二級斜齒圓柱齒輪減速器 設計說明書

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1、二級斜齒圓柱齒輪減速器設計說明書 一. 課程設計書 二. 設計要求 已知條件：運輸機工作軸轉矩TW=1400N·m，運輸機轉速nw=115r/min。 工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，室內工作： 輸送螺旋工作轉速允許誤差±5%； 兩班制工作，3年大修，工作期限12年。 加工條件：生產批量10臺，中等規(guī)模機械廠，可加工7~8級齒輪。 設計工作量：1.減速器裝配圖1張（A0或A1）； 2.零件圖2張； 3.設計說明書1份。 三. 設計步驟 1.電動機的選擇 工作機的

2、有效功率為 Pw=Tw·nw/9550=1400*115/9550=16.86kW 從電動機到工作機間的總效率為 ηΣ=η12*η22η33 式中η1η2η3聯軸器、齒輪傳動、軸承的傳動效率。 由參考資料[1]中表9.1取η1=0.99、η2=0.97、η3=0.99，則 ηΣ=0.992*0.972*0.993=0.895 所以電動機所需工作效率為 Pd=Pw/ηΣ=16.86/0.895=18.84kW 兩級圓柱齒輪減速器傳動比iΣ`取12.5，則電動機轉速為 nd=iΣ

3、`nw=12.5*115=1437.5 r/min 由參考資料[1]表15.1及相關數據，確定電動機型號為Y180L-4,其滿載轉速為nm=1470r/min。 2.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）?????? 總傳動比 由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可得傳動裝置總傳動比為iΣ＝nm/nw＝1470/115＝12.78 （2）?????? 分配傳動裝置傳動比 iΣ＝i1*i2 式中i1、i2分別為高速級和低速級的傳動比。 考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取i1=1.4i2，故 i1=4.23，i2=3.02 3.計算傳動裝

4、置的運動和動力參數 （1）　各軸轉速 ? ＝nm＝1470r/min ??＝＝1470/4.23＝347.5r/min ??＝?/?＝347.5/3.02=115 r/min 則工作機的轉速為115r/min，在允許誤差范圍內。 （2）　各軸輸入功率 ＝×＝18.84×0.99＝18.65kW ??＝×η2×＝18.65×0.97×0.99＝17.91kW ??＝×η2×＝17.91×0.97×0.99＝17.2kW （3） 各軸輸入轉矩 電動機軸的輸出轉矩=9550 =9550000×18.86/1470= 122525.9N·mm 所以: ＝× =122525.9

5、×0.99=121300.6 N·mm ＝××*η3=121300.6×4.23×0.97×0.99=492731.4N·mm ＝×××=492731.4×3.02×0.97×0.99=1428973.3N·mm 運動和動力參數結果如下表 軸名 功率P/kW 轉矩 T/N·mm 轉速n/(r/min) 傳動比i 效率 η/% 電動機軸 18.84 122525.9 1470 1 0.99 1軸 18.65 121300.6 1470 4.23 0.97 2軸 17.91 492731.4 347.5 3.02 0.97 3軸 17.

6、2 1428973.3 115 4.齒輪的設計 （一）高速級齒輪傳動的設計計算 1，選定齒輪精度等級、材料及齒數 1）零件輸運設備為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度等級即可 2）材料選擇及確定許用應力 小齒輪的材料為40（調質），硬度為280HBS，σHlim1=700MPa，σFE1=600MPa； 大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，σHlim2=600MPa，σFE2=450MPa（參考資料[2]表11-1） 由參考資料[2]表11-5取SF=1.25,SH=1.0 由參考資料[2]表11-4取ZE

7、=189.8 對于標準齒輪，取ZH=2.5 [σF1]=0.7σFE1/SF=336MPa [σF2]=0.7σFE2/SF=252MPa [σH1]=σHlim1/SH=700MPa [σH2]=σHlim2/SH=600MPa 3）取小齒輪=20，則=，=204.23=84.6，取=85，并初步選定β＝15° 2，按齒面接觸強度設計 【公式在課本177頁】 （1）確定公式內的各計算值 1)由參考資料[2]表11-3試選載荷系數K=1.1 2)由參考資料[2]表11-6取φd=1.0 3)實際傳動比i=z2/z1=4.25

8、,即u=4.25；Zβ=√(cosβ)=0.983 (2)計算 1)試算小齒輪分度圓直徑 d1≥53.3mm 模數 m=d1cosβ/z1=53.3*0.966/20=2.57 齒寬 b=φdd1=1.0*53.3=53.3mm,取b2=55mm,b1=60mm 由參考資料[2]表4-1取m=3mm，實際d1=m*z1/cosβ=3*20/0.966=62.1mm, d2=3*85/0.966=263.98mm 圓周速度 v=πd1n1/(60*1000)=3.14*62*1470/(60*1000)=4.77m/s 參照參考資料[2]表11-2，選8級制造

9、精度是合宜的。 3，按齒根彎曲強度設計 【公式在課本178頁】 （1） 確定公式內的各計算值 1)由參考資料[2]表11-3試選載荷系數K=1.1 2)由參考資料[2]表11-6取φd=1.0 3)齒形系數zv1=20/cos315=22.2,zv2=85/cos315=94.4 由參考資料[2]圖11-8得YFa1=2.83，YFa2=2.23 由參考資料[2]圖11-9得YSa1=1.58，YSa2=1.79 因 YFa1YSa1/[σF1]=2.83*1.58/336=0.01331＜YFa2YSa2/[σF2]=2.

10、23*1.79/252=0.01584 故應對大齒輪進行彎曲強度計算 （2)計算 法向模數mn≥2.14mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=2.5mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=62來計算應有的齒數. 則小齒輪的齒數z1=62*cos15/2.5=23.96,取z1=24 則z2=24*4.25=102 4，幾何尺寸計算 (1) 計算中心距 (2) a=(z1+z2)mn/2cosβ=(24+102)*2/(2cos15)=128.2

11、mm 故中心距圓整為130mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 `14^15` (3) 計算大小齒輪的分度圓直徑 d1=z1mn/cosβ=24*2.5/0.966=62.1mm d2=z2mn/cosβ=102*2.5/0.966=263.98mm (4) 計算齒輪寬度 (5) b=φdd1=1.0*62.1=62.1mm 圓整后取b1=70mm,b2=65mm （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 1，選定齒輪精度等級、材料及齒數 1）一般工作機器，速度不高，故選用8級精度等級即可 2）材料選擇及確定許用應力 小齒輪的材料為4

12、0（調質），硬度為280HBS，σHlim1=700MPa，σFE1=600MPa； 大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，σHlim2=600MPa，σFE2=450MPa（參考資料[2]表11-1） 由參考資料[2]表11-5取SF=1.25,SH=1.0 由參考資料[2]表11-4取ZE=189.8 對于標準齒輪，取ZH=2.5 [σF1]=0.7σFE1/SF=336MPa [σF2]=0.7σFE2/SF=252MPa [σH1]=σHlim1/SH=700MPa [σH2]=σHlim2/S

13、H=600MPa 3）取小齒輪=25，則=，=253.02=75.5，取=76，并初步選定β＝15° 2，按齒面接觸強度設計 【公式在課本177頁】 （1）確定公式內的各計算值 1)由參考資料[2]表11-3試選載荷系數K=1.1 2)由參考資料[2]表11-6取φd=1.0 3)實際傳動比i=z2/z1=3.04,即u=3.04；Zβ=√(cosβ)=0.983 (2)計算 1)試算小齒輪分度圓直徑 d3≥95.5mm 模數 m=d3cosβ/z3=95.5*0.966/25=3.69 齒寬 b=φdd1=1.0*95.5=95.5mm,取b2=10

14、00mm,b1=105mm 由參考資料[2]表4-1取m=4mm，實際d1=m*z1/cosβ=4*25/0.966=103.5mm, d2=4*76/0.966=314.7mm 圓周速度 v=πd3n2/(60*1000)=3.14*103.5*347.5/(60*1000)=1.88m/s 參照參考資料[2]表11-2，選8級制造精度是合宜的。 3，按齒根彎曲強度設計 【公式在課本178頁】 （1）確定公式內的各計算值 1)由參考資料[2]表11-3試選載荷系數K=1.1 2)由參考資料[2]表11-6取φd=1.0 3)

15、齒形系數zv1=25/cos315=27.8,zv2=76/cos315=84.4 由參考資料[2]圖11-8得YFa1=2.65，YFa2=2.24 由參考資料[2]圖11-9得YSa1=1.61，YSa2=1.78 因 YFa1YSa1/[σF1]=2.65*1.61/336=0.0127＜YFa2YSa2/[σF2]=2.24*1.78/252=0.0158 故應對大齒輪進行彎曲強度計算 （2)計算 法向模數mn≥2.95mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=4mm

16、但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=95.5來計算應有的齒數. 則小齒輪的齒數z1=95.5*cos15/4=23.06,取z1=23 則z2=23*3.04=69.9,取z2=70 4，幾何尺寸計算 (1) 計算中心距 (2) a=(z1+z2)mn/2cosβ=(23+70)*4/(2cos15)=183.75mm 故中心距圓整為190mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 11^46`37`` (3) 計算大小齒輪的分度圓直徑 d1=z1mn/cosβ=23*4/0.977=94.166mm d2=z2

17、mn/cosβ=70*4/0.977=286.592mm (4) 計算齒輪寬度 b=φdd1=1.0*94=94mm 圓整后取b2=95mm，b1=100mm 5. 軸的設計及校核 （一）高速軸(輸入軸) 一,求作用在齒輪上的力 高速級小齒輪分度圓直徑為d1=62.1mm 則圓周力Ft=2T1/d1=3906.6N 徑向力Fr=Fttanαn/cosβ=1471.9N 軸向力Fa=Fttanβ=992.2N 二,初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼,調質處理,取A0=110[參考資料[2]表14-2] 【公式在課本245頁】 dmin=27.1mm 由于軸

18、截面上開有鍵槽,則d=28mm 高速軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的軸的直徑，d=30mm 三，軸的結構設計 1.高速軸工作簡圖如圖(a)所示 2、首先確定個段直徑 A段：=30mm 有最小直徑算出 B段：=32mm，根據油封標準，選擇氈圈孔徑為31mm的32FZ/T 92010-1991[資1表14.4] C段：=35mm，與軸承（角接觸球軸承7207AC）配合，取軸承內徑 D段：=38mm， 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm E段：=mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸 G段， =35mm, 與軸承（角接觸球軸承7207AC）配合，取軸承內徑 F段：=mm, 設計

19、非定位軸肩取軸肩高度h=3mm 3、確定各段軸的長度 A段：=1.6*28=44.8mm,圓整取=45mm B段：=54mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取54mm C段：=29mm, 與軸承（角接觸球軸承7207AC）配合,加上擋油盤長度 G段：=29mm, 與軸承（角接觸球軸承7207AC）配合,加上擋油盤長度 F段：L6=8mm E段：L5=68mm，齒輪的齒寬B1=70mm D段：=150mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離 軸總長L=383mm,兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=250mm （二）中間軸的設計計算 一、求作用在齒輪上的力 高速級小齒輪分度圓直徑

20、為d3=94.166mm 則圓周力Ft=2T2/d3=10465.2N 徑向力Fr=Fttanαn/cosβ=3890.9N 軸向力Fa=Fttanβ=2181.9N 二,初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr,調質處理,取A0=100[參考資料[2]表14-2] Dmin≥37.2mm 根據減速器的結構，軸Ⅱ的最小直徑應該設計在與軸承配合部分，初選角接觸球軸承7208AC，故取=40mm 三，軸的結構設計 1、軸Ⅱ的設計圖如下： 2，確定各段的直徑 A段:=40mm,與軸承（角接觸球軸承7208AC）配合 F段：=40mm，與軸承（角接觸球軸承7208AC）

21、配合 E段：=43mm， B段：=46mm C段：=mm, D段：=mm, 定位軸肩 3、然后確定各段距離： A段： =30mm, 考慮軸承（角接觸球軸承7208AC）寬度與擋油盤的長度 B段：=15mm,套筒及齒輪定位 C段：=97mm,根據齒輪軸上齒輪的齒寬 E段：=63mm, 根據高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定） F段：=40mm，考慮了軸承長度、密封件厚度與箱體內壁到齒輪齒面的距離 D段：=5mm,由軸Ⅰ得出的兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=174mm減去已知長度 得出 （三）輸出軸的設計計算 一、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr,

22、調質處理,取A0=100[參考資料[2]表14-2] Dmin≥53.08mm 由于軸截面上開有鍵槽,則d=54.67mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的軸的直徑，d=55mm 三，軸的結構設計 1、軸Ⅲ設計圖 如下： 2，確定各軸段直徑 A段: =mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30211）配合 B段: =60mm,非定位軸肩,h取2.5mm C段: =72mm,定位軸肩，取h=6mm D段: =68mm, 非定位軸肩，h=6.5mm E段: =55mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30211）配合 F段: =60mm,按照齒輪的安裝尺寸確定 G段: =45mm,

23、聯軸器的孔徑 3、確定各段軸的長度 A段: =46.5mm,由軸承長度，△3，△2，擋油盤尺寸 B段: =68mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝 C段: =10mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值 根據軸承（圓錐滾子軸承30212）寬度需要 D段: =57.5mm,由兩軸承間距減去已知長度確定 E段: =33mm, 由軸承長度，△3，△2，擋油盤尺寸 F段: =65mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到 G段: =84mm,聯軸器孔長度 1.各傳動比 V帶 高速級齒輪 低速級齒輪 2.3 3.24 2.33 ?2. 各軸轉速n (r/mi

24、n) (r/min) (r/min) (r/min) 626.09 193.24 82.93 82.93 3. 各軸輸入功率 P （kw） （kw） （kw） (kw) 3.12 2.90 2.70 2.57 4. 各軸輸入轉矩 T (kN·m) (kN·m) (kN·m) (kN·m) 47.58 143.53 311.35 286.91 ?5. 帶輪主要參數 小輪直徑（mm） 大輪直徑（mm） 中心距a（mm） 基準長度（mm） 帶的根數z 90 224 471 1400 5 ?

25、 7.傳動軸承和傳動軸的設計 1. 傳動軸承的設計 ⑴. 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩 P=2.70KW =82.93r/min =311.35N．m ⑵. 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =143.21 而 F= F= F F= Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示: ⑶. 初步確定軸的最小直徑 先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取

26、 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號 查課本,選取 因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以 查《機械設計手冊》 選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑 ⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取 ② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力

27、的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型. D B 軸承代號 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 45 85 19 60.5 70.2 7209B 45 100 25 66.0 80.0 7309B 50 80 16 59.2 70.9 7010C 50 80 16 59.2 70.9 7010AC 50 90 20 62.4

28、77.7 7210C 2. 從動軸的設計 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 . 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm, ③ 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,取b=8mm. ④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸

29、器右端面間的距離 ,故取. ⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16, 高速齒輪輪轂長L=50,則 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度. 5. 求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時, 查《機械設計手冊》20-149表20.6-7. 對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 傳動軸總體設計結構圖:

30、 (從動軸) (中間軸) (主動軸) 從動軸的載荷分析圖: 6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 根據 == 前已選軸材料為45鋼，調質處理。 查表15-1得[]=60MP 〈 [] 此軸合理安全 7. 精確校核軸的疲勞強度. ⑴. 判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面

31、Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可. ⑵. 截面Ⅶ左側。 抗彎系數 W=0.1=0.1=12500 抗扭系數 =0.2=0.2=25000 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35 截面上的彎曲應力 截

32、面上的扭轉應力 == 軸的材料為45鋼。調質處理。 由課本表15-1查得： 因 經插入后得 2.0 =1.31 軸性系數為 =0.85 K=1+=1.82 K=1+（-1）=1.26 所以 綜合系數為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05 安全系數 S=25.13 S13.71 ≥S=1.5 所以它是安全的 截面Ⅳ右側 抗彎系數 W=0.1=0.1=12500 抗扭系數

33、 =0.2=0.2=25000 截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560 截面Ⅳ上的扭矩為 =295 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 ==K= K= 所以 綜合系數為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05 安全系數 S=25.13 S13.71 ≥S=1.5 所以它是安全的 8.鍵的設計和計算 ①選擇鍵聯接的類型和尺寸 一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵. 根據 d=55 d=65 查表6-1?。?/p>

34、 鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50 ②校和鍵聯接的強度 查表6-2得 []=110MP 工作長度 36-16=20 50-20=30 ③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5 K=0.5 h=6 由式（6-1）得： ＜[] ＜[] 兩者都合適 取鍵標記為： 鍵2：16×36 A GB/T1096-1979 鍵3：20×50 A GB/T1096-1979 9.箱體結構的設計 減速

35、器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量， 大端蓋分機體采用配合. 1. 機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為 3. 機體結構有良好的工藝性. 鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便. 4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔 在機

36、蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出. D 通氣孔： 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部

37、的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡. E 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. F 位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. G 吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體. 減速器機體結構尺寸如下： 名稱 符號 計算公式 結果 箱座壁厚 10 箱蓋壁厚 9 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 15 箱座底凸緣厚度 25 地腳螺釘直徑

38、 M24 地腳螺釘數目 查手冊 6 軸承旁聯接螺栓直徑 M12 機蓋與機座聯接螺栓直徑 =（0.5~0.6） M10 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） 10 視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） 8 定位銷直徑 =（0.7~0.8） 8 ，，至外機壁距離 查機械課程設計指導書表4 34 22 18 ，至凸緣邊緣距離 查機械課程設計指導書表4 28 16 外機壁至軸承座端面距離 =++（8~12） 50 大齒輪頂圓與內機壁距離 >1.2 15 齒輪端面與內機壁距離 >

39、10 機蓋，機座肋厚 9 8.5 軸承端蓋外徑 +（5~5.5） 120（1軸）125（2軸） 150（3軸） 軸承旁聯結螺栓距離 120（1軸）125（2軸） 150（3軸） 10. 潤滑密封設計 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度. 油的深度為H+ H=30 =34 所以H+=30+34=64 其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。 密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接 凸

40、緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為 密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太 大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。 11.聯軸器設計 1.類型選擇. 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器. 2.載荷計算. 公稱轉矩：T=95509550333.5 查課本,選取 所以轉矩 因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以 查《機械設計手冊》 選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm 四. 設計小結 這次關于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯系實際、深入了

41、解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過二個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎. 1. 機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《公差與配合》、《CAD實用軟件》、《機械工程材料》、《機械設計手冊》等于一體。 2. 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 3. 在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。 4. 本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助. 5. 設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。