參照圖2。（3）說明書中應附有必要的插圖。

（4）計算中所引用的公式和數據應有根據，并注明其來源（如由資料[ ] p．×式(×-×)等）。

（5）說明書中每一自成單元的內容，應有大小標題，使其醒目便于查閱。（6）計算過程應層次分明。一般可列出計算內容，寫出計算公式，然后 代入數據，略去具體驗算過程，直接得出計算結果，并寫上結論性用語，如“合格”、“安全”、“強度足夠”等。對技術計算出的數據，需圓整的應 予圓整，屬于精確計算的不得隨意圓整。

第四篇：雙級圓柱齒輪減速器設計說明書

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

一、設計任務書 1.設計任務

設計帶式輸送機傳送機構傳動系統。要求傳動系統中含有兩級圓柱齒輪減速器。具體工作任務：

（1）繪制減速器裝配圖一張；（2）繪制零件工作圖2張；

（3）編寫設計計算說明書1份。2.傳動系統方案

圖中各部件為：

1.電動機；2.連軸器；3.減速器； 4.連軸器；5.滾筒； 6.輸送帶

3.原始數據

輸送帶有效拉力F=3000N；

輸送帶工作速度v=1.3m/s（允許誤差±5%）； 輸送機滾筒直徑d=355mm； 減速器設計壽命5年。4.工作條件

兩班制，常溫下連續工作；空載啟動，工作載荷有輕微振動；電壓為380/220V三相交流電。

二、傳動系統總體設計 1.電機的選擇

按設計要求及工作條件選用Y系列三相異步電機，臥式封閉結構，電壓330V。1)電動機容量的選擇

根據已知條件計算工作機所需有效功率

Pw?F?v?3000?1.31000?3.9kW

設：?4w——輸送機滾筒軸（4軸）至輸送帶之間的傳送效率；

?c——聯軸器效率，?c?0.99(參考文獻1附表B-10)；

?g——閉式圓柱齒輪傳動效率，?g?0.97(參考文獻1附表B-10)；

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

由傳動系統方案知：

i01?i34?1

則兩級圓柱齒輪傳動比

i??i12?i34?13.73

為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩對齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBS?350、齒寬系數相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比

i12?(1.3~1.5)i?4.38

那么

i?23?ii?3.13

12那么各傳動比分配結果如下：

i01?1,i12?4.38,i23?3.13,i34?1

3.傳動系統的運動和動力參數計算

傳動系統各軸的轉速、功率和轉矩計算如下： 0軸（電機軸）

n0?nm?960r/min

P0?Pr?4.59kW

T04.590?9550Pn?9550?960?45.66N?m

01軸（高速軸）

n1?n0i?960r/min 01P1?Pr??01?4.54kW

T4.541?9550P1n?9550?1960?45.16N?m

2軸（中間軸）

n2?n1i?219.18r/min

12P2?P1??12?4.36kW

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

根據參考文獻2圖8-35查得壽命系數ZN1?0.92，ZN2?0.96 因為一對齒輪均為軟齒面，故工作硬化系數ZW?1 一般設計中取潤滑系數ZL?1

根據參考文獻2表8-8，當失效概率小于1/100時，取接觸強度最小安全系數SH'min?1

將以上數值帶入許用接觸應力計算公式

[?H1]?ZN1??H',lim1S?0.92?560?515MPa

H'min1[??ZN2??H',lim2?0.96?500H2]SH'min1?480MPa

（3）按齒面接觸強度條件計算中心距a 由參考文獻2中式8-45

'a?(u?1)500KTZ'''?231???ZEHZ?Z???mm au??[?H]?初設螺旋角?'?10?（由最后幾何條件確定）理論傳動比i12'?u'?4.38 高速軸轉矩T1?45.16N?m

齒寬系數?a?0.35（見參考文獻1表4-3）初取載荷系數K'?1.85

彈性系數Z??189.8MPa（據參考書目2表8-7）初取節點區域系數Z'H?2.475 初取重合度系數Z'E?0.80 初取螺旋角系數Z'??0.992 將以上數據帶入中心距計算公式

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

齒輪精度取8級

按參考文獻2圖8-21，KV?1.13

○3齒向載荷分布系數K? 按參考文獻2圖8-24，軟齒面，不對稱布置，?(u?1)?ad?2?0.96，K??1.14

○4齒間載荷分配系數K? 端面重合度???[1.88?3.2(1z?1?1.68

1z)]cos?2縱向重合度?bsin????m?1.60

n由參考文獻2式（8-38），重合度????????1.68?1.60?3.28K??1.43

K?KAKVK?K??1?1.13?1.14?1.43?1.84?K'

原設計偏于安全，不再重新進行有關計算。（5）驗算輪齒彎曲強度

1）根據參考文獻2圖8-32（c）查得

?F',lim1?240MPa

?F',lim2?200MPa

2）接觸應力變化總次數

N1?60n1?Lh?60?960?1?24000?1.382?109

N82?60n2?Lh?60?219.18?1?24000?3.16?10

根據參考文獻2圖8-45查得壽命系數YN1?0.88，YN2?0.93（2）根據參考文獻2表8-8得SF'min?1.25（3）齒形系數，根據參考文獻2圖8-28 YFa1?2.6，YFa2?2.2

（4）應力修正系數，根據參考文獻2圖8-29 YSa1?1.62，YSa2?1.83

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

大齒輪材料為45鋼（正火），硬度HBS2=170~217（2）確定許用接觸應力[?HP3]和[?HP4] 由文獻2知接觸應力計算公式為：

[?H]??H',limSH'minZNZWZLMPa

根據參考文獻2圖8-33（c）查得

?H',lim3?560MPa ?500MPa ?H',lim4根據接觸應力變化總次數

N3?60n2?Lh?60?219.18?1?24000?3.16?10N4?60n3?Lh?60?70.02?1?24000?1.01?1088

根據參考文獻2圖8-35查得壽命系數ZN3?0.96，ZN4?1 因為一對齒輪均為軟齒面，故工作硬化系數ZW?1 一般設計中取潤滑系數ZL?1

根據參考文獻2表8-8，當失效概率小于1/100時，取接觸強度最小安全系數SH'min?1

將以上數值帶入許用接觸應力計算公式

[?H3]?ZN3??H',lim3SH'minZN4??H',lim4SH'min?0.96?56011?5001?537.6MPa

[?H4]???500MPa

（3）按齒面接觸強度條件計算中心距a 由參考文獻2中式8-45

'''500KT1?ZEZHZ?Z?a?(u?1)3??au?[?H]?'?mm ???2理論傳動比i23'?u'?3.13 轉矩T2?189.97N?m

齒寬系數?a?0.35（見參考文獻1表4-3）

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

○1使用系數KA，按參考文獻2表8-5，KA?1 ○2動載系數KV 齒輪圓周速度v??d3n23.14?98?219.1860000?60000?1.12ms

齒輪精度取8級

按參考文獻2圖8-21，KV?1.13

○3齒向載荷分布系數K? 按參考文獻2圖8-24，軟齒面，不對稱布置

?d?bd?0.71，K??1.11

3○4齒間載荷分配系數K? 端面重合度?1??[1.88?3.2(z?11.79

1z)]?2縱向重合度?r????1.79

由參考文獻2式（8-38），重合度??????r?1.79?1.79?3.58K??1.44

K?KAKVK?K??1?1.13?1.11?1.44?1.80?K'

原設計偏于安全，不再重新進行有關計算。（5）驗算輪齒彎曲強度

1）根據參考文獻2圖8-32（c）查得

?F',lim3?240MPa

?F',lim4?200MPa

2）接觸應力變化總次數

N3?60n2?Lh?60?219.18?1?24000?3.16?108

N4?60n3?Lh?60?70.02?1?24000?1.01?108

根據參考文獻2圖8-45查得壽命系數YN3?0.92，YN4?0.96（6）根據參考文獻2表8-8得SF'min?1.25

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

四、減速器軸的設計 1.軸的布置

a1?140mm，a2?200mm

bh1?54mm，bh2?49mm，bl1?75mm，bl2?70mm

考慮相鄰齒輪沿軸向不發生干涉，計入尺寸s?11mm

考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發生干涉，計入尺寸k?10mm 為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c?4mm 初取軸承寬度為n1?20mm，n2?22mm，n3?22mm 3根軸的支撐跨距分別為

l1?2?(c?k)?bh1?s?bl1?n1?2?(4?10)?54?11?75?20?188mm l2?2?(c?k)?bh1?s?bl1?n2?2?(4?10)?54?11?75?22?190mm l3?2?(c?k)?bh1?s?bl1?n3?2?(4?10)?54?11?75?22?190mm

2.高速軸的設計

A.選擇軸的材料及熱處理

小齒輪采用齒輪軸結構。選用45號鋼調質。

B.軸的受力分析 軸的受力簡圖如圖：

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

?Md1A?0.RBy?lAB?Fa1?2?Fr1?lAC?0.得到

RBy=120.23N ?MB?0.Fr1?lBC?Fd1a1?2?RAy?lAB?0.得到

RAy=509.30N 合成支撐反力為：RA?1334.48N,RB?474.66N（3）計算彎矩 水平面內：

MAX?MBX?0.MCx?RBxlBC?62908N?mm

豎直面內：

MAy?MBy?0.MCy??RAylAC?25974N?mm MCy??RBylBC?16472N?mm

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

減速器高速軸的結構如下圖：

3.中間軸的設計

A.選擇軸的材料及熱處理 選用45號鋼調質。

B.軸的受力分析 軸的受力簡圖如圖：

lAB?l3?190mm

lbl1BC?c?k?2?n32?52mm

lAC?lAB?lBC?138mm

（1）計算齒輪的嚙合力

FT2189.87t2?2000d?2000?2239.06N?1589.31NFr2?Ftan?nt2cos??1589.31?tan20?cos11?52'59''N?591.13NFa2?Ft2tan??1589.31?tan11?52'59''?334.44N

F2000T22000?189.97t3?d?398?3876.94NFr3?Ft3tan?n?3876.94?tan20??1411.10N（2）求支撐反力 在水平面內，有

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

M??RAylAC?12752N?mm M??Fr3lBD?(RBy?Fr3)lBC?40460N?mm

CyCyMDy?RBylBD?109813N?m

合成彎矩：

MA?MB?0

M?M22C?Cx?MCy??17951N?mmM22C??MCx?MCy??42386.6N?mm MD?M2DX?M2DY?219268N?mm

（4）合成扭矩T=Ft2·d2/2=189970N·mm

（5）軸的初步計算 根據參考文獻2式16-6，d?310M2?(?T)2[?]mm

根據參考文獻2表16-7，軸的材料為45號鋼調質處理，?b?637MPa

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

lAB?l3?190mm

ll1BC?c?k?b2?n32?62.5mm

lAC?lAB?lBC?127.5mm

（1）計算齒輪的嚙合力

F32000?571.47t4?2000Td?4302N?3784.57N

Fr1?Ft1tan?n?3784.57?tan20?N?1377.47N（2）求支撐反力 在水平面內，有

?MB?0.Ft4lBC?RAxlAB?0得到RAx=3784.57N ?MA?0.RBxlAB?Ft4lAC?0得到RBy=2539.65N 在豎直面內，有

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

（4）合成扭矩T?Ft4?d4/2?571470N?mm

（5）軸的初步計算 根據參考文獻2式16-6，d?310M2?(?T)2[?]mm

根據參考文獻2表16-7，軸的材料為45號鋼調質處理，?b?637MPa 根據參考文獻2表16-3，插值得[??1]?58.7MPa 取折算系數??0.6 代入得，d?310M2?(?T)2[?]?38.87mm

（6）軸的結構設計

按經驗公式，減速器輸入端的軸端直徑

dd?(0.3~0.35)dm?(0.3~0.35)?200?60~70mm

參考聯軸器標準軸孔直徑，取dd?72mm

安裝齒輪、聯軸器處軸肩結構尺寸按參考文獻1表5-1確定。減速器低速軸的結構如下圖：

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

根據參考文獻2表17-8，沖擊載荷系數fp?1.5。當量動載荷

Pr?fp(XFr?YFa)?1.5?(0.56?3507.75?2.30?334.44)N?4100.33N

11C?hn?js?PrL?P60Lr(106)?22157.96?Cr故所選軸承滿足壽命要求。

6209軸承：D?85mm,damin?52mm,B?19mm 3.低速軸滾動軸承的選擇

Fr?2702.64N,n?70.02rmin，Lh?2.5?16?300?12000h。

初選滾動軸承6013GB/T276，基本額定動載荷Cr?32000N，基本額定靜載荷C0r?24800N。

根據參考文獻2表17-8，沖擊載荷系數fp?1.5。當量動載荷

Pr?fpFr?1.5?2702.64?4053.96N11

C?js?PrL?Pr(60Lhn106)??14976?Cr故所選軸承滿足壽命要求。

6013軸承：D?100mm,damin?72mm,B?18mm

六、鍵和聯軸器的選擇 1.高速軸鍵和聯軸器的選擇

（1）高速軸的工作轉矩T1?45.16N?m，工作轉速為n1?960r/min。

根據參考文獻2表18-1，取工作情況系數K?1.75。計算轉矩Tc?KT?79.03N?m

根據參考文獻2附錄c-16,選聯軸器為 LX3聯軸器YA38?82YA32?82GB/T5014?2003。

許用轉矩[T]?1250N?m，許用轉速[T]?4750r/min

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

選A型普通平鍵。

d31?71mm,L31?70mm,L31?70?5~10mm?60~65mm '根據參考文獻2表16-8選取20?12?63GB1096：

b?20mm,h?12mm,L?63mm

根據參考文獻2表16-9查得許用擠壓應力[?p]?110MPa

?p?FA?4000Tdhl?62.39MPa?[?p]

滿足要求。

（2）根據參考文獻2表18-1，取工作情況系數K?1.75。計算轉矩Tc?KT?1069.28N?m

根據參考文獻2附錄c-16,選聯軸器為 LX4聯軸器YA55?112YA48?112GB/T4323。

許用轉矩[T]?2500N?m，許用轉速[n]?3870r/min 均符合要求。

（10）選A型普通平鍵。

d32?55mm,L11?112mm,L11?112?5~10mm?102~107mm '根據參考文獻2表16-8選取16?10?100GB1096：

b?16mm,h?10mm,L?100mm,l?84mm

根據參考文獻2表16-9查得許用擠壓應力[?p]?110MPa

?p?FA?4000Tdbl?4000?571.4755?10?84?49.48MPa?[?p]

滿足要求。

七、減速器潤滑方式潤滑劑及密封裝置的選擇

（一）潤滑：

由參考文獻1建議，齒輪采用浸油潤滑；當齒輪圓周速度v?12m/s時，圓柱齒輪浸油深度以一個齒高、但不小于10mm為宜，大齒輪的齒頂到油底面的距離≥30~50mm。軸承潤滑采用脂潤滑，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的13~12，采

（二）密封：

防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止潤滑劑的漏失。參閱參考文獻1，高低速軸密封圈為氈圈密封。箱體與箱座接合面的密封采用密封膠進行密封。

第五篇：機械設計課程設計--單級直齒圓柱齒輪減速器設計說明書

機械課程設計說明書

單級直齒圓柱齒輪減速器設計

設計題目 單級直齒圓柱齒輪減速器設計

學 院

___________________________ 專業班級 ___________________________ 設 計 人 ___________________________ 學 號

___________________________ 指導教師

_________________________ 完成日期

_________________________

目 錄

一、前言…………….…………………………………………2

二、設計任務…………….……………………………………2

三、計算過程及計算說明…………………………………….3

（一）電動機選擇…………………………………………….3

（二）計算總傳動比及分配各級的傳動比………………….4(三)運動參數及動力參數計算…………………………….4(四）傳動零件的設計計算…………………………………...5

（五）軸的設計計算及軸承的選擇計算……………………...9(六)鍵聯接的選擇及校核計算…………………………………….13

四、減速器的潤滑與密封……………………………………………..14 五 減速器箱體及其附件………………………………………………..15

六、設計小結……………………………………………………17

七、參考資料……………………………………………………19

一、前言（一)設計目的：

通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。(二)傳動方案的分析：

機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。-

本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了一級傳動，傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是單級直齒輪傳動。

二、設計任務

設計一臺用帶式運輸的直齒圓柱齒輪減速器運輸機運送沙子單向連續運轉載荷，有輕微沖擊，環境有輕度粉塵，使用期限八年，兩班制工作（每班8小時，每年按300天計算）。

原始數據：運輸帶工作拉力F=1800N；帶速V=1m/s；滾筒直徑D=200mm，帶速允許誤差＜5%。具體要求：

1、電動機類型確定

2、單機減速器的齒輪、軸、軸承、箱體等的設計及強度計算

3、A1裝配圖一張

4、編寫一份設計說明書

三、計算過程及計算說明

（一）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：

η總=0.96×0.99×0.99×0.97×0.99×0.96=0.86(2)電機所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =1800×1/1000×0.86 =2.09KW

3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×1/π×200 =95.49r/min 按手冊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I‘1=3～6。取V帶傳動比I’2=2～4，則總傳動比理時范圍為I‘a=6～24。故電動機轉速的可選范圍為n’d=I‘a×n筒=573～2291r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min等。

根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。

4、確定電動機型號

根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y112M-6。其主要性能：額定功率：2.2KW，滿載轉速940r/min，質量45kg

（二）計算總傳動比及分配各級的傳動比 總傳動比：i總=n電動/n筒=940/95.49=10 i2=i/2.5=4(三)、運動參數及動力參數計算

1、計算各軸轉速（r/min）V帶高速軸 nI=n電機=940r/min 減速器高速軸nII=nI/iV帶=940/2.5=376(r/min)減速器低速軸nIII=nII/ i減速器=376/4=94(r/min)

2、計算各軸的輸入功率（KW）V帶低速軸 PI=P工作=2.2KW 減速器高速軸 PII=PI×η帶=2.2×0.96=2.11KW 減速器低速軸 PIII=PII×η軸承×η齒輪= 2.03KW

3、計算各軸扭矩（N?m）電動機輸出軸 TI=9550×PI/nI =9550×202/940=22.35N?m 減速器高速軸 TII=9550×PII/nII =9550×2.11/376=53.59N?m 減速器低速軸 TIII=9550×PIII/nIII =9550×2.03/94=206.23N?m(四）傳動零件的設計計算

1、齒輪傳動的設計計算

（1）選擇齒輪材料及精度等級

考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS，取260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本P74表6-5選8級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齒面接觸疲勞強度設計

由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 確定有關參數如下：傳動比i齒=4 取小齒輪齒數Z1=24。則大齒輪齒數： Z2=iZ1=4×24=96 齒數比：u=i0=4 由課本取φd=0.75(3)轉矩T1 T1=22350N?mm(4)載荷系數k 由課本取k=1.2(5)許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由課本查得： σHlimZ1=710Mpa σHlimZ2=620Mpa 由課本P133式6-52計算應力循環次數NL NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109 NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108 由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=710×0.92/1.0Mpa =653.2Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=620×0.98/1.0Mpa =607.6Mpa 故得：

d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[1.2×22350×(6+1)/0.75×4×607]1/3mm =46.21mm 模數：m=d1/Z1=46.21/24=1.93mm 根據課本取標準模數：m=2mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度 根據課本 式

σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關參數和系數

分度圓直徑：d1=mZ1=2×24mm=48mm d2=mZ2=2×96mm=192mm 齒寬：b=φdd1=0.75×48mm=36mm 取b=40mm b1=45mm(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa 根據齒數Z1=20,Z2=120由表6-9相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)許用彎曲應力[σF] 根據課本 式：

[σF]= σFlim YSTYNT/SF 由課本圖 查得：

σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗齒輪的應力修正系數YST=2 按一般可靠度選取安全系數SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力

[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 將求得的各參數代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×20)×2.80×1.55Mpa =77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×120)×2.14×1.83Mpa =11.6Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(9)計算齒輪傳動的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(24+96)=100mm(10)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×48×940/60×1000 =2.36 m/s

（五）軸的設計計算及軸承的選擇計算 輸入軸的設計計算

1、按扭矩初算軸徑

選用40Cr調質，硬度217~255HBS 根據課本，取c=110 d≥110(2.11/382.1)1/3mm=19.44mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴選d=25mm

2、軸的結構設計

（1）軸上零件的定位，固定和裝配

單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定（2）確定軸各段直徑和長度

工段：d1=25mm 長度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=25+2×2×1.5=31mm ∴d2=31mm 初選用6207型深溝球軸承，其內徑為35mm, 寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直徑d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=45mm 由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3×2）=36mm 因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm Ⅴ段直徑d5=30mm.長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm(3)按彎矩復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d1=48mm ②求轉矩：已知T2=52780N?mm ③求圓周力：Ft 根據課本 式得

Ft=2T2/d2=52780/48=1099.583N ④求徑向力Fr 根據課本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=1099.58×tan200=400.21N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm(7)校核危險截面C的強度 由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×353 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。輸出軸的設計計算

1、按扭矩初算軸徑

選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）根據課本 取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=33.41mm 取d=35mm

2、軸的結構設計

（1）軸的零件定位，固定和裝配

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度

初選6209型深溝球軸承，其內徑為45mm，寬度為19mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。(3)按彎扭復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d2=192mm ②求轉矩：已知T3=20300N?mm ③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得 Fr=Ft?tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=49mm(六)鍵聯接的選擇及校核計算 軸徑d1=25mm,L1=50mm 查手冊得，選用C型平鍵，得：

鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm h=7mm 根據課本得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR]（2、輸入軸與齒輪聯接采用平鍵聯接

軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N?m 查手冊P51 選A型平鍵 鍵10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接 軸徑d2=50mm L2=50mm T=61.5Nm 查手冊P51 選用A型平鍵 鍵16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 據課本P243式（10-5）得

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

四、減速器的潤滑與密封 齒輪傳動的潤滑

高速級齒輪圓周轉速為2.0m/s 低速級齒輪圓周轉速為0.69m/s 所以選擇脂潤滑的潤滑方式，可用旋蓋式、壓注式油杯向軸承室加注潤滑脂。潤滑油牌號的確定及油量計算

減速器中傳動件通常用浸油（油浴）潤滑

選用牌號為L-AN32的全損耗系統用油，其主要用于一般機床齒輪減速箱、中小型機床導軌。油面高度為浸過高速級大齒輪一個全齒，油量計算： V=a×b×h=543×146×57=4.52×106mm3 軸承的潤滑

選用牌號為ZGN69-2的滾動軸承脂，該潤滑脂適用于各種機械設備的滾動軸承潤滑，適用工作溫度≤90°C 脂潤滑結構簡單、易于密封，但潤滑效果不如油潤滑，故常用于開式齒輪傳動、開式蝸桿傳動和低速滾動軸承的潤滑。

滾動軸承采用脂潤滑時，潤滑脂的填充量不應超過軸承空間的1/3~1/2。減速器的密封 選用氈圈密封方式。

其密封效果是靠矩形氈圈安裝于梯形槽中所產生的徑向壓力來實現的。其特點是結構簡單、價廉，但磨損較快、壽命短。它主要用于軸承采用脂潤滑，且密封處軸的表面圓周速度較小的場合，對粗、半粗及航空用氈圈其最大圓周速度分別為3m/s、5m/s、7m/s，工作溫度t≤90°C

五、減速器箱體及其附件（1）窺視孔和視孔蓋

窺視孔應設在箱蓋頂部能看見齒輪嚙合區的位置，大小以手能伸入箱體內檢查操作為宜。

窺視孔處應設計凸臺以便于加工。視孔蓋可用螺釘緊固在凸臺上，并考慮密封。（2）通氣器

通氣器設置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內部制成一定曲路，并設置金屬網。

選擇通氣器類型的時候應考慮其對環境的適應性，其規格尺寸應與減速器大小相適應。（3）油面指示器

油面指示器應設置在便于觀察且油面較穩定的部位，如低速軸附近。

常用的油面指示器有圓形油標、長形油標、管狀油標，油標尺等形式。

油標尺的結構簡單，在減速器中較常采用。油標尺上有表示最高及最低油面的刻線。裝有隔離套的油尺可以減輕油攪動的影響。

油標尺安裝位置不能太低，以避免油溢出油標尺座孔。（4）放油孔和螺塞

放油孔應設置在油池的最低處，平時用螺塞堵住。采用圓柱螺塞時，座箱上裝螺塞處應設置凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以避免排油不凈。（5）起吊裝置

吊環螺釘可按照起重量選擇。為保證起吊安全，吊環螺釘應完全擰入螺孔。箱蓋安裝吊環螺釘處應設置凸臺，以使吊環螺釘孔有足夠深度。

箱蓋吊耳、吊鉤和箱座吊鉤的結構尺寸在設計時可以進行適當修改。（6）定位銷

常采用圓錐銷作定位銷。兩定位銷之間的距離越遠越可靠，因此，通常將其設置在箱體聯接凸緣的對角處，并應作非對稱布置。定位銷的長度應大于箱蓋、箱座凸緣厚度之和。（7）起蓋螺釘

起蓋螺釘設置在箱蓋聯接凸緣上，其螺紋有效長度應大于箱蓋凸緣厚度。起蓋螺釘直徑可與箱蓋凸緣螺釘直徑相同，螺釘端部制成圓柱形并光滑導角或制成半球形。

六、設計小結

一個星期的課程設計結束了。這一個星期以來，我是感慨良多，有痛苦也有快樂，發過火，流過汗，學到的東西也很多。大家常掛在嘴邊的一句話：哥畫的不是圖，畫的是寂寞。但經過了那么多天的奮戰，當我們平生最大的一幅圖在我們自己的設計中成型時，我們才發現：我們畫的不是寂寞，而是成功的歷程。成就感在我們的心中蕩漾……

首先,我要感謝頂著炎熱的天氣在教室里指導我們的陳老師,是他在我們幾乎絕望的時候給了我們鼓勵,給了我們信心,也是他在我們遇到困難的時候出現在我們的身邊。

通過一個星期的學習與實踐，我知道了在設計的過程中必須嚴肅認真，刻苦專研，一絲不茍，精益求精，才能在設計思想，方法和技能各方面獲得較好的鍛煉與提高。必須發揮設計的主動性，主動思考問題分析問題和解決問題設計中要正確處理參考已有資料和創新的關系。熟悉和利用已有的資料，既可避免許多重復的工作，加快設計進程，同時也是提高設計質量的重要保證。善于掌握和使用各種資料，如參考和分析已有的結構方案，合理選用已有的經驗設計數據，也是設計工作能力的重要方面。機械設計應邊計算，邊繪圖，邊修改，設計計算與結構設計繪圖交替進行，這與按計劃完成設計任務并不矛盾，應從第一次設計開始就注意逐步掌握正確的設計方法。

安排課程設計的基本目的，在于通過理論與實際的結合、人與人的溝通，進一步提高思想覺悟。尤其是觀察、分析和解決問題的實際工作能力，以便培養成為能夠主動適應社會主義現代化建設需要的高素質的復合型人才。-

作為整個學習體系的有機組成部分，課程設計雖然安排在一周進行，但并不具有絕對獨立的意義。它的一個重要功能，在于運用學習成果，檢驗學習成果。運用學習成果，把課堂上學到的系統化的理論知識，嘗試性地應用于實際設計工作，并從理論的高度對設計工作的現代化提出一些有針對性的建議和設想。檢驗學習成果，看一看課堂學習與實際工作到底有多大距離，并通過綜合分析，找出學習中存在的不足，以便為完善學習計劃，改變學習內容與方法提供實踐依據。

對我們非機械專業的本科生來說，實際能力的培養至關重要，而這種實際能力的培養單靠課堂教學是遠遠不夠的，必須從課堂走向實踐。這也是一次設計工作的預演和準備。通過課程設計，讓我們找出自身狀況與實際需要的差距，并在以后的學習期間及時補充相關知識，為求職與正式工作做好充分的知識、能力準備，從而縮短從校園走向社會的心理轉型期。課程設計促進了我系人才培養計劃的完善和課程設置的調整。課程設計達到了專業學習的預期目的。在一個星期的課程設計之后，我們普遍感到不僅實際動手能力有所提高，更重要的是通過對機械設計流程的了解，進一步激發了我們對專業知識的興趣，并能夠結合實際存在的問題在專業領域內進行更深入的學習。

課程設計需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神,有時可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關, 雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。最后出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！-

至于此次課程設計中的不足，我將在今后的學習的加以改進，不斷的完善自己，認真學習自己的專業知識，希望在畢業的時候能成為一個合格的工科人才。

七、參考資料目錄

機械設計（機械設計基礎）課程設計 高等教育出版社 1995年12月版 機械設計基礎 湖南大學出版社 2005年8月版