级两圆柱齿轮减速器机械设计课程设计计算说明书

PAGEPAGE43机械设计课程设计计算说明书设计题目：两级圆柱齿轮减速器学校：学院：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化班级：设计者：学号：指导老师：2012年12月18日目录设计任务书……………………3传动方案的拟定及说明………3电动机选择，传动系统运动学和动力学计算………………5齿轮设计计算…………………8轴的设计计算及校核…………16键联接的选择和校核…………27轴承寿命校核…………………29联轴器的选择和校核…………39箱体的设计……………………39润滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算…………41设计小结………41参考资料………43设计任务书原始条件和数据：铸工车间碾砂机。单班工作，每班工作8小时。连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室外工作，有粉尘；工作期限寿命10年（每年工作300天）。立轴的速度允许误差为±5%。开式锥齿轮的传动比i锥=4，小批生产。其载荷变化图如下：立轴工作所需转矩：950N·m，立轴转速：36r/min方案4.传动方案的拟定和说明由题目所知传动机构类型为：两级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆柱齿轮进行传动，载荷变动很小。设计内容计算及说明结果1.电机类型2.确定电动机容量1传动装置总传动比2分配各级传动比1.各轴转速2.各轴输入功率、3．各轴转矩4.数据列表1选定齿轮类型，精度等级，材料2．选齿轮齿数及螺旋角角3.按齿面接触强度设计4.确定公式内各计算数值5.设计计算6按齿根弯曲强度设计7.确定公式内的各计算数值8.设计计算9．几何尺寸计算1选定齿轮类型，精度等级，材料2．选齿轮螺旋角及齿数3.按齿面接触强度设计4.确定公式内各计算数值5.设计计算6按齿根弯曲强度设计7.确定公式内的各计算数值8.设计计算9．几何尺寸计算10．齿轮数据列表1．求输出轴的输出功率、转速和转矩2．求作用在齿轮上的力3.初步确定轴的最小直径5．选联轴器，并确定轴的最小直径6．轴的结构设计5．轴上的载荷计算6．按弯扭合成校核轴的强度1．求轴的输出功率、转速和转矩2．求作用在齿轮上的力3．初步确定轴的最小直径4．选联轴器，并确定轴的最小直径5．轴的结构设计6．轴的强度校核对轴I进行校核对轴II进行校核1．键的类型及材料选择2．键的尺寸选择及校核1.确定各计算数值电动机的选择图1轴与齿轮的编号选用Y系笼型三相异步交流电动机（IP44）（1）立轴输出功率（2）电动机输出功率传动装置的总效率η==0.79104—圆柱齿轮传动0.97—开式圆锥齿轮传动0.93—滚动轴承0.98—弹性联轴器0.99各轴间传递效率：==0.99==0.9506==0.9506==0.9702==0.9114电动机输出功率（3）电动机额定功率选择查机械设计手册，选（4）.确定电动机转速查课程设计手册表2-1得两级圆柱齿轮传动比范围为i=9~36电机的转速范围=i**=1296~5184可选同步转速为1500或1000的电机，现就两种电机方案进行比较，列表如下：表1方案电动机型号额定功率kw电机转速电动机质量传动装置传动比同步满载总1Y132S1-25.5300029006480.56420.142Y132S-45.5150014406840410由表中的数据可知两个方案均可行，但方案2动比比较小，传动装置结构尺寸较小，因此采用方案2。选用同步转速1500r/min的Y系列电动机Y132S-4,其满载转速=1440二、计算传动装置总传动比和分配各级传动比高速级传动比，低速级传动比通常取=（1.1～1.5）开式圆锥齿轮=4减速器传动比=10取高速级传动比实际转速为：立轴的速度误差：因此，数据选择合理。三、计算传动装置的运动参数电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中间轴为II轴，低速轴为III轴，输出轴为IV轴，V轴为立轴，各轴转速为：按电动机额定功率计算各轴输入功率即0轴：I轴：II轴：III轴：IV轴：V轴：表2项目电动机轴0高速轴I中间轴II低速轴III外置轴IV主轴V转速1440144043214414436功率kw5.55.455.184.924.774.35转矩Nm36.4836.11114.51326.29316.341153.96传动比13.3314效率0.990.95060.95060.97020.9114四、齿轮设计（一）高速级齿轮传动设计计算两级圆柱齿轮传动。选定斜齿圆柱齿。1）材料：由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为270-290HBS.大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS.2）由于碾砂机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选7级选小齿轮齿数选小齿轮齿数，大齿轮齿数取=83初选齿轮螺旋角=14°由设计计算公式进行试算，即试取载荷系数为Kt=1.6由《机械设计》图10-30取区域系数=2.433由表10-7取齿宽系数=1.由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8.由图10-26查得：，因此,由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa.应力循环次数由10-19取接触疲劳寿命系数接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为S=1.由式则许用接触应力计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值＝mm计算圆周速度V齿宽b及模数计算纵向重合度计算载荷系数K由表10-2得使用系数，根据v=3.12m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数，由表10-4查的，由图10-13查的，表10-3查得=1.4按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。计算模数m由式（10-17）1)计算载荷系数2)根据纵向重合度,由图10-28查得螺旋角影响系数3)计算当量齿数4)由表10-5查得齿形系数5)应力校正系数6）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度查得大齿轮弯曲疲劳强度7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系数小、大齿轮的寿命取8）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4，由式10-12得9）计算由式（10—5）得弯曲强度的设计公式为综合考虑，取m=1.5,按接触疲劳强度算得分度圆直径，取为34（1）计算几何中心距圆整后取中心距a＝114mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多。故参数（3）计算大小齿轮的分度圆直径取d1=53mm,d2=176mm（4）计算齿轮宽度（二）低速级齿轮传动设计计算1与高速级相同，低速级亦选斜齿圆柱齿轮，7级精度由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为270-290HBS.大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS.初选取螺旋角=14°选择小齿轮齿数为=20，则大齿轮的齿数=1）确定式中各值试取载荷系数为Kt=1.3由《机械设计》图10-30取区域系数=2.433由表10-7取齿宽系数=1.由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8.由图10-26查得：，因此,由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa.应力循环次数由10-19取接触疲劳寿命系数接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为S=1.由式则许用接触应力2）计算(1)小齿轮分度圆直径.＝mm(2)计算圆周速度(3)齿宽b及模数(4)计算纵向重合度(5)计算载荷系数K由表10-2得使用系数，根据v=1.29m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数，由表10-4查的，由图10-13查的，表10-3查得=1.2(6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径(7)计算模数m由式（10-17）1)计算载荷系数2)根据纵向重合度,由图10-28查得螺旋角影响系数3)计算当量齿数4)由表10-5查得齿形系数5)应力校正系数:6）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度查得大齿轮弯曲疲劳强度7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系数小、大齿轮的寿命取8）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4，由式10-12得9）计算＝综合考虑取m=2mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数取为31（1）计算几何中心距圆整后取中心距a＝128mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多。故参数（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度齿轮项目齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数341133193模数(mm)1.52螺旋角(°)14.7414.36分度圆直径（mm）5317664192齿宽(mm)60557065五、轴的设计计算及校核（一）输出轴（轴III）的设计计算及校核由前面的表2知：低速级大齿轮分度圆直径=2×93=196mm先按式（15—2）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15—3，取于是可得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选轴的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。查表14-1，考虑到转矩变化很小，取=1.2，则联轴器的计算转矩按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LT7弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500。半联轴器孔径d=40mm,故取=40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm。拟定轴上零件的装配方案图4轴的结构与装配示意图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径=47mm;右端用轴端挡圈固定，按轴径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的孔长度=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些，现取=82mm。初步选择滚动轴承。因轴承几乎只受有径向力的作用，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据=47mm,由机械设计手册，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6210，其尺寸为，因箱体制造误差，在安装滚动轴承时，因距箱体内壁一段距离s，取s=13mm。故==50mm；而=B+s=（20+13）mm=33mm。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查的6210型轴承的定位轴肩直径为=58mm，即=58mm。取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径=54mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮縠的宽度为B4=90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮縠宽度，故取=86mm。齿轮的左端采取轴肩定位。轴肩高度h>0.07d,故取h=8mm，则轴环处的直径=70mm。轴环宽度b1.4h，取。轴承端盖总宽度35mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器左端面间的距离l=15mm,故取。考虑到齿轮2的宽度，齿轮2在齿轮4的右侧，取两者的距离c=16mm;同时取齿轮2右端面距箱体内侧的距离a=10mm。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一段距离s，取s=13mm。已知滚动轴承宽度B=20mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。图5轴各段尺寸轴上零件的定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6—1查的平键截面b×h=16mm×10mm，键槽用键槽铣刀加工，长L=70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键b×h×L=12mm×8mm×70mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，因此轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角的尺寸参考表15-2，取轴端倒角为1.6×45°，各轴肩出的圆角半径见图4根据轴的结构图（图4）做出轴的载荷分布图，如图6所示。由手册中查的6210型深沟球轴承支承点位置为轴承滚子中心连线。因此，作为简支梁的轴的支承跨度，。从扭矩图、弯矩图可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表4轴III载荷图6轴III载荷分析图由受力分析，只校核危险截面C的强度即可。根据式15-5及表4中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力=15.19Mpa因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得。因此，故安全。（二）中间轴（轴II）及输入轴（轴I）的设计计算及校核由表2知，轴I：轴II：轴I上，作用在齿轮1上的力：轴II上，作用在齿轮2上的力：作用在齿轮3上的力：选取轴I、轴II的材料为45钢，调质处理。根据表15—3，取于是可得轴I的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选轴的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。查表14-1，考虑到转矩变化很小，取=1.2，则联轴器的计算转矩按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，同时根据电动机的轴径d=38mm，查手册，选用LT7弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500故选取轴I的最小直径=35mm。轴II的最小直径=40mm拟定轴上零件的装配方案a）轴I结构及装配图b）轴II结构及装配图图6—轴I、轴II结构及安装图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据轴I、轴II的结构及安装图（图6）及其受力情况，选取轴I的轴承为61908深沟球轴承，轴II的轴承为6210深沟球轴承。故轴I的直径：=35mm，=38mm，=54mm，==40mm，==46mm。故轴II的直径：==40mm，==52mm，=54mm，=70mm。轴II的长度设计计算由轴II结构及装配图（图6-b），取=20+13=33mm。齿轮3轮毂长度=95mm，故取=95mm。齿轮3与齿轮4啮合，故两齿轮中心线重合，齿轮3中心线到减速器箱体内壁距离L=55mm，==7mm。取轴肩。齿轮2轮毂长度，故取=60mm。齿轮2端面到减速箱内壁距离c=10mm，故=。轴I的长度设计计算=57mm。由轴I的结构与装配图（图6-a），选取，==B+s=20+13=33mm。齿轮轮毂长度=70mm，故取=70mm.齿轮1与齿轮2啮合，即齿轮1的中心线与齿轮2的中心线重合。齿轮2的中心线到箱体内壁的距离l=42.5mm。故取==7.5mm。减速器内壁距离L=191mm，故。至此，已初步确定了轴I、轴II的各段直径和长度。绘制其载荷分布图如下：图7轴I载荷分布图求出轴I所受载荷，并列表如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表5轴I载荷按弯扭合成校核轴的强度由受力分析，只校核危险截面A的强度即可。根据式15-5及表5中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力=3.94Mpa因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得。因此，故安全。绘制其载荷分布图如下：图8轴II载荷分布图求出轴II所受载荷，并列表如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表6轴II载荷按弯扭合成校核轴的强度由受力分析，只校核危险截面D的强度即可。根据式15-5及表6中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力=11.16Mpa因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得。因此，故安全。六、键连接的选择及校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键。键的材料均选用钢。键，轴和轮縠的材料都是钢，由机械设计书表6-2=100~120MPa，取中间值=110MPa。据式6-1，校核各处键连接。其中k=0.5h,h为建的高度。圆头平键l=L-b，L为键的公称长度，b为键的宽度。轴I，安装联轴器处：根据d=35mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：b×h×L=10mm×8mm×50mm此键连接处承受扭矩为T=轴II，安装齿轮2处：根据d=54mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：b×h×L=16mm×10mm×50mm此键连接处承受扭矩为T=轴III，安装齿轮4处：根据d=54mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：b×h×L=16mm×10mm×80mm此键连接处承受扭矩为T=轴III，安装联轴器处：根据d=40mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：b×h×L=12mm×8mm×70mm此键连接处承受扭矩为T=由以上校核知，各键连接处均安全。齿轮1、齿轮3与轴焊接。而安装齿轮2、齿轮4处轴径相同，均为d=54mm，查机械设计书表6-1，选用截面b×h=16mm×10mm的平键，并根据安装齿轮处轮毂宽度，对应于安装齿轮2、齿轮4处，键长分别选=50mm，=80mm。安装联轴器处，轴I上d=35mm选用b×h×L=10mm×8mm×50mm平键；轴III上d=40mm，选用b×h×L=12mm×8mm×80mm平键。键，轴和轮縠的材料都是钢，由机械设计书表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度，键与轮縠键槽的接触高度，所以合适。七、轴承寿命校核由机械设计书式13-5知，轴承的寿命计算公式为对于球轴承=3。又查手册知，6210型深沟球轴承基本额定动载=,61908型深沟球轴承基本额定动载=。由表4、表5、表6知：轴I右端轴承受载较大：轴II左端轴承受载较大：轴III左端轴承受载较大：=3.58KWη=0.79104=1440i=40=1440r/min=432r/min=144r/min2.轴承Ⅰ的校核3.Ⅱ轴的校核。4.Ⅲ轴的校核1.已知轴的弯矩和扭矩，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩）而轴径可能不足的截面，做弯矩合成强度校核计算，按第三强度理论，计算应力。2.通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环环变应力而由扭矩所产生的，扭转切应力，则常常不是对称循环应力，为了考虑两者循环应力特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为。当扭转切应力为静应力时，取；若扭转切应力亦为对称循环变应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力亦为对称循环变应力时，取。对于直径为d的圆轴，弯曲应力为，扭转切应力,J将和代入式，则轴的弯扭合成强度条件为选用安全。如图附页C所示：2.求两轴的计算轴向力和对于30205型轴承，由表8-145，轴承派生轴向力假设因为所以轴承1被放松，轴承2被压紧所以4.求轴承当量载荷和对轴承1，对轴承2，因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取4.验算轴承寿命因,所以按轴承1的受力大小来验算弯矩，扭矩图如图附页A所示：选用45如图附页B所示：合格设计内容计算及说明结果4.轴承Ⅱ的校核3.求轴承当量动载荷P1和P24.第Ⅲ轴承的校核。5.求轴承当量动载荷P1和P2如图附页D所示：2685N2153N2.求两轴的计算轴向力和对于30205型轴承，由表8-145，轴承派生轴向力C=32200N假设轴承1被压紧，2被放松所以对轴承1，2因轴承运转中有中等冲击载荷取因为所以按轴承1的受力大小验算如图附页E所示：求两轴承的计算轴向力和对6208型轴承因为轴承运转中有中等冲击载荷取1.选择键连接的类型和尺寸。2.校核键连接的强度3.第Ⅱ轴中的小圆柱齿轮上键的选择。4..第Ⅱ轴中的大圆锥齿轮上键的选择。5.第Ⅲ轴中的大圆柱齿轮上键的选择。6.校核第Ⅲ轴中的大圆柱齿轮上键的强度7.校核第Ⅲ轴中的最小段上键的强度1.类型选择，载荷计算，公称转矩。2.由表14-1，p352,查得转矩3.类型选择1.箱体的主要结构。名称箱体壁厚箱盖壁厚箱座，箱盖，箱底凸缘厚度地脚螺栓直径和数目轴承旁联接螺栓直径箱盖，箱座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径检查孔盖螺钉直径至箱外壁距离至凸缘边缘距离轴承旁联接螺栓具体轴承旁凸台半径轴承旁凸台高度箱外壁至轴承座端面距离箱盖，箱座肋厚大齿轮顶圆与箱内壁间距离齿轮端面与箱内壁距离因为所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。键连接的选择和校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键按第Ⅰ根轴上键的选择：从表8-61中查得键的截面尺寸为：宽度高度，由轮縠宽度并参考的长度系列取键长键，轴和轮縠的材料都是钢，由表6-2P108机械设计查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度，键与轮縠键槽的接触高度，所以合适。校核与上面相同，合适。合适。取合适。合适。联轴器的选择和校核为了隔离震动与冲击从中查得型弹性套柱销联轴器的许用转矩为，许用最大转速为，轴径为之间合用。箱体的设计箱体材料为HT150，采用剖分式箱体，箱体结构最原始的构思：上下箱作成具有一定壁厚，箱体内侧壁与小圆柱齿轮两端面有间距，与大圆柱齿顶圆有间距；下箱体内低壁与大齿轮顶圆的间距应不小于。为适应轴承宽度和安放轴承盖，不是加大箱体两侧壁厚而是采取在座孔周围箱壁外扩成具有一定宽度的轴承座，并在轴承座两旁设置凸台结构，是联接螺栓能紧靠座孔以提高联接刚性。为使下箱座与其他座驾联接，下箱座亦需做出凸缘底座。为增加轴承座的刚性，轴承座处可设肋板，肋板的厚度通常取壁厚的0.85倍。铸造箱体应力力求形状简单，为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向应有斜度，对长度为的铸件，拔模斜度为。符号尺寸关系0.025a+螺栓间距轴承座孔（外圈）直径D螺钉数目6双级减速器：;-轴承外圈直径S一般取根据低速轴轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定，七，润滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算1）减速器的润滑该减速器采用油润滑，对于的齿轮传动可采用油润滑，将齿轮浸入油中。当齿轮回转时粘在其上的油液被带到啮合区进行润滑，同时油池的油被甩上箱壁，有助散热。为避免浸油润滑的搅油功耗太大和保证齿轮啮合区的充分润滑，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轮的一个齿高为适度，但不少于10mm.一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于30~50mm，为了有利于散热，每传递功率的需油量约为，所以此减速器的需油量为。高速圆周速，可选用320工业闭式齿轮油。减速器的密封轴伸出处的密封为毡式密封，轴承室内侧的密封为封油环密封，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。减速器采用钙钠基润滑脂（）。八，传动装置的附件及说明轴承盖轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（HT150），当轴承采用输油沟飞溅润滑时为使油沟中的油能顺利进入轴承室，需在轴承盖端部车出一段小直径和铣出径向对称缺口。轴承套杯套杯可用作固定轴承的轴向位置，同一轴线上两端轴承外径不相等时使座孔可一次镗出，调整支承的轴向位置。调整垫片组调整垫片组的作用是调整轴承游隙及支承的轴向位置。垫片组材料为冲压铜片或08F钢抛光。油标采用杆式油标，对于多级传动则需安置在低速级传动件附近。长期连续工作的减速器，在杆式油标的外面常装有油标尺套，可以减轻油的搅动干扰，以便在不停车的情况下随时检测油面。排油孔螺塞为了换油及清洗箱体时排出油污，排油孔螺塞材料一般采用Q235，排油孔螺塞的直径可按箱座壁厚的倍选取。排油孔应设在便于排油的一侧，必要时可在不同位置两个排油孔以适应总体布局之需。检查孔盖板为了检查传动件啮合情况，润滑状态以及向箱内注油，在箱盖上部便于观察传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。通气器为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。起吊装置吊环螺钉装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖，也可用来吊运轻型减速器。定位销为确定箱座与箱盖的相互位置，保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销，并尽量设置在不对称位置。常用定位销为圆锥销，其公称直径（小端直径）可取，为箱座，箱盖凸缘联接螺栓的直径；取长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利装拆。起盖螺钉箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装与其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。起盖螺钉材料为35号钢并通过热处理使硬度达HRC28~38。九，设计小结1.通过这次课程设计，我学到了很多，更好地将以前学过的知识和实际应结合起来，比如《机械原理》，《机械设计》，《材料力学》，《互换性与技术测量》，《图学》等专业知识。2.同时我也了解到一个零件的设计要考虑很多东西，最基本的是它能实现你想要的功能，还有它的经济性也很重要，同时要考虑具体加工一个零件时的加工方法的不同，材料的选择等因素。3.通过这次课程设计也让我深刻意识到了设计的需要严谨的精神和精确的计算。同时也知道了设计一个零件需要做些什么，需要准备哪些方面的东西。4.由于第一次设计减速器，在设计中也存在一些不足之处，比如刚开始设计时未考虑到很多因素，导致在设计过程出现很多错误，针对这些错误，在老师的指导下，很多错误都已经纠正了。参考资料［1］《机械设计》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第8版；［2］《机械设计课程设计》，浙江大学出版社，陈秀宁，施高义主编，2004年12月第2版；［3］《材料力学》，高等教育出版社，刘鸿文主编，2004年1月第4版；［4］《互换性与技术测量》，中国计量出版社，廖念钊，古莹菴，莫雨松，李硕根，杨兴骏主编；2007年6月第5版；［5］《机械设计手册第3卷》，机械工业出版社，机械设计手册编委会编著，2004年8月第3版；10mm8.5mm14mm10.5mm68180mm180mm20mm52mm8.5mm10mm12mm26mm目录TOC\o"1-2"\h\z第一章项目基本情况 3一、项目情况说明 3二、可行性研究的依据 5第二章项目建设的必要性与可行性 8一、项目建设背景 8二、项目建设的必要性 9三、项目建设的可行性 14第三章市场供求分析及预测 17一、项目区生猪养殖和养殖粪污的利用现状 17二、禽畜粪污产量、沼气及沼肥产量调查与分析 18三、项目产品市场前景分析 20第四章项目承担单位的基本情况 21一、养殖场概况 21二、资产状况 21三、经营状况 21第五章项目地点选择分析 23一、选址原则 23二、项目选点 23三、项目区建设条件 24第六章 工艺技术方案分析 27一、污水处理模式的选择 27二、处理工艺的选择 29三、项目工艺流程 31四、主要技术参数 35五、主要设备选型 39第七章项目建设目标 40一、项目建设目标 40二、项目建设规模 40第八章项目建设内容 42一、建安工程 42二、仪器设备 46第九章投资估算和资金筹措 48一、投资估算的范围 48二、投资估算的依据 48三、投资估算 49四、资金使用计划 54HYPERLINK\l"_