平板搓絲機的傳動裝置設計（帶CAD圖紙）

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鎮(zhèn) 江 高 專 ZHENJIANG COLLEGE 畢 業(yè) 設 計 (論 文) 平板搓絲機傳動裝置設計 Design of transmission device for flat rolling machine 系 名： （四號宋體） 專業(yè)班級： （四號宋體） 學生姓名： （四號宋體） 學 號： （四號宋體） 指導教師姓名： （四號宋體） 指導教師職稱： （四號宋體） 年 月 摘要 由于現(xiàn)代工業(yè)的飛速發(fā)展，高速，大負荷，動載條件下工作的精密機器的不斷出現(xiàn)，對螺紋聯(lián)接的機械性能提出越來越高的要求。即要求螺紋聯(lián)接件應具有高強度、高硬度、高精度、以及高的表面質(zhì)量。 螺紋聯(lián)接件數(shù)量大，質(zhì)量要求高，常用的切削加工方法因為效率低，而且由于切斷金屬的纖維，降低了零件的質(zhì)量，不能滿足這種需要，所以必需尋求一種更加先進有效的螺紋加工方法。在一般情況下，用平絲板搓絲機搓制的螺紋已能滿足使用制造要求，所以用平絲板搓絲的方法用的最廣。 本設計為機械設計基礎課程設計的內(nèi)容，是先后學習過機械制圖、機械原理、機械設計、工程材料、加工工藝學等課程之后的一次綜合應用。本設計說明書是對搓絲機傳動裝置設計的說明，搓絲機是專業(yè)生產(chǎn)螺絲的機器，使用廣泛，本次設計是使用已知的使用和安裝參數(shù)自行設計機構(gòu)形式以及具體尺寸、選擇材料、校核強度，并最終確定形成圖紙的過程。通過設計，我們回顧了之前關于機械設計的課程，并加深了對很多概念的理解，并對設計的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。 關鍵詞 搓絲機 執(zhí)行機構(gòu) 傳動裝置 螺紋 Abstract As the rapid development of modern industry, high speed, high load, the dynamic precision machine load work under the conditions of the emerging, put forward higher requirements on the mechanical properties of screw thread.Requested that the threaded joints with high strength, high hardness, high precision, and high surface quality. Threaded connection piece of large quantity, high quality requirements, cutting method commonly used because of low efficiency, but also because of cutting metal fiber, reducing the quality of the parts, can not meet this need, so it is necessary to seek a more advanced thread effective processing method.In general, with flat screw die flat die thread rolling machine rolling system has been able to meet the manufacture requirements, so the method with flat screw die thread rolling of the most widely used. The design for the basic mechanical design curriculum design, is a comprehensive application after has studied mechanical drawing, mechanical principle, mechanical design, engineering materials, processing technology and other courses. The design specification is to rub silk machine transmission device design, thread rolling machine is specializing in the production of screw machine, widely used, the design is known for using and installation parameters using self-designed mechanism and specific size, material selection, strength check, and ultimately determine the drawing forming process. Through the design, we look back on the mechanical design of the course, and deepen the understanding of many concepts, and some of the basic ideas and methods of design have a preliminary understanding and mastery. Key words Thread rolling machine Actuator Transmission Thread 目 錄  1 課程設計題目 1.1 平板搓絲機傳動裝置設計 圖1 （1）設計背景 搓絲機用于加工軸輥螺紋，基本結(jié)構(gòu)如上圖所示，上搓絲板安裝在機頭4上，下搓絲板安裝在滑塊3上。加工時，下挫絲板隨著滑塊作往復運動。在起始（前端）位置時，送料裝置將工件送入上、下搓絲板之間，滑塊向后運動時，工件在上、下搓絲板之間滾動，搓制出與搓絲板一致的螺紋。搓絲板共兩對，可同時搓制出工件兩端的螺紋。滑塊往復運動一次，加工一個工件。 （2）工作條件 室內(nèi)工作，動力源為三相交流電動機，電動機單向運轉(zhuǎn)，載荷較平。 （3）使用期限 工作期限為十年，每年工作300天；檢修期間隔為三年。 （4）生產(chǎn)批量及加工條件 中等規(guī)模的機械廠，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。 1.2 設計數(shù)據(jù)表 最大加工直徑/mm 最大加工長度/mm 滑塊行程/mm 搓絲動力/kN 生產(chǎn)率/（件/min） 10 150 300-320 12 45 2 擬定傳動方案及方案比較 根據(jù)設計要求可知： 滑塊每分鐘要往復運動45次，所以機構(gòu)系統(tǒng)的原動件的轉(zhuǎn)速應為45 r/min。以電動機作為原動機，則需要機構(gòu)系統(tǒng)有減速功能。運動形式為連續(xù)轉(zhuǎn)動→往復直線運動。根據(jù)上述要求，有以下三種備選方案。在所有方案中齒輪1、2都可以看作傳動部分的最后一級減速齒輪。 方案一： 圖2 在電動機的帶動下經(jīng)帶傳動、帶動齒輪傳動（減速器），通過曲柄將動力傳遞給連桿，再有連桿帶動滑塊C的往復運動。 方案二： 圖3 在電動機的帶動下經(jīng)帶傳動、帶動齒輪傳動（減速器），通過凸輪將動力傳遞給桿件B，由連桿帶動滑塊C的往復運動。 方案三 圖4 在電動機的帶動下經(jīng)帶傳動、帶動齒輪傳動（減速器），通過曲柄搖桿機構(gòu)將動力傳遞給滑塊C ，從而使C往復運動。 方案比較： 1、方案一：采用了曲柄滑塊機構(gòu)，曲柄長度僅為滑塊行程的一半，故機構(gòu)尺寸較小，結(jié)構(gòu)簡潔。利用曲柄和連桿共線，滑塊處于極限位置時，可得到瞬時停歇的功能。同時該機構(gòu)能承受較大的載荷。 2、采用凸輪機構(gòu)，該機構(gòu)隨能滿足運動規(guī)律，然而系統(tǒng)要求的滑塊行程為340～360mm，因而凸輪的徑向尺寸較大，于是其所需要的運動空間也較大，同時很難保證運動速度的平穩(wěn)性。 3、采用了曲柄搖桿機構(gòu)，利用1桿和2桿共線，機構(gòu)處于極限位置時，可得到瞬時停歇的功能。但是由于機構(gòu)的傳力性能要求太高，對2桿的前對要求太高，一般的材料無法滿足其強度與剛度要求。且機構(gòu)太復雜易造成占用空間大等缺點。 綜合以上分析可知：方案一最為可行，應當選擇曲柄滑塊機構(gòu)實現(xiàn)運動規(guī)律。整個搓絲機由電動機、帶傳動、二級減速器、曲柄滑塊機構(gòu)、最終執(zhí)行機構(gòu)組成。以完成預定的設計目的。  3 傳動裝置設計 3.1 機構(gòu)初步設計 采用同軸式的主要優(yōu)點是結(jié)構(gòu)長度較小兩對齒輪的吃油深度可大致相，利于潤滑等。曲柄長取滑塊行程的一半，即150mm，初取箱體浸油深度為50mm，箱體底座厚30mm，初取滑塊所在導軌厚度為60mm，連桿與滑塊接觸點距導軌高為40mm，則可大致得出減速器中心軸的高度為150+50+4=240mm，曲柄滑塊機構(gòu)的偏心距e=180mm，考慮到留下足夠的空間防止減速器箱體與滑塊干涉接觸，初取連桿長度為1400mm，此時可以計算出急回特性為1.024，傳動平穩(wěn)。 3.2 設計參數(shù) （1）工作機輸出功率計算： 已知水平搓絲力大小為12KN，生產(chǎn)率為45件/min，則有 則曲柄的功率為 又滑塊效率為0.9，鉸鏈效率為0.95，則 補充系統(tǒng)總效率為 電動機所需實際功率為 要求Ped略大于Pd，則選用Y系列電動機，額定功率15KW (2) 工作機轉(zhuǎn)速45r/min 傳動比范圍: V型帶： 減速器： 總傳動比 電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為：nd=i*n w=384-3840r/min 可知電動機應選型號為Y180M—6，同步轉(zhuǎn)速1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速為970r/min （3）總傳動比 初步取帶輪效率i1=2，則減速器傳動比 取兩級圓柱齒輪減速器高速級傳動比 （4）各軸轉(zhuǎn)速 （5）各軸輸入功率 （6）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動機所需實際轉(zhuǎn)矩及電動機的輸出轉(zhuǎn)矩為 軸 輸入功率 輸出功率 輸入轉(zhuǎn)矩 輸出轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 傳動比 效率 電機軸 15KW 147.68Nm 970r/min 高速軸 11.45KW 225.46Nm 485r/min 2 0.96 中間軸 11KW 996.53Nm 105.435r/min 4.6 0.96 低速軸 10.56KW 4208.49Nm 23.963r/min 4.4 0.96  4 帶傳動主要參數(shù)及幾何尺寸計算 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 確定計算功率 由表31-7 由公式 選取帶型 由圖31-15 選用A帶 選取小帶輪直徑 由表31-3 dd1=125mm 大帶輪直徑 dd2=i×dd1 dd2=250mm 小帶輪帶速 ν1=πdd1n160×1000 初選中心距a0 初選a0=700mm 帶初步基準長度Ld` Ld`=1994.3mm 帶基準長度Ld 由表31-2 Ld=2000mm 實際中心距 a=678.8mm 選取a=680mm 小帶輪包角 帶的根數(shù) 由表31-3求P0 由表31-4的基本額定功率增量ΔP0 由表31-9取包角系數(shù)kα 由表31-2取長度系數(shù)kL P0=1.50Kw ΔP0=0.14Kw kα=0.98 kL=1.03 z=Pc(P0+ΔP0)kαkL z=9.97 取z=10 帶的初拉力 帶的壓軸力 由表31-1取ρl=0.10 初拉力: F0=187.362N FQ=3732.98N  5 齒輪傳動設計計算 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 材料選取 小齒輪使用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241-286HBS；大齒輪使用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度217-255HBS；精度等級均為8級 有關數(shù)據(jù)以及公式引自《機械設計基礎》（下冊） 5.1 低速級 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 （1）初步計算 轉(zhuǎn)矩T1 齒寬系數(shù)ψd 由表27-14 ψd=1.2 接觸疲勞極限σHlim 由表27-14b σHlim1=710MPa σHlim2=580MPa 需用接觸應力計算σHP σHP1=0.9σHlim1 σHP2=0.9σHlim2 σHP1=639MPa σHP2=522MPa Ad 由表B1，估計 Ad=756 動載荷系數(shù)K K=1.4 初步計算小齒輪直徑d1 d1=131.28mm 取d1=132mm 初步齒寬b b=ψdd1=158.4mm b=160mm （2）校核計算 圓周速度 ν=πd1n160×1000 ν=3.35m/s 精度等級 由表27-1選取8級精度 8級精度 齒數(shù)z 取z1=35 z2=iz1=154 由于z1,z2互質(zhì) 取z1=35 z2=153 模數(shù) mt=d1z1 查表27-4取標準值 確定齒數(shù)z1=d1mt z2=iz1 β=arccosmnmt d2=mtz2 mt=3.0857mm d2=472.1121mm 取mn=3 使用系數(shù)KA 由表27-7 KA=1.35 動載系數(shù)KV 由表27-6 KV=1.1 齒間載荷分配系數(shù) 首先求解 Ft=2T1d1 非硬齒面斜齒輪，8級精度 Ft=1718.47N KHα=1.52 齒向載荷分配系數(shù)KHβ KHβ=1.67 區(qū)域系數(shù)ZH 由圖27-18 ZH=2.43 彈性系數(shù)ZE 由表27-15 ZE=189.8MPa 重合度系數(shù)Zε 由表27-5 同理 由于無變位，端面嚙合角 αt`=αt εβ=bsinβπmn zε=1εα αt=20.525° αat1=26.481° αat2=22.073° εα=1.448 εβ=3.23>1 zε=0.831 螺旋角系數(shù)Zβ Zβ=cosβ Zβ=0.986 許用接觸應力 由表27-17取最小安全系數(shù)SHlim 總工作時間th=3×300×8 盈利循環(huán)次數(shù) NL1=60γn1th 單向運轉(zhuǎn)γ=1 NL2=NL1i 由圖27-27取接觸壽命系數(shù)ZNT 齒面工作硬化系數(shù)ZW 由表27-18接觸強度尺寸系數(shù)ZX 潤滑油膜影響系數(shù)取值 σHP=σHlimZNTZLZVZRZWZXSHlim SHlim=1.05 th=7200h NL1=4.555×107 NL2=1.035×107 ZNT1=1.18 ZNT2=1.25 ZW1=ZW2=1.14 ZX1=ZX2=1.0 ZL1=ZL2=1.0 ZR1=ZR2=1.0 ZV1=ZV2=1.0 σHP1=909.6MPa σHP2=787MPa 驗算 σH=ZHZEZεZβKAKVKHβKHαFtbd1u+11 σH=661.523 MPa （3）確定主要傳動尺寸 中心距 a=d1+d22=290.056mm 取整a=290mm 螺旋角 端面模數(shù) mt=mn/cosβ mt=2.0851 分度圓直徑 d=mnz/cosβ d1=107.979mm d2=472.021mm 齒寬 b=130mm 當量齒數(shù) ze1=z1/cos3β=38.06 取ze1=38 取ze2=166 （4）齒根彎曲疲勞強度驗算 齒形系數(shù)YFa 由當量齒寬查圖27-20取值 YFa1=2.48 YFa2=2.20 應力修正系數(shù) 由圖27-21取值 YSa1=1.65 YSa2=1.78 螺旋角系數(shù)Yβ 由圖27-22取值 Yβ=0.88 齒向載荷分配系數(shù) 由圖27-9取值 KFβ=1.52 許用彎曲應力 由圖27-30取試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限σFlim 由表27-17取最小安全系數(shù)SFmin 由表27-33確定尺寸系數(shù)YX 由圖27-32確定彎曲壽命系數(shù)YNT 另外取值如右 σFP=σFlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlim σFlim1=300N/mm2 σFlim2=270N/mm2 SFmin=1.25 YX1=YX2=1.0 YNT1=0.96 YNT2=0.98 YST1=YST2=2 YVrelT1=YVrelT2=1.0 YRrelT1=YRrelT2=1.0 σFP1=460.8N/mm2 σFP2=423.36N/mm2 驗算 σF=KAKVKFαKFβYFaYSaYεYβFtb1mn σF1=239.91MPa σF2=229.59MPa （5）齒輪主要傳動尺寸列表 壓力角ααn 20° 螺旋角β 分度圓直徑d d1=107.979mm d2=472.021mm 齒頂高 齒根高 齒頂間隙C C=0.25m C=0.75mm 中心距a a=d1+d22 a=290mm 5.2 高速級 由于低速級齒輪受力遠比高速級嚴重，而且二者中心距相等，采用相同齒寬的條件下，高速級齒輪必然滿足強度剛度等要求，而且還有不小的過盈量。在此不再校核高速級齒輪的強度，根據(jù)中心距相等，直接計算其相關尺寸，必定能滿足使用要求。 齒輪主要傳動尺寸列表 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 中心距a a=d1+d22 a=290mm 分度圓直徑d d2=i12×d1 d1=102.143mm d2=469.857mm 齒數(shù) d1=mtz1 d2=mtz2 取z1=33 z2=152 模數(shù) mt=2a/(z1+z1) mt=3.102 mn=3 傳動比 i12=d2/d1 i12=4.61 螺旋角 分度圓直徑 d=mnz/cosβ d1=102.366mm d2=477.634mm 齒寬 b=123mm （5）齒輪主要傳動尺寸列表 壓力角ααn 20° 螺旋角β 分度圓直徑d d1=102.366mm d2=477.634mm 齒頂高 齒根高 齒頂間隙C C=0.25m C=0.75mm 中心距a a=d1+d22 a=290mm  6 軸的設計與校核 6.1 初估軸徑 電機軸 取d00=24mm 高速軸 取d11=35mm 中間軸 取d22=50mm 低速軸 取d33=75mm 6.2 軸強度校核 1 高速軸 齒輪上的作用力 轉(zhuǎn)矩 圓周力 徑向力 軸向力 Ft=2T1d1 Fr=Ft×tanαncosβ Fa=Ft×tanβ T1=225.46N·m Ft=3416.1N Fr=1248.8N Fa=889.8N 支反力 Y-Z平面 FQ×80+Ft×97=FAV×218 FAV=2890N FBV=3207N MV1=630N·m MV2=630N·m X-Z平面 FBH+FAH=Fr FBH×97+Fa×51=FAH×194 FAH=1717N FBH=-469N MH1=45.49N·m MH2=333.1N·m 合成彎矩 Mc1=MV12+MH12 Mc2=MV22+MH22 Mc1=632N·m Mc2=713N·m 轉(zhuǎn)矩 T1=225.46N·m 當量彎矩 Mec1=Mc12+αT12 Mec2=Mc22+αT12 α=0.579 Mec1=645N·m Mec2=725N·m 校核 σbc2=Mec2Wc 2 中間軸 高速級大齒輪齒輪上的作用力 轉(zhuǎn)矩 圓周力 徑向力 軸向力 Ft=2T2d2 Fr=Ft×tanαncosβ Fa=Ft×tanβ T2=996.35N·m Ft1=4240N Fr1=1595N Fa1=1104N 低速級小齒輪齒輪上的作用力 轉(zhuǎn) 矩 圓周力 徑向力 軸向力 Ft=2T2d2 Fr=Ft×tanαncosβ Fa=Ft×tanβ T2=996.35N·m Ft2=4484.13N Fr2=1678.39N Fa2=1075.65N 支反力 Y-Z平面 FBV+FAV=Ft1+Ft2 -FAV×232+Ft1×132=Ft2×102 FAV=3260.38N FBV=5528.56N MV1=319.71N·m MV2=457.38N·m X-Z平面 FBH+FAH=Fr1+Fr2 Fa2×54+FAH×230=Fa1×239+Fr1×132+Fr2×102 FAH=87.29N FBH=2425.06N MH1=8554.4N·m MH2=130.72N·m MH3=229.28N·m MH4=229.28N·m 合成彎矩 Mc1=MV12+MH12 Mc2=MV22+MH42 Mc1=345.40N·m Mc2=511.63N·m 轉(zhuǎn)矩 T1=500.977N·m 當量彎矩 Mec1=Mc12+αT12 Mec2=Mc22+αT12 α=0.579 Mec1=451.37N·m Mec2=588.38N·m 校核 σbc1=Mec1Wc σbc2=Mec1Wc 3 低速軸 齒輪上的作用力 轉(zhuǎn)矩 圓周力 徑向力 軸向力 Ft=2T2d3 Fr=Ft×tanαncosβ Fa=Ft×tanβ T3=4208.49N·m Ft=4484.13N Fr=1678.39N Fa=1075.65N 支反力 Y-Z平面 FBV+FAV=Ft FAV×103=Ft×103 FAV=2242.065N FBV=2242.065N MV1=230.93N·m X-Z平面 FBH+FAH=Fr FAH=2071.49N FBH=393.10N MH1=40.49N·m MH2=213.36N·m 合成彎矩 Mc1=MH12+MV12 Mc2=MH22+MV12 Mc1=234.45N·m Mc2=310.66N·m 轉(zhuǎn)矩 T1=2116.598N·m 當量彎矩 Mec1=Mc12+αT12 Mec2=Mc22+αT12 α=0.579 Mec1=1249.815N·m Mec2=1266.325N·m 校核 σbc1=Mec1Wc σbc2=Mec2Wc  7 軸承的選擇與校核 7.1 高速軸軸承30209 計算項目 計算公式 計算結(jié)果 軸承主要性能參數(shù) 軸承30209性能參數(shù) e=0.4,Y=1.6 軸承受力情況 FrA=FAH2+FAV2,FrB=FBH2+FBV2 FSA=FrA/2Y,FSB=FrB/2Y FrA=1246.05N FrB=1138.92N FSA=389.39N FSB=355.91N FA=582.74N 求Fα FSB+FAe=0.4 X=0.4 Y=1.6 沖擊載荷系數(shù) 由表38-4得 fd=1.4 當量動載荷 PB=fdXFr+YFa PB=2815.37N 軸承A FαFγ FaAFrA=0.312FSB FaB=FSA+FA FaB=2012.35N FaA=1519.44N 軸承B X,Y取值 FaBFrB=0.33e X=0.4 Y=1.5 沖擊載荷系數(shù) fd=1.4 當量動載荷 PA=fdXFr+YFa PA=5017.292N Pmax P=maxPA,PB P=8451.86N 軸承壽命 L10=6.402×105h 結(jié)論：所選用軸承可用。 7.3 低速軸軸承30217 計算項目 計算公式 計算結(jié)果 軸承性能參數(shù) 軸承30217性能參數(shù) e=0.42 軸承受力情況 FrA=FAH2+FAV2,FrB=FBH2+FBV2 FSA=FrA/2Y,FSB=FrB/2Y FrA=2393.97N FrB=2393.9N FSA=1090.19N FSB=812.95N FA=1075.65N 求Fα FSA+FA>FSB FaB=FSA+FA FaB=2165.84N FaA=1090.19N 軸承B FαFγ FaBFrB=0.951>e=0.42 X=1 Y=0 沖擊載荷系數(shù) 由表38-4得 fd=1.4 當量動載荷 PB=fdXFr+YFa PB=5914.026N 軸承A FαFγ FaAFrA=0.357< e X=0.4 Y=1.4 沖擊載荷系數(shù) 由表38-4得 fd=1.4 當量動載荷 PA=fdXFr+YFa PA=4578.795N Pmax P=maxPA,PB P=5914.026N 軸承壽命 L10=4.14×107h 結(jié)論：所選用軸承可用。  8 鍵的選擇與校核 高速軸 鍵的選擇和參數(shù) 選用普通平鍵,圓頭, d1=38mm,d2=50mm,選用鍵b×h=10×8, b×h=14×9, 轉(zhuǎn) 矩 T1= 225.46N·m 鍵長 L1= 100mm L2= 110mm 接觸長度 l1`=30mm l2`=96mm 許用擠壓應力 查表鑄鐵許用擠壓應力為 σP1=14.83MPa σP2=6.71MPa σP<σP 滿足要求，可用 中間軸 鍵的選擇和參數(shù) 選用普通平鍵,圓頭,d1=65mm,d2=55mm,選用鍵b×h=18×11, b×h=16×10 轉(zhuǎn) 矩 T1= 996.35N·m 鍵長 L1= 110mm L2= 110mm 接觸長度 許用擠壓應力 查表鑄鐵許用擠壓應力為 σP1=30.97MPa σP2=38.54MPa σP1<σP σP2<σP 滿足要求，可用 低速軸 鍵的選擇和參數(shù) 選用普通平鍵,圓頭, d1=90mm,d2=75mm,選用鍵b×h=25×14, b×h=20×16 轉(zhuǎn) 矩 T1=4208.49N·m 鍵長 L1= 110mm L2= 110mm 接觸長度 l1`=85mm l2`=50mm 許用擠壓應力 查表鑄鐵許用擠壓應力為 σP1=78.59MPa σP2=77.9MPa σP1<σP σP2<σP 滿足要求，可用 9 減速器箱體各部分結(jié)構(gòu)尺寸 1 箱體 名稱 符號 尺寸 箱蓋壁厚 δ δ=10mm 箱座壁厚 δ1 δ1=12mm 箱蓋凸緣厚度 b b=18mm 箱座凸緣厚度 b1 b1=15mm 地腳螺釘直徑 地腳螺釘數(shù)目 n n=6 軸承旁連接螺釘直徑 d1 d1=20mm 箱蓋與箱座連接螺釘直徑 d2 d2=16mm 軸承端蓋螺釘直徑 d31 d31=8mm d32 d32=10mm 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 d4=8mm 定位銷直徑 d d=10mm 起蓋螺釘直徑 d5 d5=16mm 大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離 Δ Δ=15mm 齒輪端面與內(nèi)壁距離 Δ11 Δ11=12mm Δ12 Δ12=14mm 軸承端蓋外徑 D21 D21=85mm D22 D22=110mm D23 D23=150mm 軸承端蓋凸緣厚度 t t=12mm 2 潤滑及密封形式選擇 設計項目 設計內(nèi)容 密封裝置 高速軸密封 氈圈密封，d=44mm，擋油板內(nèi)密封 中間軸密封 擋油板內(nèi)密封 低速軸密封 氈圈密封，d=73mm，擋油板內(nèi)密封 潤滑油以及潤滑脂的選擇 軸承 脂潤滑 齒輪 油潤滑 3 箱體附件設計 設計項目 設計內(nèi)容 設計結(jié)果 通氣器 指標： M27×1.5mm d1=M48×1.5mm，d2=12mmd3=4.5mm,d4=24mm，D=60mm a=15mmb=10mm c=22mm R=60mm D1=36.9mm, S=32mmk=7mme=2mm f=2mm 油標 指標： d=M20, d1=6mm, d2=16mm, d3=8mm, a=15mm,b=10mm, c=6mm,D=32mm, D1=26mm， 選用C型油標 排油螺塞 指標： M24×2mm ,d1=21mm, D=34mm, e=31.2mm, S=27mm, L=32mm, b=4mm, b1=4mm, C=1.5mm, D0=35mm 管螺紋六角螺塞及其組合件  致 謝 本次設計能順利完成，得益于我的指導老師的悉心指導和適時督促。 由于自身知識的匱乏，加上設計資料的欠缺，在設計過程中，遇到了較多的技術問題和未知知識，使得設計過程顯得異常的困難。在解決上述難題的過程中，指導老師給予了大力的幫助，老師在每周答疑時間里總是對我們遇到的問題能給予詳細的講解。在其余時間，也時時關注著我們設計的進度、方法。我很欣賞指導老師的教學方式，她在解決學生問題的過程中，總能以一種探索的方式去鼓勵學生追求學術領域的新知，即是她強調(diào)學生的主觀能動性，激勵學生增強解決問題的能力。 在這里，我還得感謝曾經(jīng)教導過我的所有老師，感謝他們授予了我知識，感謝他們教會了我怎樣生活，怎樣去解決生活中遇到的困難。同時，也要感謝學院領導，是你們的精心管、教，才讓我們有了一個安定的學習環(huán)境。 最后，還得感謝我的同學、朋友對我的幫助，在這里就一并作謝了。  參考文獻 1、《機械原理》第七版，孫桓、陳作模、葛文杰主編，西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編，高等教育出版社 2、《機械原理課程設計指導書》郭紅利 主編，西北農(nóng)林科技大學 3、《機械設計手冊》（第三版）吳宗澤 主編，化學工業(yè)出版社 4、《機械制圖》（第六版）大連理工大學工程圖學教研室，高等教育出版社 5、《材料力學》（第四版）劉鴻文主編，高等教育出版社 6、《理論力學》（第七版）哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室 7、《A utoCAD2007》 機械設計繪圖應用教程 陳敏 劉曉旭 主編 重慶大學出版8、《機械設計基礎（下冊）》吳文祥等主編，北京航空航天大學出版社出版 9、《機械設計綜合課程設計》王之棟、王大康主編，機械工業(yè)出版社