毕业设计（论文）-阀门电动装置的设计

单位代码 2 学 号 分 类 号 密 级 毕业设计说明书阀门电动装置的设计院（系）名 称 工学院 专 业 名 称 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名 指 导 教 师 2012 年 5 月 6 日毕业设计说明书 第 VI 页阀门电动装置的设计全套图纸加扣 3012250582摘要阀门是管道系统中的重要部件。阀门电动装置是实现阀门程控、自控和遥控不可缺少的驱动设备，其运动过程可由行程、转矩或轴向推力的大小来控制。它是用来截断或调节管道系统中介质流量的为了减轻运行人员的体力劳动强度在各个部门中已经广泛使用电动阀门，电动阀门是由阀门电动装置和阀门本体共同组成的。阀门电动装置有时也称阀门驱动器，阀门控制器，后来统一称为电动装置。电动装置从五十年代就开始广泛用于各个工业部门中，但它的主要只是代替人力去操作那些大口径的阀门，因此技术要求简单在使用时大多还需人力进行辅助操作。从六十年代，我国各个工业部门开始应用自动控制技术和电子计算机应用对电阀门提出了新的要求，为此、开始制造并在各个工业部门中应用了一些新型的，能适应自动化要求的阀门装置。电动阀门是由阀门电动装置和阀门组合成一体的管道附件。它可以接受运行人员或自动截断或调节管道中的介质流量。电动装置和阀门本身都是独立的部件。为保证电动装置的工作性能良好，除了必须有良好的阀门电动装置外，还应使二者能很好地协调工作。在电站中通常需要配用电动装置的阀门有闸阀、节止阀、蝶阀和球阀等。这次设计阀门电动装置，我们根据阀门电动装置的实际应用情况，参考一些其它资料来设计，由于我们的工作不够深入，实践经验不足，错误之处还望各位老师指正。关键词：阀门；电动装置；驱动器The valve electric device design AbstractThe valve is an important component in the piping system. Valve electric device is a valve program control, automation, and remote drives indispensable to control the size of the course of the campaign can be stroke, torque or axial thrust. It is used to cut off or adjust the medium flow in the piping system in order to reduce the physical strength of running staff in various departments has been widely used electric valve, electric valve is composed of electric valve actuators and valve body. Valve electric device is sometimes also known as the valve actuator, the valve controller, later known as the unified electric device.Electric devices from the 1950s are widely used in various industrial sectors, but its mainly just replace the manpower to operate the valves of large diameter, so the technical requirements for auxiliary operation in the use of most of the needed manpower. Sixties, China began the application of automatic control technology and computer applications, new power valve, and began manufacturing and a number of new applications in various industrial sectors, can meet the requirements of the automation of various industrial sectors the valve device.The electric valve piping accessories into one by the electric valve actuators and valve combination. It can accept the media in the run or automatic cut off or adjust the pipeline flow. Electric devices and valves are independent components. In order to ensure good performance of electrical devices must have a good valve electric device, but also to make the two can work well coordinated. In the power plant usually requires valve, the section stop valve, butterfly valve and ball valve with electric devices.The design of the valve electric device, based on the actual application of the valve electric device, reference data, our work is not thorough enough, and the lack of practical experience in the wrong place but also hope the teacher corrected.Keywords: valves; electrical installations; drive目录1 绪论12 设计任务书22.1工作条件22.2设计工作量23、拟定传动方案34、电动机的选择、传动系统运动和动力参数的选择54.1电动机选择54.2选择电动机容量54.3确定电动机的转速54.4计算运动和动力参数54.4.1各轴的功率54.4.2各轴的转矩65 传动零件的设计计算75.1 选择蜗杆传动类型75.2 选择材料75.3按齿面接触疲劳强度进行设计75.3.1确定作用在蜗轮上的转矩T275.3.2确定载荷K75.3.3确定弹性影响系数75.3.4确定接触系数Z75.3.5确定许用接触应力H85.3.6计算中心距85.4 蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸85.4.1蜗杆85.4.2蜗轮85.5校核齿根弯曲疲劳强度95.6精度等级公差和表面粗糙度的确定95.7热平衡核算96 轴的设计和计算116.1 电动机轴设计116.2蜗杆轴的设计116.3蜗杆轴的受力分析及强度校核136.3.1画轴的受力简图，如图6-1136.3.2支承反力136.3.3画弯矩图，如图6-1146.3.4画转矩图 如图6-1146.3.5校核轴的强度146.4蜗轮轴的设计166.5蜗轮轴的受力分析及强度校核167键及轴承的选择校核217.1电动机轴上的键由电动机轴直径选择217.2校核蜗杆轴轴承寿命217.3 校核涡轮轴轴承强度228箱体设计238.1箱体的壁厚及其结构尺寸的确定238.1.1轴承座联接螺栓凸台结构尺寸的确定238.2箱盖顶部外表面轮廓的确定248.3油面位置及箱座高度的确定248.4箱体结合面的密封248.5导油沟的形式和尺寸258.6箱体应该有良好的结构工艺性258.6.1铸造工艺性258.6.2机械加工工艺性258.7箱体结构尺寸的确定25设计总结27致谢28参考文献29黄河科技学院毕业设计说明书 第 30 页1 绪论阀门是石油、化工、电站、长输管线、宇航以及海洋采油等国民经济各部门不可缺少的流体控制设备。上述工业的发展和需要，推动了阀门工业的发展。近年来，在满足各方面高参数新要求的同时，对阀门的结构、材料和生产工艺等方面，对如何做到更好地提高性能、可行性及降低成本等也予以密切关注。因此，对阀门要求进一步严格控制内在质量阀门电动装置是实现阀门程控、自控和遥控不可缺少的驱动设备，其运动过程可由行程、转矩或轴向推力的大小来控制。由于阀门电动装置的工作特性和利用率取决于阀门的种类、装置工作规范及阀门在管线或设备上的位置。自80年代我国改革开放至今，我国的化工行业得到了长足的发展，发生了翻天覆地的变化，化工设计行业也随之发生了很大的变化。由于国外先进技术的不断引进及国内化工技术开发力度的不断加大，化工产品种类不断增多，品种越来越齐全.随着国家经济水平的提高，化工设计行业对阀门制造业的要求也越来越高，尤其是对阀门的性能的可靠性、耐用性等要求越来越高。电动阀门广泛应用于市政和工矿企业的给排水系统，电动阀门由电动装置，阀门本体，连接附件和控制箱等组成，电动阀门一般是由给排水专业选型的，给排水专业技术人员在工程设计时须对阀门的电动装置提出具体的功能要求，在实际工程中经常会发生在现场安装时，阀门电动驱动装置与控制系统冲突不匹配的现象。这通常是由于在确定电动装置的功能需求时有不合理或是不完善的地方。阀门电动装置一般由下列部分组成：专用电动机减速机构，用以降低电动机的输出转速；行程控制机构，用以调节和准确控制阀门的启闭位置；转矩限制机构，用以调节转矩并使之不超过预定值；手动、电动切换机构，进行手动或电动操作的连锁机构；开度指示器，用以显示阀门在启闭过程中所处的位置。其中，行程控制机构、转矩限制机构、手动、电动切换机构及开度指示器等合称为电动执行器。2 设计任务书设计题目输出力矩输出速度工作时间阀门电动装置350N.M30r/min15年2.1工作条件阀门电动装置载荷平稳，工作允许误差为5%每年按300个工作日计算，使用期限为十年，大修4年单班，工厂小批量生产。 2.2设计工作量每个学生应完成：装配图一张（A0）。零件图3张。设计说明书1份。3、拟定传动方案确定传动传动方案，传动装置总传动比为50，输出速度nw =30r/min，若选用同步转速为1500或1000r/min的电动机可以粗估出传动装置总传动比为，根据这个传动比及工作条件订出图示两种方案.图3-1图3-2方案3-1虽然结构简单制造方便但是由于齿轮传降速比不大，致使降速过小，整个传动装置的结构尺寸过大，达不到降速要求，而且还不利于在以后的设计中加入控制装置。方案3-2电动装置结构简单、紧凑，降速传动由于采用了蜗轮蜗杆所以能够实现较大的降速传动，满足使用要求。4、电动机的选择、传动系统运动和动力参数的选择4.1电动机选择目前用于电动装置的电动机绝大多数都是阀门专用电动机。这主要由于阀门专用电动机的结构简单、效率高、运行可靠和价格低廉选用YDF型全封三相异步电动机。 4.2选择电动机容量Pd=Pw/Pw=F v/1000=122式中1是轴承的传动效率,2是蜗杆传动效率其大小分别为0.99 , 0.8 ，由于已知T=350N.M n=30r/min由T=9550P/n得： Pd=1.1kw4.3确定电动机的转速 nw=30r/min蜗轮为：i2 =50nd = i1 nw=5030=1500r/min查阀门专用电机设计手册选择电动机型号为：YDF311额定公率p/kw同步转速n满载转速启动转距最大转矩1.11500r/min1440r/min32 .84.4计算运动和动力参数4.4.1各轴的功率轴的输入功率：p1=pd 01=1.1kw轴的输入功率：p2= p112=1.10.80.99=0.87kw4.4.2各轴的转矩电动机输出转矩：Td=9550 pd/ nm=7.30NM轴的输出转矩：T1= Td =7.30NM轴的输出转矩：T2= T112i蜗=7.300.80.9950=289.08NM5 传动零件的设计计算5.1 选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用圆弧圆柱蜗杆（ZC）5.2 选择材料考虑到蜗杆传递功率不大并对重量及结构尺寸无特殊要求，速度只是中等故蜗杆用45钢，因希望效率高一些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火、硬度为45-55HRC,蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属模铸造。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5.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动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传动中心距： A 5.3.1确定作用在蜗轮上的转矩T2按Z1=1取效率=0.7T2=9.55106P2n2=9.551061.10.71440/50Nmm=255000Nmm5.3.2确定载荷K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数K=1，机械设计270页查表11-5取KA=1.15，由于转速不高，冲击不大，可取KV=1.05；则 K=KAKKV =1.1511.051.215.3.3确定弹性影响系数因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa1/25.3.4确定接触系数Z先假设分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.3，从图11-18中查得Z=2.75.3.5确定许用接触应力H根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，金属铸造膜，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力H=268MPa应力循环次 N=60jn2Lh=60114405072000=1.24108寿命系数 KHN81071.24107=0.730则 H=KHNH=0.730268MPa=196MPa5.3.6计算中心距由 a31.212550001602.71962mm=114.3mm，取a=125mm, i=50从表11-2中查得m=4，蜗杆分度圆直径d1=44。这时d1/a=0.352，从图11-18中查得2.60，因，因此以上计算结果可用。5.4 蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸5.4.1蜗杆轴向齿距 =12.56mm；直径系数q=11；齿顶圆直径 =52mm；齿根圆直径df1=34.4mm分度圆导程角r=51124；蜗杆轴向齿厚 7.85mm5.4.2蜗轮蜗轮齿数z2=50；变位系数x2= +0.75；验算传动比i = z2/z1=50；传动比误差为0蜗轮分度圆直径 d2=mz2=450=200mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=200+25=210mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=188mm蜗轮咽喉母圆半径 rg2= a-0.5da2=22.5mm5.5校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 zv2=z2(cos)3=50(cos5.19)3=51.55由此，根据x2= +0.75, zv2=51.55查表11-19可得齿形系数YFa2=2.01螺旋角系数 Y=1-140=1-5.19140=0.963许用弯曲应力 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56MPa寿命系数 KFN=91061.24108=0.585 F=560.585MPa=32.76MPaF=1.531.212550004420042.010.963MPa=25.960MPa 满足弯曲强度。5.6精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 100891988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T 100891988。5.7热平衡核算由于摩擦损耗的功率，则产生的热流量为P蜗杆传递的功率以自然方式箱体的表面传热系数，可取；S内表面能被论化油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为m2；取S=0.5 m2油的工作温度，可取；周围空气的温度，常温情况可取；按热平衡条件，可求得在即定工作条件下的油温 满足温度要求。6 轴的设计和计算6.1 电动机轴设计 电动机型号：YDF311系列电机。 轴的直径D=16mm 轴长为L=320mm6.2蜗杆轴的设计蜗杆副上作用力的计算为后续轴的设计及校核，键的选择，验算及轴承的选择和校核提供数据。计算项目计算及说明计算结果已知条件高速轴传递的转矩T1=7300Nmin,转速1440r/min，蜗杆分度圆直径d1=44mm,低速轴传递的转矩T2=289080Nmm,涡轮分度圆直径d2=200mm蜗杆上的作用力圆周力Ft1=2T1d1=2730044N=331.8N,其方向与力作用点圆周速度方向相反轴向力Fa1=Ft2=2T2d2=2289080200N=2890.8N,与涡轮的转动方向相反径向力Fr1=Fa1tann=2890.8tan20=1052.17N,其方向由力的作用点指向轮1的转动中心Ft1=331.8NFa1=2890.8NFr1=1052.17N涡轮上的作用力涡轮上的轴向力，圆周力，径向力分别与蜗杆上相应的圆周力，轴向力，径向力大小相等，方向相反表6-1初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢1 轴段的结构设计 当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：dC3Pn=13531.11440=12.34因为轴段上需要连接电动机轴，电机轴与轴段之间通过平键连接，已知电动机轴径为16mm，为保证轴段的强度，暂取轴段轴径d1=39mm，长度L1由电动机配套法兰盘确定，查阀门专用电机手册，确定长度L1=36mm,根据电机轴径查表4-1得键公称尺寸bh=55,键长取25mm段的结构设计轴段和上安装轴承，考虑到蜗杆受径向力和轴向力，所以选用角接触轴承，轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列，现暂取轴承为7008AC,查表6-6,查的轴承内径d=40mm,外径D=68mm，宽度B=15mm，内圈定位轴肩直径da=46mm,外圈定位轴肩Da=62mm,故d2=40mm，蜗杆轴承选用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距离箱体内壁距离取3=5mm,通常一根轴上的两个轴承型号相同，则d7=40mm,为了蜗杆轴轴承很好的润滑，通常油面高度应到达最低滚动体中心，在此油面高度高出轴承座孔底边12mm，而而蜗杆浸油深度应为（0.751）h10.75113.861014mm,蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为（D-da1）/22.2mm,油面浸入蜗杆约0.75个齿高，因此不需要甩油环润滑蜗杆，轴段长度L2=B=15mm轴段的结构设计该段轴段直径可取轴承定位轴肩的直径，则d3=d5=46mm,轴段和的长度可有涡轮外圆直径，涡轮齿顶外圆与内壁距离1=10mm和蜗杆宽b1=52mm,及壁厚，凸台高，轴承座长度确定，即L3=L6=de22+1+t-L+3-b12 =(2182+10+10+2-10+5-522) =100mm轴段的结构设计轴段即为蜗杆段长L4=b1=91mm,分度圆直径为44mm,蜗杆齿顶圆直径为52mm轴段的结构设计轴段上面安装轴承和轴承端盖，取长度L6=50mm轴段的结构设计轴段上安装手轮，查机械设计手册取d7=22mm长度L7=29mm,手轮与轴之间有平键连接，根据轴径选取平键公称尺寸bh=66,长度取12mm6.3蜗杆轴的受力分析及强度校核6.3.1画轴的受力简图，如图6-16.3.2支承反力 在水平平面上RAH=RBH=Ft1l3l2+l3=331.8145.5145.5+145.5=165.9N在垂直平面上为RAV=Fr1l3+Fa1d1/2l2+l3=1052.17145.5+2890.844/2145.5+145.5N=744.63NRBV=Fr1-RAV=1052.17N-744.63N=307.54N轴承A的总总支承反力为RA=RAH2+RAV2=165.92+744.632N=762.89N轴承B的总支承反力为RB=RBH2+RBV2=165.92+307.542N=349.43N6.3.3画弯矩图，如图6-1在水平平面上，蜗杆受力点截面为M1H=RAHl2=165.9145.5Nmm=24138.45Nmm在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为M1V=RAVl2=744.63145.5Nmm=108343.67Nmm蜗杆受力点截面右侧为M1V=RBVl3=307.54145.5Nmm=44747.07Nmm合力弯矩，蜗杆受力点截面左侧为M1=M1H2+M1V2=24138.452+108343.672Nmm=111000.07Nmm蜗杆受力点截面右侧为M1右=M1H2+M1V2=24138.452+44747.072Nmm=50842.55Nmm6.3.4画转矩图 如图6-16.3.5校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面，其抗弯截面系数为W=df1332=34.4332=3994.43mm3抗扭截面系数为WT=d3316=34.4316=7988.86mm3最大弯曲应力为1=M1W=111000.073994.43MPa=27.79MPa扭剪应力为=T1WT=73007988.86=0.91MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6则当量应力为e=12+42=27.792+40.60.912=27.81MPa由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa,则由表8-32用插值法查得轴的许用应力-1b=60MPa ,e-1b，用淬火钢比调质钢强度高，所以强度满足要求图6-16.4蜗轮轴的设计轴段的结构设计因涡轮轴要与阀门连接，故而需设计成空心轴，根据导师要求空心部分轴径设计d=46mm,与阀门连接处轴段外径d1=65mm,长度L1由端盖厚度，轴承宽度，挡油环等确定，暂取L1=70mm轴段的结构设计轴段需要定位轴承，故根据定位轴肩的高度h=（0.070.1）d,即h=（4.556.5）mm,取轴段直径d2=76mm,长度L2=29mm轴段的结构设计轴段需要定位涡轮，由公式h=(0.070.1)d，取d3=102mm，L3=22mm轴段的结构设计轴段上需要安装涡轮，因涡轮轴是空心轴，为了保证键的强度，应当把壁厚加厚，取d4=86mm，L4=34mm轴段的结构设计轴段与轴段的作用一样，起到定位轴承的作用，故而d5=76mm，L5=53mm轴段的结构设计轴段与轴段一样，对称安装轴承，d6=65mm，L6长度由轴承端盖长度确定，取L7=58mm6.5蜗轮轴的受力分析及强度校核画轴的受力简图 如图6-2支承力 在水平平面上为RAH=RBH=-Ft22=-2890.82N=1445.4N负号表示与图示方向相反在垂直平面上为RAV=-Fr2l3-Fa2d22l2+l3=-1052.1769-331.8200/269+69N=-766.52NRBV=-Fr2-RAV=-1052.17N+766.52N=-285.65N轴承A的总支承反力为RA=RAH2+RAV2=1445.42+766.522N=1636.07N轴承B的总支承反力为RB=RBH2+RBV2=1445.42+285.652N=1473.36N画弯矩图 如图6-2在水平平面上，涡轮受力点截面M2H=RAHl2=-1445.469Nmm=-99732.6Nmm在垂直平面上，涡轮受力点截面左侧为M2V=RAVl2=-766.5269Nmm=-52889.88Nmm涡轮受力点截面右侧为M2V=RBVl3=-285.6569Nmm=-19709.85Nmm合成弯矩，涡轮所在轴剖面左侧为M2=M2H2+M2V2=-99732.62+52889.882Nmm=112889.02Nmm涡轮所在轴剖面右侧为M2=M2H2+M2V2=-99732.62+19709.852Nmm=101661.54Nmm转矩图如图6-2所示，T2=289080Nmm由弯矩图可知，涡轮处轴剖面弯矩最大，且作用有转矩，故此剖面为危险剖面，其弯矩剖面系数为W=d4232-d232=86332-46332mm3=52861.9mm3抗扭截面系数为WT=2W=105723.8mm3最大弯曲应力为b=MW=112889.0252861.9MPa=2.14MPa扭剪应力为=T2WT=289080105723.8=2.73MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故折合系数=0.6，则当量应力为e=b2+42=2.142+40.62.732MPa=3.91MPa由表8-26用插值法查得45钢调质处理抗拉弯度极限B=650MPa，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e-1b，强度满足要求。图6-27键及轴承的选择校核7.1电动机轴上的键由电动机轴直径选择D=16 bh =55校核键连接 p=4T1d1hl=4730022612MPa=18.43MPa涡轮处键连接的挤压应力为p=4T2d4hl=4289080861428MPa=34.30MPa键、轴及联轴器的材料都为钢，由表8-33查得 p=125150MPa,pS1则两轴承的轴向力分别为Fa1=S2+A=3030.58N Fa2=S2=139.78因R1R2， Fa1Fa2 故只需校核轴承1的寿命计算轴承1的当量载荷由Fa1/Co=3030.58/15200=0.199，查表11-9得e=0.50，因Fa1/R1=3030.58/762.89=3.97e，故X=1，Y=0，则当量动载荷为P=XR1+YFa1=1762.89N=762.89N轴承在100以下工作，查表8-34得fT=1，对于减速器，查表8-35得载荷系数fP=1.5，轴承1的寿命为Lh=10660n1fTCfPP3=1066015001200001.5762.89h=59318hLhLh，故轴承寿命足够7.3 校核涡轮轴轴承强度计算轴承的轴向力 由表11-9查7213C轴承得C=69800N,C0=55200N。由表9-10查的7213C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为S1=0.4R1=0.41636.07N=654.4NS2=0.4R2=0.41473.36N=589.3N外部轴向力A=331.8N S1+A=654.4+331.8N=986.2NS2则两轴承的轴向力分别为Fa2=S1+A=986.2N Fa1=S1=654.4N计算当量动载荷由Fa1/Co=654.4/55200=0.39，查表11-9得e=0.39，因Fa1/R1=654.4/1636.07=0.39=e，故X=1，Y=0，则当量动载荷为P1=XR1+YFa1=11636.07N=1636.07N由Fa2/Co=986.2/55200=0.017，查表11-9得e=0.39，因Fa2/R2=986.2/1473.36=0.67e，故X=0.44，Y=1.45，则轴承2当量动载荷为P2=XR2+YFa2=0.441473.36+1.45986.2N=2078.3N校核轴承寿命因P1Lh，故轴承寿命足够8箱体设计电动装置箱体起着支承和固定轴系零件、保证轴系运转精度、良好润滑及可靠密封等重要作用。设计箱体结构，应保证有足够的刚度和良好的工艺性。箱体要有足够的刚度，箱体的刚度不够，会在加工的过程中产生不允许的变形，从而引起轴承座孔中心线歪斜，在传动中产生偏载，导致运动副加速磨损，影响电动装置以及减速器正常工作。而箱体的刚度主要取决于箱体的壁厚、轴承座螺栓连接的刚度和肋板的尺寸。8.1箱体的壁厚及其结构尺寸的确定箱体要有合适的壁厚。对于铸造箱体，壁厚应该满足壁厚最小厚度要求，同时壁厚应尽可能一致，并采用圆弧过渡。铸造箱体壁厚与结构尺寸可以参考机械设计课程设计表5-1，焊接箱体多由钢板A3焊成。本设计中结合闸阀电动装置工作条件，我们可以选铸造的箱体。轴承座承受较大的载荷，应该较高的刚度。轴承座孔采用凸缘式轴承端盖，其厚度可以参考机械设计手册。为了进一步提高轴承座刚度，我们可以设置外置式支撑肋板。为了保证蜗杆传动的啮合质量，大端盖与箱体采用配合，端盖内部可设置肋板，以提高刚度。端盖上面装有起盖螺钉，以方便拆卸。8.1.1轴承座联接螺栓凸台结构尺寸的确定(1)轴承座联接螺栓位置的确定为了提高剖分式箱体轴承座处的联接刚度，座孔两侧的联接螺栓应该尽量靠近，轴承座凸台上面的螺栓孔德间距s不应过小，否则螺栓孔容易与轴承端盖螺栓孔或箱体轴承座的输油沟相干涉，造成漏油和油沟失去供油作用。（2）凸台高度h的确定：凸台高度应该能够保证安装时有足够的空间，高度h可以根据最大的那个轴承座孔旁联接螺栓的中心线位置和保证装配时有足够的空间用作图法来确定，为了加工方便，各轴承座凸台高度应尽量一致，并按最大轴承座凸台高度来确定。考虑铸造拔模，图胎侧面的斜度可以取1:20。8.2箱盖顶部外表面轮廓的确定对于铸造箱体，箱盖顶部外轮廓常以圆弧和直线组成。大齿轮一侧的箱盖外表面圆弧半径R，一般与大齿轮成同心圆。R=，为大齿轮齿顶圆直径，为箱盖壁厚，为内壁到齿顶圆的距离，查机械设计手册表5-5，大齿轮一侧，可以轴心为圆心，以R为半径画出圆弧作为箱盖顶部的部分轮廓，一般情况下大齿轮轴承座凸台均处于箱盖圆弧的内侧。由于高速轴上面齿轮较小，所以在高速轴一侧，用上面的公式求得的数据往往会使小齿轮轴承座凸台超过箱盖圆弧。一般最好使小齿轮轴承座凸台在箱盖圆弧内，这是可以取圆弧半径R大于R1（R1为小齿轮轴心到凸台处的距离，半径R圆心可以不在轴心上）。8.3油面位置及箱座高度的确定由于减速器的传动件速度v12m/s,因此采用浸油润滑，所以箱体内部应该有足够的油，以保证充分润滑。为了避免传动零件转动时将沉积在油池底面的污物搅起，造成齿面磨损，应该使大齿轮的齿顶圆距箱底内部的距离大于.30-50mm，即齿轮中心距离箱底内壁H1da2/2+(30-50)mm,箱座高度Hda2/2+(30-50)+ +(35)mm, 为箱座壁厚。选定一个H1值，再结合浸油深度作图，就可以确定油面高度。有了油面高度，就可以计算出箱体的贮油量，为了保证润滑和散热，应该按照传动功率大小进行计算。单级减速器每传递1kw的功率，需油量v=(0.350.7) ,（油的粘度低，用小值：油的粘度高，即用大值）。8.4箱体结合面的密封为了保证箱盖与箱座结合面的密封，常在结合面上面涂密封胶，常用的密封胶有601密封胶，7302密封胶以及液体尼龙密封胶等（为了保证轴承与座孔的配合精度，在接合面上不允许用加垫片的方法来密封）。为了保证密封，箱盖与箱座凸缘联接螺栓间距 也不宜过大，一般为150200mm，并尽量均匀布置。另外，对接合面的几何精度和表面粗糙度应有一定的要求，其表面粗糙度应不大于Ra6.3m，密封要求高的表面要经过刮研。为了提高密封性，可在箱座凸缘上面铣出回油沟，使渗入接合面上面的有可以沿回油沟的斜槽重新流回箱体内部，回油沟尺寸与导油沟尺寸一致。8.5导油沟的形式和尺寸当轴承利用箱内传动件飞溅起来的润滑油润滑时，通常在箱座的剖分面上开设导油沟，在箱盖上制出斜口，使飞溅到箱盖内壁的油经过斜口流入导油沟，再经轴承段盖上的导槽流入轴承。 由于机械加工油沟加工方便，油流动时的阻力较小，我们就采用机械加工油沟。 图8-1 导油沟尺寸及形状a =58mm b=610mm c=35mm8.6箱体应该有良好的结构工艺性8.6.1铸造工艺性（1）考虑到液态金属流动的畅通性，力求铸件结构简单，且壁厚不可太薄，最小壁厚可以参考机械设计课程设计附表1-19。为了避免因为冷却不均匀而造成的内应力裂纹和缩孔，结构变化不出现金属局部累积，倾斜面不宜制成锐。铸件各部分的壁厚应力求均匀，尺寸变化平缓过渡，内外转折处应有铸造圆角。铸造过渡斜度，铸造内外圆角等尺寸可参考机械设计课程设计附表1-20和附表1-21。（2）为了便于制模、造型，铸件外形应力求简单、统一（个轴承座凸台高度应该一致）。为了造型时拔模方便，铸件表面沿拔模方向上有孤立的突起结构时，应该尽量连成一体，以简化拔模过程。（3）铸件还应尽量避免出现狭缝，因这时砂型强度差，在取模和浇注时容易形成废品。8.6.2机械加工工艺性（1）设计箱体结构形状，应尽可能减少机械加工面积，以提高劳动生产率，并减少刀具磨损。其次，为了保证加工精度和缩短加工时间，应尽量减少在机械加工过程中道具的调整次数。同一轴线上的两个轴承座孔直径应尽量一致，以便于镗孔和保障镗孔精度。各个轴承孔外端面都应在同一平面上面。（2）箱体的任何一个加工面都要与非加工面严格分开，不使它们在同一个平面上。支撑螺栓头部或螺母的支撑面，采用凹下结构。8.7箱体结构尺寸的确定主要的结构尺寸可以由上面的数据确定，其他的结构和尺寸可以适度的类比同类的零件，用经验设计。设计总结随着毕业日子的到来，毕业设计也接近了尾声。经过几周的奋战毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的认识太片面了。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白了自己知识还是比较欠缺，自己要学习的东西还有很多，以前老觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次毕业设计，我们才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己的综合素质。在这次的毕业设计中也使我们的同学关系更进一步，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。不管学会的还是学不会的，的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何下手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结