同轴式两级圆柱齿轮减速器装置设计

设计说明书

课程名称：题目名称：

机 械 设 计

二级同轴式圆柱齿轮减速器装置设计

目

录

一、设计任务书 2

二、系统总体方案设计 2

三、设计步骤 2

1、原动机选择 2

2. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 3 3. 计算传动装置的运动和动力参数 3 4. 齿轮的设计 4 5、从动轴及轴上零件的设计 10

6、箱体结构的设计 16

7.润滑密封设计 17

四 设计小结 18

五 参考资料 18

一、设计任务书

要求设计一带式运输机传动装置 1、式运输机工作原理

带式运输机传动示意图如图1-1所示。 2、已知条件：

1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃；

2）使用折旧期：8年；

3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4）动力来源：电力，三相交流，电压380、220V； 5）运输带速度允许误差：±5%；

6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 3、设计数据

运输带工作拉力F=2200N，运输带工作速度v=1.1m/s，卷筒直径D=240mm。（注：运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑） 4、传动方案

二级同轴式圆柱齿轮减速器 5、设计任务

减速器装配图一张；零件工作图四张(齿轮、轴、箱体、箱盖)；设计说明书一份。

二、系统总体方案设计 总体设计方案见图如图1-2所示

图1-1 图1-2 三、设计步骤

1、原动机选择

232总效率 ?a?n1?23?32＝0.9830.9830.99＝0.98其中?1为齿轮的效率,?2为滚动轴承的效率，?3为联轴器（齿轮为7级）的效率。

输出功率 Pw=F3V=220031.1=2.42KW

电动机所需工作功率为： Pd＝Pw/ηa＝2.42/0.98＝2.47kW,

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L1—4的三相异步电动机，额定功率为3KW满载转速nm?1430 r/min。

。

2、确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1） 总传动比

?n滚筒?60?1000?v60?1000?1.1??87.58r/m

?D滚筒3.14?240由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝nm/n＝1430/87,58＝16.3 （2） 分配传动装置传动比

ia＝i13i2

式中i1,i2分别为高低速齿轮的传动比。

?在同轴式二级圆柱齿轮减速器中i1?i2

初步取i1＝4，则减速器传动比为i2＝ia/i1＝16.3/4＝4.075 根据各原则， i1=4 ， i2= 4.075 。 3、计算传动装置的运动和动力参数

（1） 各轴转速

n?＝n电＝1430r/min

nⅡ＝nⅠ/i　＝1430/4＝357.5r/min 1nⅢ＝ nⅡ/ i2＝357.5/4.075=87.58 r/min

nⅣ=nⅢ=87.58r/min （2） 各轴输入功率

PⅠ＝pd3n3＝330.99＝2.97kW

PⅠ3n13η2＝2.9730.9830.98＝2.85kW Ⅱ＝pPⅢ＝PⅡ3n13η2＝2。8530.9830.98＝2.74kW 则各轴的输出功率：

?PⅠ30.98=2.91 kW Ⅰ＝P?PⅡ＝PⅡ30.98=2.79 kW

?＝PⅢ30.98=2.685kW PⅢ

（3） 各轴输入转矩 T1=Td3i03?1 N·m 电动机轴的输出转矩Td=9550

Pd =955033/1430=20.03 N·m nm所以: Tm Ⅰ=Td3n3=19.83 N·

m TⅡ＝TⅠ3i13n13?2=19.833430.9830.98=76.13N·m TⅢ＝TⅡ3i23n13?2=76.1334.07530.9830.98=300.11N·

?输出转矩：Tm Ⅰ＝TⅠ30.98=19.43N·?＝TⅡ30.98=74.60 N·m TⅡ?＝TⅢ30.98=294.11N·m TⅢ运动和动力参数结果如下表：

轴名 电动机轴 1轴 2轴 3轴 4轴

4、齿轮的设计(使用寿命Lh=36031638=46080h) 1）高速级齿轮传动的设计计算

根据设计要求，选用直齿圆柱齿轮传动。由于减速器的结构是同轴式二级减速器，所以两级齿轮在齿数和模数应相等。在初步设计时考虑模数在2～4mm。而小齿轮的分度圆直径不是很大，考虑他的强度要求，把小齿轮同轴放在一起加工，做成齿轮轴的形式。根据前面算出的轴的转速、传递功率、扭矩及传动比，用机械设计手册软件进行辅助设计

① 材料选择：高速级小齿轮选用45调质后表面淬火，硬度取值范围为217～255 HBS，齿面硬度为250 HBS；取小齿齿数Z1=24，高速级大齿轮选用45调质处理，硬度取值范围为217～255 HBS，齿面硬度为220HBS，Z2=i3Z1=4.0753

功率P KW 输入 2.97 2.85 2.74 输出 3 2.91 2.79 2.69 19.83 76.13 300.11 转矩T Nm 输入 输出 20.03 19.43 74.60 294.11 转速r/min 1430 1430 357.5 87.58 87.58

24=97.8取Z2=98

② 齿轮精度

输送机为一般工作机器，速度不高，故按GB/T10095－1998，选择7级精度。 2、初步设计齿轮传动的主要尺寸

3按齿面接触强度设计 d1t?2.23 确定各参数的值: ① 初选Kt=1.3；

KtT1?d?Zu?1?(E)2 u[?H]② 由教材表10-7选取齿宽系数?d?1.0；

③ 由教材表10-6查得材料的弹性影响系数ZE?189.8Mp；

④ 由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

12?Hlim1?550MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?470MPa；

⑤ 计算应力循环次数

N1=60n1jLh =6031430313（16336038）=4.42310h；

N14.42?108??1.07?108h N2= i4.128

⑥查教材图10-19得：K??1=0.90 K??2=0.96 ⑦齿轮的疲劳强度极限

取失效概率为1%,安全系数S=1,得: [?H]1= [?H]2=

KHN1?Hlim10.90?550??495MPa S1KHN2?Hlim20.96?470??451.2MPa S13、设计计算

①试算小齿轮的分度圆直径d1t，代入[?H]中较小的值。

3d1t?2.233KtT1u?1Z??(E)2 ?du[?H]1.3?5.742?1045.12189.82??()?56.7mm

14.12451.2 =2.23 ②计算圆周速度? ???d1tn1??56.7?1430?m/s?4.33m/s

60?1000　60?1000 ③计算齿宽b

b=?d?d1t?1?56.7mm?56.7mm ④计算齿宽与高之比模数 mt?b。 hd1t56.7??2.363mm z124齿高 h?2.36mt?2.25?2.363mm?5.32mm

b56.7??10.66 h5.32⑤计算载荷系数

根据v?4.33m/s,7级精度, 由教材图10-8查得动载系数KV=1.15； 直齿轮，KH??KF??1；

由教材表10-2查得使用系数KA?1；

由教材表10-4用插值法得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，

KH??1.312； 由

b56.7??10.66，KH??1.312查教材图10-13的KF??1.38 h5.32故载荷系数:

K＝KAKVKH?KH? =131.153131.312=1.5088

⑥按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

3d1=d1t⑦计算模数mn

k=56.73kt31.5088=59.59mm 1.3mn=

d159.59??2.48mm z124根据设计所得取m?2.5mm，则d1=2.5324=60mm 4、齿根弯曲疲劳强度设计

3弯曲强度的设计公式 m?（1）确定公式内各计算数值

2KT1YF?YS?() ?dZ21[?F]①由教材图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?380MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?320MPa

②由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.87，KFN2?0.9； ③计算弯曲疲劳需用应力

取弯曲疲劳安全系数 S=1.4

[?F]1=[?F]2=

④计算载荷系数K

K＝KAKVKH?KF? =131.153131.38＝1.587

⑤查取齿形系数YFa和应力校正系数YSa

查教材表10-5得 齿形系数YFa1＝2.65 YFa2＝2.17 ⑥查取应力校正系数YSa1＝1.58 YSa2＝1.78 ⑦计算大小齿轮的

KFN1?FE10.87?380??236.14 S1.4KFN2?FF20.9?320??205.71 S1.4YFaYSa并加以比较 [?F]YFa1YSa12.65?1.58??0.01773 [?F]1236.14YFa2YSa22.17?1.78??0.01878

[?F]2205.71大齿轮的数值大。 （2）设计计算 ①计算模数

3mn?2?1.587?5.742?104?0.01878mm?1.81mm

1?242 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可去由弯曲强度算得的模数1.81，经圆整后再考虑其他的影响因素，可取m=2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=59.59mm来计算应有的齿数得：

z1?d159.59??23.83圆整后取z1=24；z2=4.075324=97.8 圆整后取z2=98 m2.5②几何尺寸计算

计算大、小齿轮的分度圆直径 d1?z1m?24?2.5?60mm

d2?z2m?98?2.5?245mm

计算中心距 a?d1?d260?245??152.5mm 22计算齿轮宽度 b??dd1?1?60?60mm

取 B2?55mm，B1?60mm

低速级齿轮的基本参数与高速级的齿轮要相同，只是再取材上由所不同，以此来满足传动的强度要求，用机械设计手册软件版3.0进行辅助设计得到设计数据，整理如下表：

传递功率 P/kw 传递转矩 T/ N·m 转速 n/r/min 传动比 i 齿面啮合类型 材料及热处理 模数/mm 齿轮基本参数 齿数Z 齿宽系数Φd 中心距a/mm 齿数比 重合度ε 分度圆直径d/mm 齿根圆直径 df/mm 齿顶圆直径 da/mm 齿顶高 ha/mm 齿根高 hf/mm 齿顶压力角αa/° 24 1.00 152.5 4.125 1.72665 60 53.7 65 2.5 3.125 29.84 245 241.25 252.5 2.5 3.125 22.91 60 53.7 65 2.5 3.125 29.84 98 0.222 高速级齿轮 小齿轮 2.85 76.13 1430 4 软硬齿面 45 表面淬火 45 调质 2.5 24 1.00 152.5 4.125 1.72665 245 241.25 252.5 2.5 3.125 22.91 98 0.222 45 表面淬火 357.5 357.5 大齿轮 低速级齿轮 小齿轮 大齿轮 2.74 300.11 87.19 4.075 软硬齿面 37SiMn2MoV调质

分度圆弦齿厚 /mm 分度圆弦齿高/mm 固定弦齿厚/mm 固定弦齿高/mm 公法线跨齿数 K 公法线长度 Wk 齿顶高系数 ha* 顶隙系数 c* 压力角α/° 齿距累积公差 Fp 齿圈径向跳检测项目 动公差 Fr 公法线长度变动公差 Fw 齿距极限偏差 fpt(±) 齿向公差 Fβ 中心距极限偏差 fa(±) 接触强度极强度校核数限应力 σHlim/MPa 抗弯疲劳基本值 σFE/MPa 度许用值 3.92 2.56 3.47 1.87 3 19.29 3.93 2.52 3.47 1.87 12 88.34 3.92 2.56 3.47 1.87 3 19.29 3.93 2.52 3.47 1.87 12 88.34 1.00 0.25 20 0.04346 0.03568 0.02885 0.01519 0.01598 0.07900 0.04346 0.05133 0.03568 0.03859 0.02885 0.01699 0.01519 0.00630 0.01598 0.02953 0.07900 0.05133 0.03859 0.01699 0.00630 960 450 960 546.3 480 320 480 443.8 据 接触疲劳强1339 627.7 1325.1 754.1

[σH]/MPa 弯曲疲劳强度许用值 [σF]/MPa 接触强度计算应力 σH/MPa 弯曲疲劳强度计算应力 σF 载荷类型 强度校核相关系圆周力 Ft/N 齿轮线速度 V 使用系数 Ka 齿向载荷分布系数 KHβ 数 Ysa 5、从动轴及轴上零件的设计

（1）低速轴和轴上滚动轴承以及键连接的设计

由前面计算可得TⅢ=300.11N2m PⅢ=2.74kw nⅢ=87.19r/min ①、求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2=245mm

圆周力 Ft=7651.667(N) 所以 Ft=

611.1 407.4 611.1 565 546 719.1 109.1 101.5 170.5 158.7 静强度 1914.333 4.587 1.00 1.000 1.57832 1.78953 动载系数 Kv 齿间载荷分布系数 KHα 复合齿形系数 Yfs 7651.667 1.113 1.845 1.318 4.2454 3.95087 数 应力校正系2T32?300.11?7413.657N ??3245?10d2Ft7413.657??7889.449N ?cos?cos20.657?tan20??2698.35N Fr= Fttan??7413 Fn=

Fa=0N

圆周力Ft，径向力Fr如图示:

ω

②、初步确定轴的最小直径

按课本15-3初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理。由于轴的转速较低，根据教材取Ao?100，大齿轮用平键安装，所以在计算时应在原来的数值上，轴径增大5%～7%，所以最小直径应乘以1.05，则轴的最小直径

dmin?1.05Ao3P32.74?1.05?100?3?48.09mm n387.19③、联轴器的选择

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器合理连接,故需同时选取联轴器的型号。

查教材表14-1,选取KA?1.3

Tca?KAT3?1.3?300.11?1192.672N?m

计算转矩应小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计手册》选取LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500N?m,联轴器的孔径选取50mm，轴孔长度L=84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=112mm。 ④、低速轴联轴器上键的选择和计算

选取平头平键，材料取45号钢，按静载荷计算取?p=140MPa。据装联轴器处d=50mm，可取键宽b=14，键高h=9。取L=64mm。

键的工作长度l=L=64mm，接触高度k=0.5h=4.5mm。

2T?1032?300.11?1000?p???127.42MPa??p?140MPa

kld4.5?64?50????故合适。标记为：GB/T 1096 键B1439364 ⑤、根据轴向定位的要求确定低速轴的各段直径和长度

由上知d1-2=50mm为了满足联轴器的要求的轴向定位要求,轴1—2段右端需要制出一轴肩,故取直径d2?3?55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=112mm，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1—2段的长度应比L1略短一些，现取l1-2= L1=84mm。

⑥、滚动轴承的选择。

因轴只受到径向力和圆周力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2?3?55mm,在机械设计手册中初步选取6211型轴承，其尺寸为

d?D?B?55mm?100?21mm。故d2-3=d6-7 =55mm。轴承采用套筒和端盖进行轴

向定位。其尺寸根据箱体确定，这里取l2?3?67mm。取套筒宽度为14.5mm，为了使齿轮可靠地压紧套筒端面，此轴段应略高于套筒的高度，取二者的高度差为2mm，则l3?4?2?14.5?16.5mm。取安装齿轮处的轴段d4-5=64mm，已知齿轮的齿宽为55mm,为了保证键的连接强度,取轮毂宽度为60mm，所以l4-5=58mm。 齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高h﹥0.07d=4.48，取h=6mm,则轴环处的直径d5-6=76mm。轴环宽度b≥1.4h，取l5?6?10mm。最右端取轴承宽度，即l6?7?21mm。

轴的结构与装配图如下所示 对于输入轴间轴，其设计方法类似。 ⑦、大齿轮上键的选择和计算

选取平头平键，材料取45号钢，按静载荷取?p=140MPa。据d=64mm，可取键宽b=18，键高h=11。取L=52mm。键的工作长度l=L=52mm，接触高度k=0.5h=5.5mm。校核其强度

2T?1032?300.11?1000?p???100.274MPa??p?140MPa

Kld5.5?52?64和中

????符合强度要求，故合适。标记为：GB/T 1096 键B18311352。 ⑧、轴上的载荷分析

首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查《机械设计手册》，对于深沟球轴承,支点取轴承的中心。

lA?98mm; lB?55mm; lC?50.5mm; FNH1?FNH2?FNV1?FNV2?ωlC50.5Ft?7413.657??3548.72N lB?lC105.5lB55Ft?7413.657??3864.94N lB?lC105.5lC50.5Fr?2698.35??1291.63N

lB?lC105.5lB55Fr?2698.35??1406.72N lB?lC105.5MH?FNH1lB?7413.657?55?407751.14N?mm Mv?FNV1lB?1291.63?55?71039.65N?mm

22M?MH?MV?407751.142?71039.652

?413893.25N?mm从结构图以及弯矩合扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的C处的MH、MV及

M的值列于下表中：

载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 水平面H 垂直面V FNH1?3548.72N FNH2?3864.94N MH?407751.14N?mm FNV1?1291.63N FNV2?1406.72N Mv?71039.65N?mm M?407751.142?71039.652?413893.25N?mm T3?300110N?mm ⑨、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取

??0.6，轴的计算应力

?ca=

M2?(?T3)2W?415026.622??0.6?917440=?26.3MPa 30.1?642轴材料为40Cr，调质处理，其[??1]=70MPa>26.3MPa，所以此轴安全。 ⑩、精确校核轴的疲劳强度 ?、判断危险截面

截面1,A,2只受扭矩作用。所以1，A，2无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面B和D处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大。截面B的应力集中的影响和截面D的相近,不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里轴的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面5、6、7显然更加不必要做强度校核。由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面4左右两侧即可。 ?、截面4左侧。

mm3 抗弯系数 W=0.1d3=0.1?603mm3?21600mm3 抗扭系数 WT=0.2d3=0.2?603mm3?4320055?28N?mm?203740N?mm 55截面4左侧的弯矩M为 M?415026.62?截面4左侧的扭矩T3为 T3=300110N?mm 截面上的弯曲应力

M203740??9.43MPa 21600W?b?截面上的扭转应力

?T=

T3300110?21.24MPa =

WT43200轴的材料为40Cr，调质处理。查表15-1得：

?B?735MPa ??1?355MPa ??1?200MPa

因

rD642.0? ?0.033 ??1.07

6060dd查教材表，经插值后得

???2.0 ??=1.31

又查教材图得轴的材料的敏性系数为

q??0.85，q?=0.87； 故有效应力集中系数为

k??1?q?(???1)?1?0.85?(2.0?1)?1.85k??1?q?(???1)?1?0.87?(1.31?1)?1.27 尺寸系数???0.68，扭转尺寸系数???0.83 轴按磨削加工，则表面质量系数为??????0.91 综合系数 K?=

k?

???1???1?1.851??1?2.82 0.680.91

K?=

k????1???1?1.271??1?1.62 0.830.91合金钢的特性系数 ???0.2～0.3，取0.2

???0.1～0.15，取0.1

安全系数Sca S?=S?=

??1355?13.35 ?K??a??a?m2.82?9.43?0.2?0??1200??10.95

21.2421.24k??a??t?m1.62??0.1?22S?S?13.35?10.95Sca=??8.46≥S=2.5 故它是安全的

2222S??S?13.35?10.95（3）、截面4右侧

抗弯系数 W=0.1d3=0.1?643=26214mm3 抗扭系数 WT=0.2d3=0.2?643=52429mm3 截面4的右侧的弯矩M为

M?415026.62?55?28N?mm?203740N?mm 55截面7的下侧的扭矩T3为

T3=300110N?mm

截面上的弯曲应力

M203740??7.77MPa 26214W?b?截面上的扭转应力

?T=

T3300110?17.5MPa =

52429WTk?因此处为过盈配合，查表用差值法得取

???3.23

k????0.8k????0.8?3.23?2.584

又由上知??????0.91 综合系数 K?=

K?=

k???k???1??1?1?3.23??1?2.584?1?1?3.33 0.911?1?2.68 0.91????

安全系数Sca S?=S?=

??1355??13.72

K??a??a?m3.33?7.77?0.2?0??1200??8.22

k??a??t?m2.68?17.5?0.1?17.5S?S?S??S?22Sca=

?213.72?8.222213.72?8.222?7.05≥S=2.5

故该轴在截面4右侧的强度也是足够的。 6、箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT150）制成。 1、机体有足够的刚度

在机体凸起的地方加肋，增强了轴承座刚度 2、考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润油。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为要高。 3、机体结构有良好的工艺性。

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便。 4、对附件设计

油标：

油标位置应在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，密封性要好，以防油从游标中溢出。

由于机器工作在工地上,而且用来搅拌水泥,所以不需要视孔;对于放油孔也是不需要的,因为底座上装的有螺丝用来方便拆卸的,因此也可以用做放油孔,节省了材料和减少加工的麻烦.类似的吊环之类的附件也不需要,没有实际的意义,因为传动装置是固定在支架上了,不需要单独的移动,所以省略掉吊环装置. 减速器机体结构尺寸如下：

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 符号 计算公式 计算结果 6.84mm 6.08mm 15mm 15mm 取值 10mm 10mm 15mm 15mm ? ??0.025a?3?8 ?1 b1 b ?1?0.02a?3?8 b1?1.5?1 b?1.5?

箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 定位销直径 连接螺栓d2的间距 视孔盖螺钉直径 b2 b2?2.5? 25mm 17.54mm n?4 25mm 18mm 4 16mm 10mm 8mm 8mm 200mm 8mm 24mm df df?0.036a?12 a?250时 n d1 d2 d1?0.75df d2?(0.5~0.6)df 13.15mm 9mm 8mm 8mm 7.2mm d3 d d3?(0.4~0.5)df d?(0.7~0.8)d2 150~200 l d4 d4?(0.3~0.4)df 查机械课程设计指导书 df，d1，d2至外机壁距离 C1 df，d2至凸缘边缘距离 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 C2 查机械课程设计指导书 22mm l1 l1=C1+C2+（8～12） ?1.2? 36.5mm 12mm 10mm 12.75mm ?1 ?2 ?? 箱盖、箱座肋厚 m1、m2 7、润滑密封设计 m1?m2?0.85? 8.5mm 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于闭式的，且传速较低，v﹤12m/s，所以采用浸油润滑。润滑油选用L-AN15，装至规定高度。

H=30mm h1=10mm

所以油的深度为H+h1=30+10=40mm

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封联接

凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为。密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。

四、设计小结

机械设计课程设计是培养学生机械设计能力的技术基础课，本次机械设计的课程设计主要有以下收获：通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握了机械设计的一般规律，树立了正确的设计思想。学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算部件的工作能力，确定其尺寸，形状，结构以及材料，并考虑制造工艺，使用和维护，经济和安全问题，培养机械设计能力，过课程设计，学习运用标准，规范，手册，图册和查阅科技文献资料以及计算机应用能力，培养机械设计的基本技能和获取相关信息的能力。

五 参考文献

[1]吴宗，泽罗圣国.机械设计课程设计手册[M].2版.北京：高等教育出版社，2006

[2]濮良贵，纪名刚.机械设计[M]7版.北京.高等教育出版社.2008 [3]吴宗泽.机械零件设计手册[M]北京.机械工业出版社.2004 [4]潘淑清.几何精度规范学[M]北京.北京理工大学出版社.2003

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/3js7.html