电动升降机设计与机构分

2.3 电动机的选择（1）类型选择：由于生产单位普遍使用三相交流电源，所以一般多选用三相交流异步电动机；此外，还应该根据电动机的防护要求，选择电动机的机构形式；根据电动机的安装要求，选择其安装形式。（2）定功率选择：要求：负载5000N与工作台1000N，顶升高度为500毫米，顶升时间要在30s-60s之间，工作机(螺旋顶升机)所需功率为: P工作=G*L/T=100W （2-1）式中：G重物的重力（N）； L重物上升的高度（m）； T上升高度所经过的时间（s）； 从电动机到工作机的总效率为 总。 总=1223425 （2-2）式中：1联轴器的效率； 2减速器（单级）的效率； 3直齿锥齿轮的效率; 4轴承的效率； 5螺纹（滑动丝杠）的效率。查机械设计手册可取1=0.98，2=0.96，3=0.90，4=0.98，5=0.5。根据公式（2-2）可以得到总=0.982*0.96*0.90*0.982*0.5=0.389所以， =p工作 /总=0.251KW （2-3）依照选择Y2-90s-4封闭式三项异步电动机所以得到 =1.1kw满载转速ne=1390r/min电动机的输出转矩Td=9550*/ne=7.62.4 传动比的计算与分配2.4.1计算总传动比 总传动比i= ne / n螺杆=4 （2-5）式中： ne 电动机转速（r/min）； n螺杆螺杆的转速（r/min）；2.4.2 分配传动比 直齿锥齿轮传动比i=1:2 齿轮减速器传动比i减速器=1:2 （2-6）2.5 螺杆螺母（滑动丝杆）的选择2.5.1螺纹传动的类型 （1）三角螺纹 粗牙螺纹用于一般连接，细牙螺纹因螺距小，升角小，自锁性好，故常用于薄壁零件连接和微调机构。 （2）矩行螺纹传动效率高，但齿根强度太低，不适合用于重载。（3）梯形螺纹，牙根强度高，对中性能好，是应用最广泛的一种传动螺纹。（4）锯齿形螺纹 两侧牙型倾角分别为=3度和=30度。3为工作面，30为非工作面，用来增强牙根强度，这种传动效率高，但用于单向受载的螺旋传动。 根据设计要求，螺杆螺母按摩擦状态选滑动螺旋，按用途属于传力螺旋。又因为受到双向载荷所以应选梯形螺纹。2.5.2螺纹传动的结构 滑动螺旋的材料螺杆螺母的材料不但要有足够的强度和耐磨性，而且在旋和后还应具有较小的摩擦系数。如表2-1所示，螺杆一般采用45、50钢（本设计应采用45钢）。对于重载低速的传动，螺母应选择铸铝青铜ZCuA19Fe4Ni4Mn2和铸铝黄铜ZCuZn25Al6Fe3Mn3等，以保证其强度和耐磨性。 表2-1 螺杆与螺母常用的材料表螺纹副材料应用场合螺杆Q235 Q275 45 50轻载、低速传动。材料不热处理40Gr 65Mn 20GrMnTi重载、较高速。材料需经热处理，以提高耐磨性9Mn2V GrWMn 38GrMoAl精密传导螺旋传动。材料需经热处理螺母ZcuSn10P1 ZcuSn5Pb5Zn5一般传动ZcuAL10Fe3 ZcuZn25AL6Fe3Mn重载、低速传动。尺寸较小或轻载高速传动，螺母可采用钢或铸铁制造，内空浇铸巴士合金或青铜 3.设计项目之机构零件设计3.1机构零件设计计算 3.1.1螺杆螺母的设计计算 a.螺旋机构耐磨性的计算: 耐磨条件为：p=F*P/(2 *Hh) b.螺母螺纹牙的计算:剪切强度条件： （3-1） 弯曲强度条件： （3-2） c.螺杆强度： （3-3） e.自锁性的校核:由于此传动机构不是通过螺纹进行自锁，而是利用涡轮蜗杆的自锁性来实现自锁。故这里不需要讨论螺旋传动的自锁。3.1.2 蜗轮蜗杆的设计计算 a.确定蜗杆的头数:当要求传动比较大或自锁时，取Z1=1，但转动效率低；要求具有较高的传动效率或传动比不大时，可取Z1=24。蜗轮齿数的多少，影响运转的平稳性和承载能力，一般取Z2=2780。对于中小功率的传动常取Z2=3050。因为要求顶升机长时间顶住皮带支撑架，所以蜗轮蜗杆应满足自锁要求，所以蜗杆头数为1，i=60，z1=1 z2=60。同时也满足蜗轮的平稳性和承载能力的要求。 b.按齿面接触疲劳强度进行设计: c.蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸的确定: m,q,z2,a，Px，。3.2 滑动螺纹设计计算3.2.1螺纹的耐磨性计算 由于螺杆和螺母的材料是钢-青铜，滑动速度低速，根据查3-1表得p=18-25MPa。令2（为螺母高度系数=1.5），并带入设计公式： (3-4)式中： p工作表面的压力（MPa）； F作用在螺杆上的轴向力（N）； d2螺纹中径（mm）， h螺纹工作高度（mm）；对于梯形螺纹，h=0.5P。 H螺母高度（mm）； P螺距； p许用压力（MPa）；按照表3-1取p=23MPa。 值根据螺母的结构选取。对于整体式螺母，磨损后间隙不能调整，通常用于轻载或精度要求低的场合，为使受力分布均匀，螺纹工作圈数不宜过多，宜取=1.22.5；对于剖分式螺母或螺母兼作支承而受力较大，可取=2.53.5；传动精度高或要求寿命长时，允许=4。取=2 则以下条件满足要求 公称直径 d=18mm 螺距P=4mm； 小径d3=13.5mm（d3=d2-0.5P-2） 螺母高度H=*d2=36mm 圈数Z=H/P=8由于旋合各圈螺纹牙受力不均，故圈数z不宜大于10。满足条件。 表3-1 滑动螺旋副材料的许用压力表p螺纹副材料滑动副速度/(m/min-1)许用压力/MPa钢-青铜低速151825111871012钢-耐磨铸铁61268钢-灰铸铁2.4612131847钢-钢低速7.513 淬火钢-青铜6121013 3.2.2螺杆的强度计算 受力较大的螺杆需要进行强度计算。螺杆工作时承受轴向力F(N)和转矩T的作用，故螺杆危险剖面上既有压缩（或拉伸）应力、又有切应力。根据第四强度理论，其强度条件为： （3-5） 式中：d1螺杆的螺纹小径（mm）； 为螺杆材料的许用压力（MPa）； =s/(3-5)； s为螺杆材料的屈服极限（MPa）； T为螺杆所受转矩,（N*mm）； （3-6）式中：为螺纹升角， 为当量摩擦角， =arctan(f/cos), （3-7）式中：f为摩擦系数， 为牙型斜角，=/2由表查得。=15度，螺杆螺母材料为铜青铜，摩擦系数f为0.080.10。故选择f=0.09。根据公式（3-5）可得 = 13.3MPa 查表得45钢=335MPa 满足条件可以使用。3.2.3螺纹牙的强度校核 一般螺母的材料强度比螺杆低，故只需要校核螺母螺纹牙的强度，计算螺纹牙的剪切和弯曲强度。假设将一圈螺母的螺纹牙沿螺纹大径展开，则可将螺纹牙看成悬壁梁，那么每圈螺纹收到的压力则变为F/z作用在螺纹中径处，则在牙跟危险截面处有 剪切强度条件： （3-8） 弯曲强度条件： （3-9）式中： b螺纹压根部的厚度（mm）； 矩形螺纹b=0.5P，梯形螺纹b=0.65P，锯齿形螺纹，b=0.75P， P螺距（mm）； l弯曲力臂（mm）； l=（D-D2）/2 螺母材料的许用切应力（MPa）按照表3-2选择； 螺母的许用弯曲应力（MPa）按照表3-2选择； 计算得：剪切应力 =4.45 因为螺母采用的是青铜满足要求。 弯曲应力 =12.84同样也满足使用要求要求。 表3-2 滑动螺旋副材料的许用压力项 目许用应力/ MPa螺 母材料许用弯曲应力许用切应力青铜40603040耐磨铸铁506040铸铁455540钢（1.01.2）0.6注：静载荷许用应力取大值。 3.2.4自锁性校核螺纹升角：在中径圆柱上螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面间的夹角 =arctan（p/d2）自锁条件：v=arctan（f/d2）=arctanfv：螺纹升角 ， v：当量摩擦角，fv：螺旋副的当量摩擦系数， f：摩擦系数，取f=0.1= /2，：牙型角，梯形螺纹=30P/d2=1/12，f/cos=2/15 则v满足自锁条件。3.2.5压杆的稳定性计算 压杆的临界应力 （3-10） 称之为细长杆临界载荷的欧拉公式 （3-11）在本次设计中杆端得约束情况：两端固定长度系数 Pcr/F=Scr F=6000N Scr=35 ，取Scr=3解得 L=569mm取 L=500mm螺母外径的选择 设悬置部分承受全部外载荷，并将F增加20%30%来代替螺纹牙摩擦力矩的作用。根据 =4(1.2-1.3)F/(D3*D3-D*D)=0.83b解得 D3min=24.8mm3.2.6确定轴的最小直径 a）选择轴的材料：因为轴的材料为45钢和螺杆的材料是一样的。b）计算轴径：按扭转强度公式计算查机械设计书上表19.3选系数A=110，得到 9.8mm式中：d2螺杆的最小直径（mm）； n 螺杆的转速（r/min）； P螺杆的功率； 3锥齿轮传动的效率； 4轴承的效率；考虑到它的安全性，锥齿轮的最小轴直径为20mm。直齿锥齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为20。（2）齿轮精度和材料选择小齿轮材料为40Cr（调制），齿面硬度280HBS。大齿材料45钢 齿面硬度240HBS.（3）选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=uz1=40.2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即 1确定公式中的各参数值。 试选=1.3。 计算小齿轮传递的转矩。T1=7.6N.M 选取齿宽系数=0.3。 由图10-20查得区域系数Zh=2.5 由表10-5查得材料的弹性影响系数。ZE=189.8MPa 计算接触疲劳许用应力。由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由式（10-15）计算应力循环次数： 则N1=60*1390*1*2*8*300*15=6*109 N2=1.25*109由图10-23查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2）试算小齿轮分度圆直径d1t=42.18mm(2)调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度=35.85mm=2.608m/s当量齿轮的齿宽系数=14.15mm =0.3942)计算实际载荷系数。由表10-2查得使用系数根据Vm=4.46m/s、8级精度（降低了一级精度），由图10-8查得动载系数Kv=1.2。直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数由此，得到实际载荷系数3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为d1=45.334mm及相应的齿轮模数M=d1/z1=2.2673.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-27）试算模数，即1） 确定公式中的各参数值。 试选 计算由分锥角 2=90-1由图10-17查得齿形系数2.78=2.07由图10-18查得应力修正系数1.551.91由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为500MPa=380mpa由图10-22取弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.7，由式（10-14）得0.0172 0.0201因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2)试算模数。 =1.024（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。d1=m1z1=20.48=17.4081.266m/s 齿宽b。6.8mm2)计算实际载荷系数。根据v=1.266m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数Kfa=1由表10-4用插值法查得1.364，于是1.364。则载荷系数为=1.5282） 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为M=1.08按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数=2mm，按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=45.334mm，z1=d1/m=22.667 ，z1=23 z2=uz1=464.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=mz1=46mm d2=mz2=92mm（2）计算分锥角（1/u）=26.57=63.43（3）计算齿轮宽度15.43取b1=b2=16。5.结构设计及绘制齿轮零件图（从略）6.主要设计结论齿数z1=23，z2=46。模数m=2，压力角分锥角 ，齿宽b=16=b2。小齿轮选用40 Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。3.3箱体的结构设计 3.3.1箱体的毛坯和材料 因多数箱体结构形状比较复杂，而铸造容易得到结构形状复杂的箱体，所以应用最广。铸造采用的毛坯以铸铁材料为主，铸铁流动性好，收缩性小，易于切削，吸震性强，热变形小价便宜。又因为靠近码头，易腐蚀，采用耐蚀铸铁STSi5R。箱体分为上，下两个箱体。箱体上设有定位销孔以安装定位；设有螺栓孔以安装连接上下箱体的螺栓；设有地脚螺钉孔以将箱体安装在地基上。3.3.2箱体加工工艺 箱体铸造成型3.3.3根据蜗轮蜗杆的尺寸设计下箱体尺寸 （a）蜗轮蜗杆中心距：a=160mm，所以箱体壁的基本尺寸为： 长边L：340mm 短边B：270mm 高H： 82mm 箱体壁厚根据公式3所以壁厚t=6.5mm箱体的内壁与蜗轮和蜗杆的距离均为10mm （b）底座尺寸： 地脚螺栓直径：M16 地脚凸缘尺寸（扳手空间）：L1+L2=52mm 长边：457mm 短边：387mm 高： 20mm 地脚螺栓通孔直径为20mm （c）装配凸缘尺寸： 剖分式凸缘土台尺寸（扳手空间）c1+c2=36mm 长边：425mm 短边：355mm 高： 12mm 上下箱体连接的通孔直径11mm 轴承旁连接螺栓通孔直径13.5mm 轴承端盖外径为103mm 轴承旁连接螺栓的距离为135mm 箱体外壁与轴承座端盖的距离为42mm 轴承旁凸台高度为32mm （d）加强筋设计： 根据机械设计手册 上箱体筋厚度为0.8t mm 所以b=5.2mm 筋高度为 h=32mm （e）铸造圆角： 根据机械设计手册 箱体壁铸造圆角： t=6.5mm取R大于等于2.17 故R取3mm 箱体壁与底座连接圆角： 为铸造方便,故取R1=18mm 轴承安装孔凸缘与箱体壁连接圆角： 为铸造方便，故R取5mm 加强筋与箱体壁连接圆角： 为铸造方便，故R取5mm 装配凸缘与箱体壁连接圆角： 为铸造方便，故R取5mm 轴承安装孔凸缘支撑凸台与箱体壁连接圆角： 为铸造方便，故R取5mm 轴承安装孔凸缘支撑凸台与轴承安装孔凸缘连接圆角： 为铸造方便，故R取2.5mm 铸造外圆角：根据机械设计手册铸造外圆角以及铸造方便，外圆角均取3mm。3.3.4根据螺杆轴和蜗杆轴确定上箱体基本尺寸 （a）螺杆长度为500mm，上箱体内壁的基本尺寸： 长边：340mm 短边：270mm 高： 550mm 箱体壁厚： 查表得壁厚t=0.5mm （b）装配凸缘尺寸： 长边：425mm 短边：355mm 高： 12mm 上下箱体连接的通孔直径11mm 轴承旁连接螺栓通孔直径13.5mm 轴承端盖外径为103mm 轴承旁连接螺栓的距离为135mm 箱体外壁与轴承座端盖的距离为42mm 轴承旁凸台高度为32mm （c）高筒加强筋设计： 根据机械设计手册 对于高圆筒应安排4个加强筋分布在四周，互相间隔90度 下箱体筋厚度为0.8t mm 所以b=5.2mm 筋高度为 h=32mm （d）铸造斜度： 根据机械设计手册 (箱体铸造斜度)（高筒铸造斜度） （e）铸造圆角： 根据机械设计手册 箱体壁铸造圆角： t=6.5mm取R大于等于2.17mm故R取3mm 箱体壁与底座连接圆角： 为铸造方便,故取R1=18mm 轴承安装孔凸缘与箱体壁连接圆角： 为铸造方便，故R取5mm 加强筋与箱体壁连接圆角： 为铸造方便，故R取5mm 装配凸缘与箱体壁连接圆角： 为铸造方便，故R取5mm 轴承安装孔凸缘支撑凸台与箱体壁连接圆角： 为铸造方便，故R取5mm 轴承安装孔凸缘支撑凸台与轴承安装孔凸缘连接圆角： 为铸造方便，故R取2.5mm 铸造外圆角：根据机械设计手册铸造外圆角以及铸造方便，外圆角均取3mm3.4联轴器选用3.4.1联轴器类型的选择根据传动方案简图2所示，本次设计应选用两个联轴器。一个用于连接电动机，一个用于连接减速器的输出轴。对于连接电动机的减速器，由于它的转速高，首先应选用非金属元件的挠性联轴器。对于另一个由于转矩大，选用有金属弹性元件的挠性联轴器。3.4.2联轴器型号的选择 联轴器的受力比较复杂，联轴器不能仅根据被连接两轴所受的理论扭矩（名义工作扭矩）T来选择，还应考虑动力机特性和载荷情况等等其他因素。为简化起见，通常用一个大于一的系数来考虑这些附加扭矩和因素，即计算扭矩Tc来选择联轴器的型号。 （连接电动机的） （3-22） （连接减速器的，P1和n1为蜗杆的功率和转速。） （3-23）式中：Tc计算扭矩，N*m； T理论扭矩，N*m； K工作情况系数（由机械设计书表18.1得，动力机是电动机，工作机特性是载荷均匀且载荷变化较小，所以K=1.3）； Pw理论的工作功率，kW； n工作转速，r/min； T联轴器的公称扭矩、许用扭矩，N*m，见机械设计手册。对于连接电动机的联轴器，选用弹性套柱销联轴器LT3，其公称转矩T=31.5n*m，Y型轴孔，孔径d1=20mm。联轴器轴孔长52mm。对于连接蜗杆的联轴器可以选用弹性套柱销联轴器LT6，其公称转矩T=250n*m，Y型轴孔，孔径d1=40mm。联轴器轴孔长112mm。 3.5联接键选用及校核键的选择：按轴直径选择键一般采用抗拉极限的碳钢制造，通常用45钢1.蜗轮轴（螺杆轴）的键 按轴径选用A型普通平键，截面尺寸为bh=2514mm，键长56mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。强度校核： ， 代入公式得因为轮毂材料为钢，载荷为轻微冲击，许用压强为120MPa。满足使用要求。2.蜗杆轴的键 按轴径=40选用A型平键，截面尺寸为bh=128mm，键长100mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。 强度校核：， 代入公式得 同样也满足使用要求。 3.6轴承的选择1. 轴承的类型及牌号的选择：对于支撑蜗杆轴的轴承采用成对安装的角接触球轴承7011C，对于支撑蜗轮轴（螺杆轴）的轴承，由于重力和工作要求，轴向力就特别的大，我采用的深沟球轴承来提供径向载荷和推力球轴承来克服较大的轴向力61817和51117。2. 轴承润滑的选择：由于是在码头使用，对轴承的润滑剂就有耐水性要求。所以选择润滑脂润滑，名称为钙基润滑脂L-XACMGA2。它主要用于工作温度在-10-110摄氏度的一般中负荷机械设备轴承润滑。 2.8机构的电路图设计该机构的升、降和停止动作是由电动机控制，即电机正反转和到极限位置使电动机停止工作。如果工作人员在操作时没有控制好时间，很容易使螺母脱离螺杆或者螺杆和螺母卡死，所以要设计极限位置。当螺母运动到极限位置时，碰到极限开关，强行按下SB1按钮断开。从而电动机停止工作，保护整个机构的安全。电路图设计如图2-2所示：SB1为关机开关同时也是极限位置接触开关（即：顶升机停止）SB2为电机正转开关（即：顶升机上升）SB3为电机反转开关（即：顶升机下降） 图2-2 电动机工作的电路图 4. 零件和箱体的实体建模4.1 螺杆螺母的实体建模过程1. 在螺杆实体建模过程中最重要的是利用切除-扫描特征生成螺纹。其主要步骤: 第一步，绘制齿型轮廓草图，作为切除-扫描特征的截面草图；第二步，选择螺杆的底面，单击“转换实体引用”按钮，将该底面的轮廓圆转换为草图轮廓，此圆的直径控制螺旋线的直径；第三步，单击“螺旋线”按钮，在对话框中指定螺旋线的基本特征，一次生成需要的螺旋线；第四步，单击“切除-扫描”按钮，在出现的对话框中单击“轮廓”按钮，然后在图形区域中选择作为截面的草图；单击“路径”按钮，然后在图形区域中选择路径草图，即螺旋线。最后单击勾号完成切除扫描。2.在螺母的实体建模过程中最重要的是利用扫描特征生成螺纹。其主要步骤：第一步，绘制齿型轮廓草图，作为扫描特征的截面草图；第二步，利用基准面平移的功能，生成需要的基准面，再选择该基准面中的螺母内孔圆周，单击“转换实体引用”按钮，将该轮廓圆转换为草图轮廓，此圆的直径控制螺旋线的直径；第三步，单击“螺旋线”按钮，在对话框中指定螺旋线的基本特征，以次生成需要的螺旋线；第四步，击“扫描”按钮，在出现的对话框中单击“轮廓”按钮，然后在图形区域中选择作为截面的草图；单击“路径”按钮，然后在图形区域中选择路径草图，即螺旋线。最后单击勾号完成切除扫描。然后利用放样特征生成螺纹收尾。如图4-1和图4-2所示。 图4-1 螺杆轴实体图 图4-2 六角螺母实体图4.2蜗轮蜗杆的实体建模过程1. 在蜗杆的实体建模过程中最主要的步骤是利用切除-扫描特征生成螺纹，其步骤是：第一步，绘制齿型轮廓草图，作为切除-扫描特征的截面草图，在绘图时要注意导程角的绘制方法。第二步，选择蜗杆的底面，单击“转换实体引用”按钮，将该底面的轮廓圆转换为草图轮廓，此圆的直径控制螺旋线的直径。第三步，单击“螺旋线”按钮，在对话框中指定螺旋线的基本特征，以次生成需要的螺旋线。第四步，单击“切除-扫描”按钮，在出现的对话框中单击“轮廓”按钮，然后在图形区域中选择作为截面的草图；单击“路径”按钮，然后在图形区域中选择路径草图，即螺旋线。最后单击勾号完成切除扫描。2. 在蜗轮的实体建模过程中最主要的步骤是利用放样特征生成蜗轮齿，其步骤是：第一步：绘制齿型轮廓草图，作为放样特征的截面草图。第二步，单击“放样”按钮，在出现的对话框中单击“轮廓”按钮，然后在图形区域中选择作为截面的草图，最后单击勾号完成切除扫描。如图4-3和4-4所示。 图4-3 蜗杆轴实体图 图4-4 蜗轮实体图4.3箱体的建模过程及实体图根据蜗轮蜗杆传动尺寸的大小确定下箱体内壁的的基本尺寸，L、B、H。根据螺杆螺母传动确定上箱体内壁的基本尺寸，L、B、H。又因为需要安装螺母及轴承，需要留有扳手空间和安装空间。这样就确定了凸缘和底座尺寸，再根据相关公式和铸造手册确定铸造圆角。这样就可以确定三维图的所需尺寸。如下图所示 图4-5 下箱体实体图 图4-6 上箱体实体图4.4箱体附件说明 箱壳是安装轴系组件和所有附件的基座，它需具有足够的强度、刚度和良好的工艺性。 箱壳多数用HT150或HT200灰铸铁铸造而成，易得道美观的外表，还易于切削。为了保证箱壳有足够的刚度，常在轴承凸台上下做出刚性加固筋。当轴承采用润滑脂润滑时，有时也在接合面上开出油槽，以防润滑油从结合面流出箱外。 吊钩、吊耳和吊环螺钉：为了便于搬运箱体，常在箱体上铸出吊钩、吊耳或在箱盖上安装吊环螺钉。起调整个箱体时时，一般应使用箱体上的吊钩。对重量不大的中小型箱体，如箱盖上的吊钩、吊耳和吊环螺钉的尺寸。根据箱体总重决定，才允许用来起调整个减速器，否则只用来起吊箱盖。定位销：为了加工时精确地镗制减速器的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体的相互位置，再分箱面凸缘两端装置两个圆锥销，以便定位。圆锥销的位置不应该对称并尽量远离。直径可大致取凸缘连接螺栓直径的一半，长度应大于凸缘的总厚度，使销钉两端略伸凸缘以利装拆。4.5滚动轴承的外部密封装置为了防止外界灰尘，水分等进入轴承，并防止轴承润滑油的泄漏，在透盖上需加密封装置。在此，我们用的是毡圈式密封。因为毡圈式密封适用于轴承润滑脂润滑，摩擦面速度不超过m/s的场合。 5.根据三维实体出二维工程图 5.1 工程图简介工程图在产品设计过程中是很重要的，它一方面体现着设计结果，另一方面也是指导生产的参考依据。在许多应用场合，工程图起到了方便设计人员之间的交流，提高工作效率的效果。5.2 零件工程图如下列图5-1,5-2,5-3,5-4，5-5,5-6所示。 图5-1 螺杆轴工程图 图5-2 螺母工程图 图5-3 蜗杆轴工程图 图5-4 蜗轮工程图 图5-5上箱体工程图 图5-6 下箱体工程图 结论本次的设计主要实际生活中真正应用的东西而非教学做的设计或者是理论研究做的设计，因此不仅仅设计要合理，计算要正确以外，还需要考虑它实际工作的环境，温度等等，看是不起眼，却影响整设计。这次设计就是一个简单的千斤顶，但是千斤顶的种类繁多，你如何的去选取，需要考虑哪些因素。例如说它能承受多大的载荷，它的上升高度又有哪些要求以及他的使用寿命都将影响整个设计。抓住这些关键点之后我开始去了解这个机构，它的动力来源的设计，传动方案的选择，传动装置的选择，如何去设计参数，设计的依据是什么。设计完毕之后在进行校核，如果不满足要求再重新设计