设计说明书示例.doc

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除计算过程及计算说明 一、传动方案的选择依据设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1） 工作条件：使用年限15年，每年300天，每天16个小时，单向运转，载荷稳定。（2） 原始数据：输送带牵引力F=4000N；带速V=1.3m/s；输送带鼓轮直径D=180mm；该传动方案能够满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、操作维护方便。带传动传动平稳，缓冲吸振能力强。缺点是：带传动承载能力较低，不适应繁重的工作要求和恶劣的工作环境。二、电动机选择1、电动机类型的选择： 本减速器在常温下连续工作，载荷平稳，对起动无特殊要求，但工作环境灰尘较多，故选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压为380V。结构形式为卧式电动机。2、电动机功率选择：（1）工作机所需功率 (2) 电动机到输送带的总效率为 由表127查得：V带传动效率；滚子轴承效率（两对齿轮轴轴承和一对卷筒轴轴承）；齿轮副效率 （齿轮精度为8级）；齿轮联轴器效率；卷筒效率 （3）电动机的工作功率 查表131，选电动机额定功率为75kW。3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/（D）=6010001.3/（180）=138r/min 按表126推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比；由表21知，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min。根据容量和转速，由表131查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案。可选电动机参数比较方 案电动机型号额定功率 /（kW）电动机转速 /（rmin1）同步转速满载转速1Y132S227.5300029002Y132M47.5150014403Y160M67.51000970综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M-4。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/138=10.432、分配各级传动比（1） 据指导书，取齿轮减速器i=5（单级减速器i=36合理）（2） i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=10.43/5=2.08四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=1440r/minnII=nI/i带=1440/2.08=692.3(r/min)nIII=nII/i齿轮=692.3/5=138.5(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=7.5KWPII=PI带=7.50.96=7.2KWPIII=PII轴承齿轮=7.20.980.97 =6.8KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551067.5/1440=49739NmmTII=9.55106PII/nII=9.551067.2/692.3 =99321NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551066.8/138.5 =468881Nmm计算项目电机轴高速轴低速轴功率/（kW）7.57.26.8转速/（rmin1）1440692.3138.5转矩/（Nmm）4973999321468881传动比2.085效率0.960.95 五、传动零件的设计计算1、 带传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P208表11-10得：kA=1.2Pd=KAP=1.27.5=9KW由课本P209图11-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本P204表11-6得，推荐的小带轮基准直径为75160mm 则取dd1=140mmdmin=75 dd2=（n1/n2）dd1=（1440/692.3）140=291mm由课本P210表11-11，取dd2=280mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=1440140/280 =720r/min转速误差为：（n2-n2）/n2=（720-692.3）/692.3 =0.04120（适用）（5）确定带的根数据课本P216和表（11-6）由插入法得P1=2.27KW据课本P216和表（11-7）由插入法P1=0.17KW据课本P216和表（11-8）由插入法K=0.97据课本P216和表（11-9）得KL=1.03 由课本P211式（11-28）得Z=Pd/P=Pd/(P1+P1)KKL = 9/(2.27+0.17) 0.971.03 =3.69取Z=4根 (6)计算轴上压力由课本P197表11-1查得q=0.1kg/m，由式（11-29）单根V带的初拉力：F0=500Pd（2.5/K-1）/zv +qv2=5009 (2.5/0.97-1) /410.55+0.110.552N =179.33N则作用在轴承的压力FQ，由课本P212式（11-14）FQ=2ZF0sin1/2=24179.33sin168/2=1426.78N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢40调质，齿面硬度为250HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P249表13-3选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m ，为增加传动的平稳性选Z1=25 , Z2=u Z1=125. 因选用闭式软齿面传动故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其齿根弯曲疲劳强度。(2)按齿面接触疲劳强度设计初选载荷系数 Kt =1.3初选螺旋角=12小齿轮传递转矩TI =49739 Nmm由表13-8选取齿宽系数d=1.4由表13-6的弹性系数ZE=189.8（MPa）1/2节点区域系数ZH=2.45 (=12)由图13-6查的接触疲劳强度极限Hlim1=700MPaHlim2=570MPa由式13-2可得接触应力循环次数N1=60n1jLh=60692.311630015=2.99109N2= N1/=2.99109/5=5.98108由图13-8可得接触疲劳强度寿命系数ZN1=1ZN2=1.14弯曲疲劳强度寿命系数由图13-9可得YN1=1 ,YN2=1弯曲疲劳强度安全系数取最小值即SF=1.4接触疲劳强度安全系数取失效概率为1 接触强度最小安全系数SH=1计算许用接触应力由式13-3H1= Hlim1 ZN1/SH=700/1=700MPaH2= Hlim2 ZN2/SH=5701.14/1=649.8MPaH=min(H1+ H2)/2 , 1.23H2= min(700+649.8)/2 , 1.23649.8=min674.9 , 799.3=674.9MPa端面重合度=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos =1.88-3.2(1/25+1/125)cos12 =1.69纵向重合度=0.318dz1tan =0.3181.4250.21 =2.34重合度系数=0.77螺旋角系数=0.99修整小齿轮分度圆直径由 =31.3mm圆周速度vt=3.14d1tn1/（601000）=3.1431.3692.3/（601000）=1.13 m/s由表13-5确定载荷系数KA=1根据vz1/100=1.1325/100=0.28 m/s由图13-13可得Kv=0.97由=+=4.03查图13-14可得K=1.25由于d=1.4由图13-15可得K=1.1故载荷系数K=KKKAKv=1.11.2510.97=1.33修整小齿轮分度圆直径=31.54 mm确定齿轮传动主要参数和几何尺寸确定模数m n = d1cos/z1=31.54cos12/25=1.23 mm圆整为标准值mn=2mm中心距a=m（z1+z2）/2cos=153.35 mm圆整为a=155mm= arccos mn（z1+z2）/2a= arccos 0.97=14分度圆直径d1 , d2d1=mnz1/ cos=225/ cos14=51.5 mmd2=mnz2/ cos=2125/ cos14=257.7 mm计算齿宽b1 ，b2b=dd1=1.451.5=72.1 mm取b1=78 mm b2=72 mm校核齿根弯曲疲劳强度 端面重合度=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos =1.88-3.2(1/25+1/125)cos14 =1.68纵向重合度=0.318dz1tan =0.3181.4250.25 =2.8重合度系数Y=0.25+0.75/=0.70螺旋角系数由图13-22可得Y=0.87当量齿数zv1= z1/cos3=25/0.91=27.5zv2= z2/cos3=125/0.91=137.5齿形系数由260表13-7可得YFa1=2.56YFa2=2.15应力修正系数YSa1=1.605YSa2=1.82弯曲疲劳强度极限由图13-7可得Flim1=560 MPaFlim2=440 MPa计算许用弯曲应力F1= Flim1 YN1/SF=560/1.4=400 MPaF2= Flim2 YN2/SF=440/1.4=314.3 MPa由课本P266式13-17可得=44.6 MpaF1 400 MPa同理=42.5MpaF2= 314.3 MPa 满足弯曲疲劳强度要求传动零件各设计参数附表1.各传动比V带齿轮2.0852. 各轴转速nnI(r/min)nII(r/min)nIII(r/min)1440692.3138.53. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）7.57.26.84. 各轴输入转矩 T(Nmm)(Nmm)(Nmm)49739993214688815. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）带基准长度（mm）带的根数14028095200046.其他主要参数mnZ1Z222512514六、轴的设计计算 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBS根据课本P358表17-1可得b=637 N/mm2 s=353 N/mm2 -1=268 N/mm2 -1=155 N/mm2 +1b=216 N/mm2 0b=98 N/mm2 -1b=59 N/mm2计算轴的载荷由于轴所传递的转矩TII=99321(kNmm)故作用在齿轮上的圆周力为Ft=2TII/d=2T cos/z1mn=299321cos14/252=3853.7 N故作用在齿轮上的径向力为Fr= Ft tann/cos=3853.7 tan 20/ cos14=1446 N故作用在齿轮上的轴向力为Fa= Ft tan=3853.7tan14=961 N以上各力方向如课本P372图17-22图例1初步估算轴的最小直径，查表17-2，取A=115 由式17-2可得=25.1mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=25.1(1+5%)mm=26.4选dI=27mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定，轴上大部分零件包括齿轮、套筒、左端轴承和轴承端盖依次由左端装配，仅右端轴承和轴承端盖由右端装配。 （2）根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长度I段：装带轮段上一步确定dI=27mm 带轮与轴配合部分长度 LI=50mm为保证轴端挡圈压紧带轮LI应略小于50 mm故取LI=49 mmII段:装左轴承端盖段带轮右端用轴肩定位故取dII=32mm 轴段II的长度由轴承端盖宽度及其固定螺钉的装拆空间要求决定取LII=24mmIII段：装轴承段这两段轴径由轴承内圈孔来决定。根据斜齿轮有轴向力及dII=32mm ，选角接触球轴承7207C 其尺寸为dDB=357217 故取dIII=dVI=35 mm ，轴段III的长度由滚动轴承宽度B、轴承与箱体内壁距离s=510 mm、齿轮端面与箱体内壁之间距离a=1020 mm及大轮轮毂与其装配轴段的长度差等尺寸决定LIII= B+s+a+2=17+5+20+2=44 mm齿轮箱对于轴承对称配置，LVI=a+s-b（轴环宽度）+B=20+5-9+17=33 mmIV段齿轮段考虑齿轮装拆方便，故取dIV=42 mm为保证套筒紧靠齿轮左端使齿轮轴向固定，LIV=76 mmV段轴环段齿轮右端用轴环定位，按设计手册推荐轴环高度h=0.07d+3=0.0742+3=5.94 mm 取h=6 mm故轴环直径dV= dIV+2h=54 mm 轴环宽度一般为高度的1.4倍，取LV=9 mm轴上零件的轴向固定、齿轮、带轮与轴的轴向固定均采用平键连接。同时为了保证齿轮与轴由良好的对中性，采用H7/r6配合，带轮与轴的配合采用H7/k6，滚动轴承与轴的配合采用H7/k6定出轴肩处R的值，见下图。轴端倒角取245插入轴的结构简图a 由轴的结构简图，可确定出轴承支点跨距L2=L3=65.3 mm，悬臂L1=64.2 mm由此可以画出轴的受力简图如下图所示插入轴的受力简图b水平面支反力 图cRBH=RDH=Ft/2=3853.7/2=1926.85 N垂直面支反力 图eRDV=（FrL2-Fad/2）/(L2+L3)=（144665.3-961252/2 cos14）/(65.3+65.3)=533 NRBV=Fr-RDV=913 N画弯矩图、转矩图水平面弯矩图MH 图d截面C处MCH=RBHL2=1926.8565.3=125823.305N垂直面弯矩图MV 图f截面C左边MCV1=RBVL2=91365.3=59618.9 Nmm截面C右边MCV2=RDVL3=53365.3=34804.9 Nmm合成弯矩图 图g截面C左边MC1=（M2CH+M2CV1）1/2=（125823.3052+59618.92）1/2= 139233Nmm截面C右边MC2=（M2CH+M2CV2）1/2=（125823.3052+34804.92）1/2= 130548Nmm转矩图 图h转矩T=99321 Nmm按弯扭W合成强度条件校核轴的强度从图g可以看出C处弯矩最大，校核该截面的强度。截面C的当量弯矩151450式中=-1b/0b0.6由式17-5可得e= Me/W= Me/0.1d3=151450/0.1423=20.44 N/mm2校核结果e-1b=59 N/mm2截面C强度足够。 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBS根据课本P358表17-1可得b=637 N/mm2 s=353 N/mm2 -1=268 N/mm2 -1=155 N/mm2 +1b=216 N/mm2 0b=98 N/mm2 -1b=59 N/mm2计算轴的载荷由于轴所传递的转矩TIII=468881 (kNmm)故作用在齿轮上的圆周力为Ft=2 TIII/d=2 TIII cos/z2mn=2468881cos14/1252=3640 N故作用在齿轮上的径向力为Fr= Ft tann/cos=3640 tan 20/ cos14=1366N故作用在齿轮上的轴向力为Fa= Ft tan=3640 tan14=908N以上各力方向如课本P372图17-22初步估算轴的最小直径，查表17-2，取A=115 由式17-2可得=42.1mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=42.1(1+5%)mm=44.2选dIII=45mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定，轴上大部分零件包括齿轮、套筒、左端轴承和轴承端盖依次由左端装配，仅右端轴承和轴承端盖由右端装配。联轴器选择弹性柱销联轴器LX3型。 （2）根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长度I段：装联轴器段由于上一步确定dI=45mm 易得联轴器与轴配合部分长度 LI=84mm为保证轴端挡圈压紧联轴器LI应略小于84 mm故取LI=82 mmII段:装左轴承端盖段联轴器右端用轴肩定位故取dII=52mm 轴段II的长度由轴承端盖宽度及其固定螺钉的装拆空间要求决定取LII=40mmIII段：装轴承段这两段轴径由轴承内圈孔来决定。根据斜齿轮有轴向力及dII=52mm ，选角接触球轴承7211C 其尺寸为dDB=5510021故取dIII=dVI=55 mm ，轴段III的长度由滚动轴承宽度B、轴承与箱体内壁距离s=510 mm、齿轮端面与箱体内壁之间距离a=1020 mm及大轮轮毂与其装配轴段的长度差等尺寸决定LIII= B+s+a+2=21+5+20+2=48mm齿轮箱对于轴承对称配置，LVI=a+s-b（轴环宽度）+B=20+5-12+21=33 mmIV段齿轮段考虑齿轮装拆方便，故取dIV=65 mm为保证套筒紧靠齿轮左端使齿轮轴向固定，LIV=70 mmV段轴环段齿轮右端用轴环定位，按设计手册推荐轴环高度h=0.07d+3=0.0765+3=7.55 mm 取h=8 mm故轴环直径dV= dIV+2h=81 mm 轴环宽度一般为高度的1.4倍，取LV=12 mm轴上零件的轴向固定、齿轮、带轮与轴的轴向固定均采用平键连接。同时为了保证齿轮与轴由良好的对中性，采用H7/r6配合，带轮与轴的配合采用H7/k6，滚动轴承与轴的配合采用H7/k6定出轴肩处R的值，见下图。轴端倒角取245插入轴的结构简图a 由轴的结构简图，可确定出轴承支点跨距L2=L3=60.6 mm，悬臂L1=101.9 mm由此可以画出轴的受力简图如下图所示插入轴的受力简图b水平面支反力 图cRBH=RDH=Ft/2=3640/2=1820 N垂直面支反力 图eRDV=（FrL2-Fd/2）/(L2+L3) =（136660.6-9081252/2 cos14）/(60.6+60.6)=-282.4NRBV=Fr-RDV=1366+282.4=1648N画弯矩图、转矩图水平面弯矩图MH 图d截面C处MCH=RBHL2=182060.6=110292Nmm垂直面弯矩图MV 图f截面C左边MCV1=RBVL2=164860.6=99868.8 Nmm截面C右边MCV2=RDVL3=-282.460.6=-17113.44 Nmm合成弯矩图 图g截面C左边MC1=（M2CH+M2CV1）1/2=（1102922+99868.82）1/2= 148789 Nmm截面C右边MC2=（M2CH+M2CV2）1/2=（1102922+17113.442）1/2=111612 Nmm转矩图 图h转矩T=468881 Nmm按弯扭W合成强度条件校核轴的强度从图g可以看出C处弯矩最大，校核该截面的强度。截面C的当量弯矩=318251 Nmm式中=-1b/0b0.6由式17-5可得e= Me/W= Me/0.1d3=318251/0.1653=11.6 N/mm2校核结果e-1b= 59 N/mm2截面C强度足够。七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命1630015=72000小时1、计算输出轴承 （1）已知nII=138.5r/min，轴承背对背安装。两轴承径向反力：FR1=-1648N FR2=282.4N初先两轴承为角接触球轴承7207AC型根据课本P316表（15-9）得轴承内部轴向力FS=0.68FR 则FS1=0.68FR1=0.68-1648=-1120.64NFS2=0.68FR2=0.68282.4=192 N (2) FS2+FaFS1 Fa=908N现2端为压紧端FA2=FS2Fa =192908=716NFA1=FS1=1120.64 N(3)求系数x、yFA1/FR1=1120.64 N /1648 N=0.68FA2/FR2=716N /282.4 N=2.5根据课本P315表（15-8）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR2e x2=0.41 y1=0 y2=0.87 (4)计算当量载荷P1、P2根据课本P314表（15-7）取f P=1.2根据课本P314（15-9）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.2(11648+0)= 1977.6NP2=fp(x2FR2+y2FA2)=1.2(0.411648+0.87716)=1558.32N (5)轴承寿命计算P1P2 故取P=1977.6N角接触球轴承=3根据手册得7207AC型的Cr=29000N由课本P314（15-5）式得 =379546 h72000 h预期寿命足够2、计算输入轴承 （1）(1)已知n=692.3r/min 两轴承径向反力：FR1=913 N FR2=533 N初先两轴承为角接触球轴承7307AC型根据课本P316表（15-9）得轴承内部轴向力FS=0.68FR 则FS1=0.68FR1=0.68913 =620.84NFS2=0.68FR2=0.68533=362.44N (2) FS2+FaFS1 Fa=961N故现取2端为压紧端FA2=FS2=362.44 NFA1=FS2+Fa =362.44+961=1323.44 N (3)求系数x、yFA1/FR1=1323.44 N /913 N=1.45FA2/FR2=362.54 N /533 N=0.68根据课本P315表（15-8）得e=0.68FA1/FR1e x1=0.41 FA2/FR2e x2=1 y1=0.87 y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2根据课本P314表（15-7）取f P=1.2根据课本P314（15-9）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.2(0.41913+0.871323.44)= 1831 NP2=fp(x2FR2+y2FA2)=1.2(1913+0331.84)=1095.6 N (5)轴承寿命计算P1P2 故取P=1831 N角接触球轴承=3根据手册得7307AC型的Cr=32800N由课本P314（15-5）式得 =138419 h72000 h预期寿命足够八、键联接的选择及校核计算输入轴上皮带轮键轴径d1=27mm,L1=49mmb=8 mm h=7 mm L=45 mm校核挤压强度，由式17-13可得 pk=h/2=3.5 mml=458=37 mm由上步可知T=99321 Nmm查表17-7的许用应力 p=（100120）N/mm2p=299321/（273.537）=56.8 N/mm p=（100120）N/mm2挤压强度满足要求。输入轴上齿轮键轴径d1=42mm,L1=76mmb=12 mm h=8 mm L=71mm校核挤压强度由式17-13可得 pk=h/2=4mml=Lb=7112=59 mm由上步可知T=99321 Nmm查表17-7的许用应力 p=（100120）N/mm2p=299321/（42459）=16.0 N/mm p=（100120）N/mm2挤压强度满足要求。输出轴上齿轮键轴径d1=65mm,L1=70mmb=18 mm h=11 mm L=65 mm校核挤压强度由式17-13可得 pk=h/2=5.5mml=6518=47 mm由上步可知T=468881 Nmm查表17-7的许用应力 p=（100120）N/mm2p=2468881/（655.547）=111.6 N/mm p=（100120）N/mm2挤压强度满足要求。输出轴上联轴器键轴径d1=45mm,L1=82mmb=12 mm h=8 mm L=77 mm校核挤压强度由式17-13可得 pk=h/2=4 mml=7712=65mm由上步可知T=468881 Nmm查表17-7的许用应力 p=（100120）N/mm2p=2468881/（45465）=8.01 N/mm p=（100120）N/mm2挤压强度满足要求。九、减速器的箱体、附件及润滑I、箱体的结构设计箱体材料为铸铁，结构尺寸如下表(单位/mm)名称符号尺寸关系箱座壁厚8箱盖壁厚18箱体凸缘厚度b、b1、b2b=12b 1=12 b2=20加强肋厚度m、m1m=6.8 m1=6.8地脚螺栓直径dfdf =15.42地脚螺栓数目nn=4个轴承旁连接螺栓直径d1d1=11.565箱盖、箱座连接螺栓直径d2d2=9.252轴承盖螺钉直径和数目d3、nd3=8 n=4个轴承盖（轴承座端面）外径D2D21=102 D22=130观察孔盖螺钉直径d4d4=6.168df、d1、d2至箱外壁距离df、d2至凸缘边缘的距离C1、C2螺栓M10 M12 M16C1min 16 18 22 C2min 14 16 20轴承旁凸台高度和半径h、R1H由结构决定，R1=C2箱体外壁至轴承座端面距离l1l1=C1+C2+10II、减速器附件设计窥视孔及视孔盖为了便于检查箱内传动零件的啮合情况，润滑状态，接触斑点和齿侧间隙，并向箱体内注入润滑油，在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置开设了窥视孔。窥视孔应有足够大的空间，以便手能深入箱体进行检查操作。平时用视孔盖、垫片和螺钉封闭窥视孔，以防止润滑油外漏和灰尘、杂质进入箱内。与视孔盖接触的窥视孔处设计出凸台以便加工，一般高出35mm。如P36图4-4所示。窥视孔及视孔盖结构和尺寸见P37表4-2通气器的设计减速器工作时，各运动副之间的摩擦发热将使箱体内的温度升高、气压增大。为了避免在这种情况下由于密封性能的下降而导致润滑油向外渗漏，故在箱盖顶部安装通气器。其结构尺寸见P38表4-5油面指示器的设计视孔盖结为了加注润滑油或在使用过程中能方便检查箱内油面高度，故在箱内安装油面指示器。油面高度由最高油面和最低油面之分。最低油面为传动件正常运转时的油面，其高度由传动件浸油润滑时的要求确定；最高油面是指油面静止时的高度，静止时的油面高度应高于运转时的油面高度。油标的安装高度以能测出最低和最高油面为宜。油面指示器选油标尺类。油标尺的结构和尺寸见P39表4-6放油孔及放油螺塞油面指示为了换油及清洗箱体时排出油污，在减速器箱座底部的油池最低处设置放油孔，并安置在不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。见P41图4-8。箱体底面想放油孔方向倾斜11.5.并在其附近做一凹坑，以便于攻螺纹和污油的汇集和排放。放油孔不能低于油池底面，以避免放油不净。放油螺塞的结构和尺寸P41表4-10和表4-11所示。吊环螺钉、吊耳及吊钩的设计为了便于拆卸和搬运箱盖，在箱盖上铸出吊耳。其结构尺寸见P42表4-13定位销和起盖螺钉的设计为了保证部分式箱轴承座孔的加工和安装精度，应于镗孔前在箱体连接凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。为了加强定位效果，两销孔的距离应尽可能远，但又不一作对成布置，以提高定位精度。定位销孔应在箱盖和箱座的剖分面加工完成并用螺栓紧固后进行钻、铰，其位置应便于钻、铰和拆装，不应与邻箱壁和螺钉相碰。定位销的直径d=0.8d2（d2为凸缘上螺栓的直径）长度应大于连接凸缘的总厚度并且装配成上下两头均有一定长度的外伸量，以便于拆装，见P44图4-10圆锥销的尺寸根据P196表14-5和P197表14-6选取。减速器装配时，为了防止润滑油沿上下箱体的剖分面渗出，通常需要在剖分面上涂以水玻璃和密封胶，以增加密封效果。但这给拆卸箱体带来了困难，故在箱盖侧边的连接凸缘上安装12个起盖螺钉，以便与拆卸箱盖。起盖螺钉的直径等于凸缘连接螺钉直径，螺纹有效长度要大于箱盖凸缘厚度，螺钉端部应做成圆柱形并光滑倒角或做成半球形，以免顶坏螺纹。如P44图4-11所示。轴承盖与套杯轴承盖是用来对轴承部件进行轴向固定和承受轴向载荷的，并其密封和调整轴承间隙的作用。轴承盖采用嵌入式轴承盖，其结构和尺寸见P45表4-15所示。III、减速器的润滑单级圆柱齿轮减速器内传动件采用浸油润滑其结构和尺寸见P46表4-17所示。单级圆柱齿轮减速器滚动轴承的润滑方式采用油润滑的飞溅润滑见P48图4-13所示。机械设计心得体会这次机械设计课程设计历时两个星期，在整整两个星期的日子里，可以说是苦多于甜，但是可以学的到很多很多的东西，同时不仅可以巩固以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所没有学到过的知识。通过这次设计，进一步加深了对设计的了解，让我对它有了更加浓厚的兴趣。但是在设计的过程中时，遇到了不少问题，特别是各零部件之间的连接，总是有错误，在细心的检查下，终于找出了错误，排除困难后，心里终于舒了一口气。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，这毕竟第一次做的，难免会遇到过各种各样的问题，同时在设计的过程中发现了自己的不足之处，对以前所学过的知识理解得不够深刻，掌握得不够牢固。总的来说，这次设计还是比较成功的，觉得平时所学的知识有了实用的价值，达到了理论与实际相结合的目的，不仅学到了不少知识，而且锻炼了自己的能力，使自己对以后的路有了更加清楚的认识，同时，对未来有了更多的信心。最后，对给过我帮助的所有同学和各位指导老师再次表示忠心的感谢！参考资料：1、机械设计课程设计 2、机械设计基础3、机械设计手册 F=4000NV=1.3m/sD=180mm=0.82n筒=138r/min电动机型号为Y132M-4i总=10.43i带=2.08nI=1440r/minnII=692.3r/minnIII=138.5r/minPI=7.5KWPII=7.2KWPIII=6.8