帶式運輸機傳動裝置設計課程設計.docx

《帶式運輸機傳動裝置設計課程設計.docx》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《帶式運輸機傳動裝置設計課程設計.docx（34頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機械基礎綜合課程設計說明書設計題目：帶式運輸機傳動裝置設計學院：機械工程學院專業(yè)年級： 12級姓名：宋東憲班級學號：機設12-01-10指導教師：楊秋曉二一四年九月十日目 錄一、課程設計任務書及其方案擬定- 1 -二、電動機的選擇- 2 -三、計算總傳動比及分配各級的傳動比- 3 -四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算- 4-五、傳動零件的設計計算- 5 -六、軸的設計計算- 12 -七、滾動軸承的選擇及校核計算- 22-八、鍵的選擇計算- 27 -九、聯(lián)軸器的選擇及校核計算- 28-十、減速箱的附件選擇- 29 -十一、潤滑方式的確定- 30-十二、心得體會- 31-十三、參考文獻- 32-北華大學機

2、械工程學院宋東憲機設12-1 20121501000323 課程設計一、課程設計任務書及其方案擬定1、題目：帶式運輸機傳動裝置設計2、工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，空載起動；使用期10年，每年300個工作日，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%。3、 原始數(shù)據(jù)：表1.1 已知數(shù)據(jù)題號10-10運輸帶拉力F(KN)2.5卷筒直徑D(mm)280帶速V(m/s)1.64、傳動方案：1-電動機；2-聯(lián)軸器；3-圓錐-圓柱齒輪減速器；4-卷筒；5-運輸帶題目A圖1.1帶式運輸機傳動示意圖1）選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算。2）進行傳動裝置中的傳動零件設計計算。3）

3、繪制傳動裝置中減速器裝配圖和箱體、齒輪及軸的零件工作圖。4）編寫設計計算說明書。- 32 -二、電動機的選擇1、電動機類型的選擇電動機分交流和直流電機兩種。由于直流電機需要直流電源，結(jié)構(gòu)較復雜，價格較高維護不方便，因此用交流電動機，一般用三相交流電源。交流電機有異步和同步電機兩類。異步電機有籠型和繞線型，其中一普通籠型異步電機應用最多。其機構(gòu)簡單、工作可靠、價格便宜、維護方便。從工作要求、經(jīng)濟和實用角度考慮以及用Y系列380v三相籠型異步電動機。2、電動機功率選擇1）電動機至運輸帶的傳動總效率為(2.1)式中分別為軸承、圓柱齒輪傳動、圓錐齒輪傳動、聯(lián)軸器、卷筒的效率。由機械設計綜合課程設計指導

4、表2-4查得：圓錐滾子軸承（一對）=0.98；深溝球軸承（一對）=0.99；圓柱齒輪傳動=0.97；圓錐齒輪傳動=0.96；彈性聯(lián)軸器=0.98；卷筒軸滑動軸承=0.97；傳動裝置的總效率：2）工作機所需工作功率：kW3）所需電機功率： kW (2.2)因載荷平穩(wěn)，電機額定功率略大于即可，由機械設計綜合課程設計指導第六章Y系列電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，選電機的額定功率kW。3、 確定電動機轉(zhuǎn)速計算滾筒工作轉(zhuǎn)速(2.3)根據(jù)機械設計綜合課程設計指導P19表2-4推薦的傳動比合理范圍，取圓錐圓柱齒輪傳動二級減速器傳動比范圍，=8-15。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：（2.4）由機械設計綜合課程設計指導第六章相關(guān)

5、資料查得，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min，1500即進行比較選定電機型號為Y132M2-6，其主要性能：額定功率 kW、滿載轉(zhuǎn)速為。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比(3.1) 2、各級傳動比分配對于圓錐-圓柱齒輪減速器，為了便于加工，大錐齒輪尺寸不應過大，為此應限制高速機錐齒輪的傳動比，一般可取所以取=2.2；低速級圓柱齒輪傳動比為=4。四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（4.1）2、計算各軸的功率kW=50.98=4.95 kW=4.950.980.96=4.655kW（4.2）=4.6550.990.97=4.47 kW =4.470.980.99=4.3

6、8kW3、計算各軸扭矩T0=9550=49.740 NmT1=9550=49.24NmT2=9550=101.88Nm(4.3）T3=9550=390.92 NmT4=9550=383.04 Nm五、傳動零件的設計計算(一)高速級錐齒輪傳動的設計計算1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）、選擇精度等級輸送機為一般工作機器，速度不高，根據(jù)教材機械設計（以下均簡稱教材）P210表10-8選用7級精度（GB10095-88）。（2）、材料選擇由教材表10-1選擇小齒輪材料為調(diào)質(zhì)鋼40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度大齒輪材料為45號鋼（調(diào)質(zhì)），硬度，二者材料硬度相差40。（3）.齒數(shù)選擇試選小齒輪齒數(shù)25，

7、大齒輪齒數(shù)252.2=55；2 按齒面接觸強度設計：（1）確定公式內(nèi)的各計算值根據(jù)教材式10-26：（5.1）1）根據(jù)教材有：通常取=0.250.35，最通常用的值為=0.35；轉(zhuǎn)矩；2）載荷系數(shù)k=1.8；3）許用接觸應力可根據(jù)教材式10-12H=HlimkHN/SH4）根據(jù)教材式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)60 n1jLh609601（2830010）2.765（5.2）所以=1.257（5.3）5）由教材圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限650MPa；齒輪的解除疲勞強度極限550MPa；6）由教材圖（10-23）查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.89；0.97）安全系數(shù)S1所以

8、= 0.89650MPa578.5MPa=0.94550MPa495MPau=2.2；=189.8（5.4）（2）設計計算1）所以小齒輪直徑t =2)計算圓周速度V 4.28m/s3)計算載荷系數(shù) 系數(shù)=1，根據(jù)V=4.28m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.15 查圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1 根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-4得=1.25的=1.5X1.25=1.875 得載荷系數(shù) =2.1564)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 = 5）計算模數(shù)M 3 按齒根彎曲疲勞強度校核(1)根據(jù)教材公式10-23有（5.14）1)由圖（10-24C）

9、查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限：,大齒輪的彎曲強度極限2)由圖（10-22）取彎曲疲勞壽命系數(shù)3)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得：=308.28Mpa=242.86Mpa （5.15） 4) 選載荷系數(shù) Kft=1.35）計算當量齒數(shù)=27.4，=133.56）查取齒形系數(shù)由表（10-17）查得：YFa1=2.562 YFa2=2.15327）查取應力校正系數(shù)由表（10-18）查得：YSa1=1.604 8）計算大小齒輪的，并加以比較（5.16）所以 =1.42mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒面彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎

10、曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.42，并就近圓標為標準值m=2，按接觸強度算得=90.5mm算出小齒輪齒數(shù)。，取46（5.17） 所以大齒輪齒數(shù)2.2X46=101.2，取z2=1024、 計算幾何寸（1） d=92mm（2） d=204mm（3） =24.（4）（5） mm（6） =38.37圓整取=36mm =41mm(二）低速級圓柱齒輪傳動的設計計算1、選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理：選擇小齒輪材料為調(diào)質(zhì)鋼40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，大齒輪材料為調(diào)質(zhì)鋼45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差為40H

11、BS；2）精度等級選用7級精度（GB 1009588）；3）試選小齒輪齒數(shù)22，大齒輪齒數(shù)；2、按齒面接觸強度設計由教材公式（109a）進行計算，即（5.18）（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）轉(zhuǎn)矩=101880Nmm2）試選載荷系數(shù)=1.6u=43）根據(jù)教材表（10-7）選取尺寬系數(shù)1。4) 由教材表（10-5）查得材料的彈性影響系數(shù)189.85) 小齒輪的接觸疲勞強度極限650Mpa；大齒輪的解除疲勞強度極限 =550Mpa；6) 根據(jù)教材式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù)：60 jLh60436.361（2830010）1.256=1.256/4=0.314（5.19）7) 由教材圖10-2

12、3查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：KHN1=0.90 KHN2=0.958) 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求，選取安全系數(shù)SH=1.0，由公式（10-12）得：H1=Hlim1 KHN1/SH=6500.90/1.0Mpa=585MpaH2=Hlim2 KHN2/SH=5500.95/1.0Mpa=553.75Mpa （5.20）=2=553.75 (2)設計計算1）所以小齒輪分度圓直徑：=55.67mm2）算圓周速度m/s（5.21）3）運輸帶速度允許誤差為5%，所以合理。（5.22）齒寬b與齒高h之比b=55.67mm （5.23） 模數(shù)；m =2.455mm（5.24）齒高:h=2.2

13、5m=5.24mm （5.25）4)所以=10.62（5.26）5)計算載荷系數(shù)K已知載荷較平穩(wěn)，有輕微沖擊，根據(jù)教材表（10-2）查取=16)根據(jù)v=0.92m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)=1.08；由表10-4查取=1.420；由教材圖10-13查得=1.32；由教材表10-3查得= =1.4故載荷系數(shù)K= =11.081.11.420=2.147（5.27）7)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 （5.28）8）計算模數(shù)=61.4/22=2.7, 取標準值m=33、按齒根彎曲疲勞強度計算1）根據(jù)教材P201式（10-5）得彎曲強度設計公式為：（5.2

14、9）轉(zhuǎn)矩：=101880Nmm2）根據(jù)教材由圖（10-24C）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=520Mpa大齒輪的彎曲疲勞強度極限:=400 Mpa3）圖（10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)4）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得：= 315.71 Mpa（5.30）K=11.051.11.423=1.99 （5.31）5）根據(jù)教材P200由表（10-5）查得：查取應力校正系數(shù)由表（10-5）查得：6）計算大小齒輪的，并加以比較0.013260.01554大齒輪的數(shù)值大。7）設計計算=1.87mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒面彎曲疲勞強度計算

15、的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.87，并就近圓標為標準值m=2，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑為61.4mm算出小齒輪齒數(shù)故取大齒輪齒數(shù)幾何尺寸計算1） 中心距mm（5.32）2） 大、小齒輪的分度圓直徑=75mm=300mm（5.33）3） 計算齒輪寬度mm（5.34）取小齒輪齒寬=80mm,大齒輪齒寬=75mm計算圓周速度：（5.35）4） 結(jié)構(gòu)設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于，小于，故以選用腹板式為宜。 5）減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸的確定表5.1 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號

16、計算公式結(jié)果箱座厚度8箱蓋厚度8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑M14機蓋與機座聯(lián)結(jié)螺栓直徑=（0.5 0.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8視蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外箱壁的距離查手冊表112262014，至凸緣邊緣距離查手冊表1122414外箱壁至軸承端面距離=+（510）40大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1.210齒輪端面與內(nèi)箱壁距離10箱蓋，箱座肋厚77軸承端蓋外徑+（55.5）72（1軸）85（2軸）115（3軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離12（1軸）85（2軸）115（3軸

17、）六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算圖6.1 輸入軸示意圖1、按扭距初算軸的最小直徑，選取軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理根據(jù)教材mm即dmin=19mm有鍵槽將直徑增大4-5%，則d=19（1+5%）=19.95mm所以d=20mm （6.1）2、軸的結(jié)構(gòu)設計a) 軸上零件的定位，固定和裝配二級減速器中可將齒輪安排在箱體前端，相對兩軸承對稱布置，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，周向用平鍵連接。兩軸承分別以軸肩和套筒定位。b) 確定軸各段直徑和長度由手冊查得C=1.5mm h=2C=3mm因為輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器輸出軸的直徑，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，查教材P351表1

18、4-1，取KA=1.3則：Tca=KAT3=1.3453.307=589.299Nm。查標準GB/T4323-2002選LT8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為710Nm，半聯(lián)軸器孔徑d=24mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，L1=84mm。初選32006型圓錐滾子軸承，其尺寸dDT=30mm55mm17mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應有一定矩離，取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=5mm 滾動軸承距箱體內(nèi)壁的距離s=5mm，各段長度及直徑如下：1段：長度：2段：長度：3段：長度：4段：長度：5段：長度：6段：長度：mm由于軸承由軸肩和套筒定位，所以軸要比軸承的寬度小2mmc) 按彎矩復

19、合強度計算a) 求圓周力（根據(jù)教材P198式10-3）（6.2）b) 求徑向力，根據(jù)教材P189，可得=436.25N（6.3）軸向力：=197.19N（6.4）c) 軸承所承擔的力由一對圓錐滾子軸承分擔扭矩T=41.821Nm（6.5）（6.6）圖6.2 輸入軸受力分析圖d) 危險截面的彎矩（6.7）（6.8）（6.9）校核危險截面C的強度（6.10）所以，該輸入軸的強度足夠圖6.3 彎矩、扭矩圖 輸出軸的設計計算圖6.4 輸出軸示意圖1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度217255HBS根據(jù)教材表15-3 式15-2取mm（6.11）選擇圓錐滾子軸承，由機械設計手冊第四版第三卷得其型號

20、為 330102、軸的結(jié)構(gòu)設計1) 軸上零件定位，固定和裝配圓柱齒輪安裝在兩軸承之間，圓柱齒輪的第一端與軸肩固定，另一端與軸承間的套筒固定，周向采用鍵過渡配合，兩軸承分別與軸肩、套筒定位，另一端與端蓋裝配固定。2) 確定軸的各段直徑和長度，前已有敘述3) 按彎矩復合強度計算a) 求圓周力已知T3=488.32Nm（6.12）b) 由教材式P198式10-3（6.13）c)軸承所承擔的力由一對圓錐滾子軸承分擔扭矩T3=488.32Nm（6.14）圖6.5 輸出軸受力分析圖 d) 轉(zhuǎn)矩（6.15）（6.16）（6.17）校核危險截面C的強度（6.18）所以，該輸入軸的強度足夠圖6.6 扭矩彎矩圖

21、傳動軸的設計計算圖6.7 傳動軸示意圖1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度217255HBS根據(jù)教材表15-3 式15-2取mm（6.19）選擇圓錐滾子軸承，由機械設計手冊第四版第三卷得其型號為 332062、軸上零件定位，固定和裝配圓柱齒輪安裝在兩軸承之間，圓柱齒輪的第一端與軸肩固定，另一端與軸承間的套筒固定，周向采用鍵過渡配合，兩軸承分別與軸肩、套筒定位，另一端與端蓋裝配固定。3、確定軸的各段直徑和長度，前面已有敘述4、按彎矩復合強度計算a)求圓周力（6.19）（6.20）圖6.7 傳動軸受力分析圖b) 由教材式P198c) 轉(zhuǎn)矩（6.21）（6.22）校核危險截面C的強度（6.23）

22、所以，該傳動軸的強度足夠。圖6.7 彎矩扭矩圖七、滾動軸承的選擇及校核計算1、 計算輸入軸的軸承已知：軸承壽命：兩軸承徑向反作用力 (7.1)初選軸承為圓錐滾子軸承 33206型基本尺寸（mm）:d=30 D=62 B=25 C=19.5 T=25安裝尺寸（mm）:由教材P322表13-7得軸承內(nèi)部軸向力則1) 由教材P322得被“放松”的軸承1只受其派生軸向力(7.2)2) 求系數(shù)則 (7.3)則(7.4)3) 計算當量動載荷根據(jù)教材P322表13-7根據(jù)教材P320得(7.5)(7.6)4) 壽命計算角接觸球軸承，根據(jù)機械設計手冊查得7207AC型由教材P319(7.7)2、 計算輸出軸的

23、軸承壽命已知試選33010型圓錐滾子軸承基本尺寸（mm）:d=50 D=85 T=26安裝尺寸（mm）:根據(jù)教材1）求(7.8)2）求X,Y(7.9)(7.10)3）計算當量的動載荷根據(jù)教材(7.11)(7.12)4）壽命計算根據(jù)機械設計手冊查得7209AC型由教材(7.13)預期壽命足夠，兩軸承合格3、 計算傳動軸軸承壽命已知，兩軸承徑向反作用力：初選軸承為圓錐滾子軸承 33206型基本尺寸（mm）:d=30 D=62 B=25 C=19.5 T=25安裝尺寸（mm）:(7.14)1）由教材得被“放松”的軸承1只受其派生軸向力(7.15)2） 求系數(shù)則 (7.16)則(7.17)3）計算當量

24、動載荷根據(jù)教材根據(jù)教材(7.18)(7.19)4）壽命計算角接觸球軸承，根據(jù)機械設計手冊查得7207AC型由教材(7.20)預期壽命足夠，兩軸承合格。八、鍵的選擇計算鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點，使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標準規(guī)格和強度要求來取定。1輸入軸與齒輪連接鍵的選擇及計算1) 鍵聯(lián)接的選擇根據(jù)聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點、使用要求和工作條件，選用圓頭普通平鍵（A型），由軸徑=22mm，則兩處鍵的型號可取一樣，又由教材P106表4-1，兩處的選用鍵分別為：安裝小齒輪段 GB/T 1096-1979 鍵87252) 鍵的強度校核鍵、軸和輪轂的材料

25、都是鋼，由教材P106表6-2查許用擠壓應力=100160，取 =150。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。=0.57mm=3.5mm (8.1)鍵的工作長度=2510mm=15mm (8.2)則有：=（合適）(8.3)2輸出軸鍵的選擇及計算1) 鍵聯(lián)接的選擇根據(jù)聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點、使用要求和工作條件，選用圓頭普通平鍵（A型），由軸徑d=55mm和由教材P106表4-1，選用鍵GB/T 10961979 鍵161035；聯(lián)軸器段由2表4-1，選用鍵GB/T 1096 鍵181156。2) 鍵的強度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由1表6-2查許用擠壓應力=100160，取，=150。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0

26、.510mm=5mm (8.4) 鍵的工作長度=25mm (8.5)則有：=（合適）(8.6)3傳動軸與齒輪連接鍵的選擇及計算1) 鍵聯(lián)接的選擇根據(jù)聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點、使用要求和工作條件，選用圓頭普通平鍵（A型），由軸徑=36mm，則兩處鍵的型號可取一樣，又由教材P106表4-1，兩處的選用鍵分別為：安裝小齒輪段 GB/T 1096-1979 鍵108202) 鍵的強度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材P106表6-2查許用擠壓應力=100160，取 =150。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。=0.58mm=4mm (8.7)鍵的工作長度=206mm=14mm (8.8)則有：=158（合適）(8.9)

27、九、聯(lián)軸器的選擇及校核計算根據(jù)傳遞載荷的大小，軸轉(zhuǎn)速的高低，被連接件的安裝精度等，參考各類聯(lián)軸器特性，選擇一種合用的聯(lián)軸器類型。輸入軸處聯(lián)軸器的選擇：1類型選擇由于此處并無劇烈沖擊，且功率小。在輸入軸處彈性套柱銷聯(lián)軸器。2載荷計算轉(zhuǎn)距：=9.55106=9.551063.153/720=41.821Nm由1表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小取計算轉(zhuǎn)矩：=2.341.182 Nm=94.719Nm (9.1)3型號的選擇選擇彈性聯(lián)軸器的型號為：彈性套柱銷聯(lián)軸器，GB/T4223-2002許用轉(zhuǎn)矩為63Nm,許用轉(zhuǎn)速5700r/m軸徑為20-28mm之間,由前面計算可知此聯(lián)軸器適用。輸出軸處聯(lián)軸器的選

28、擇：1類型選擇由于此處并無劇烈沖擊，且功率小。在輸出軸處選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。2載荷計算轉(zhuǎn)矩：=9.55106=9.551062.848/60=453.307 Nm由1表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小取計算轉(zhuǎn)矩：KAT3=2.3453.307 Nm=1042.751Nm (9.2)3型號的選擇選擇彈性聯(lián)軸器的型號為：彈性套柱銷聯(lián)軸器GB/T4223-2002，許用轉(zhuǎn)矩為250Nm,許用轉(zhuǎn)速3800r/m軸徑為32-42mm之間,由前面計算可知此聯(lián)軸器適用。十、減速箱的附件選擇1.檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況，潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應開在便于觀察

29、傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板或有機玻璃制成，它和箱體之間應加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)，如2圖16-64所示。2放油螺塞放油孔應設在箱座底面的最低處，或設在箱底。在其附近應有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。箱體底面常向放油孔方向傾斜11.5，并在其附近形成凹坑，以便于污油的匯集和排放。放油螺塞常為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應加封油圈密封。也可用錐型螺紋或油螺塞直接密封。選擇M101.5的外六角螺塞（2表7-11）。3 油標油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。

30、常用油標有圓形油標（2表7-7），長形油標（2表7-8）和管狀油標（2表7-9）、和桿式油標（2表7-10）等。由2表7-10得M14的桿式油標。4通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以免由于運轉(zhuǎn)時，箱內(nèi)油溫升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字型孔，常設置在箱頂或檢查孔上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進入。5起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成2表11-3。6定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應在箱體聯(lián)接凸緣上相距較遠處安置兩個圓柱銷，并盡量不放在對稱位置，以使箱座與箱蓋能正

31、確定位。選擇銷 GB/T 11986 A430。十一、潤滑方式的確定1.傳動件的潤滑減速器傳動件和軸承都需要良好的潤滑，其目的是為了減少摩檫、磨損，提高效率，防銹，冷卻和散熱。減速器潤滑對減速器的結(jié)構(gòu)設計有直接影響，如油面高度和需油量的確定，關(guān)系到箱體高度的設計；軸承的潤滑方式影響軸承軸向位置和階梯軸的軸向尺寸。因此，在設計減速器結(jié)構(gòu)前，應先確定減速器潤滑的有關(guān)位置。高速級齒輪在嚙合處的線速度：v=2.288m/s (前面已經(jīng)計算出)則采用浸油潤滑，箱體內(nèi)應有足夠的潤滑油，以保證潤滑及散熱的需要。2.滾動軸承潤滑對齒輪減速器，當浸油齒輪的圓周速度v2m/s時，滾動軸承宜采用脂潤滑；當齒輪的圓周

32、速度時，滾動軸承多采用油潤滑。由上有v=2.288m/s則采用油潤滑。3.密封在潤滑后，為防止油外漏，故減速器需密封。則軸出來需加密封圈，在據(jù)機械設計手冊表7-14選擇相應的密封圈。十二、心得體會我的設計題目是二級圓柱直齒輪減速器的設計。根據(jù)設計要求進行一系列的設計計算，按照一般的設計步驟：確定方案，選擇電機，設計傳動零件，選擇標準件，繪圖等。從設計到出圖，這是一個比較完整的設計過程，在這個過程中，將會把我們所學過的專業(yè)知識，甚至沒有學過的知識及理論聯(lián)系起來。充分調(diào)動我們的主觀能動性，讓理論與實際結(jié)合，多方位地鍛煉我們的能力。讓我們深入了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

33、合素質(zhì)大有用處。通過三個星期的設計實踐，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.這次的課程設計,我對自己的專業(yè)課程如機械原理、機械設計、理論力學、材料力學等，有了更深更全面的了解，掌握了很多以前沒掌握的知識，通過自己查閱資料書和與同學討論，我發(fā)現(xiàn)并更正了很多的錯誤，掌握了很多設計中要注意的細節(jié)，可以說是受益匪淺。同時，這次設計是自己第一次有了設計的概念，明確了自己學習的方向，我想在以后的專業(yè)學習中，我會更有效率。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(guān)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。最后，感謝老師提出建議和指正！十三、

34、參考文獻1機械設計（第九版）濮良貴，紀名剛主編高等教育出版社。2機械設計課程設計金清肅主編華中科技大學出版社。3機械原理朱理主編高等教育出版社。4工程制圖趙大興主編高等教育出版社。5材料力學劉鴻文主編高等教育出版社。6機械設計手冊）機械設計手冊編委機械工業(yè)出版社。7機械制圖實例教程鐘日銘主編清華大學出版社。8互換性與測量技術(shù)基礎徐學林主編湖南大學出版社。9金屬機械加工趙如福主編上海科學技術(shù)出版社。10減速器和變速器機械設計手冊編委機械工業(yè)出版社。 kWr/min電動機型號：Y132M2-62555V=4.28m/sK=2.156=3.62mmd=90.5mm=133.5=27.4YFa1=2.

35、56YFa2=2.06YSa1=1.605YSa2=1.97m=1.4246z2=102d=92mmd=204mmR=109.65mm=41mm=36mm=1.6650Mpa； =550MpaKHN1=0.90 KHN2=0.95b=55.67mmm=2.455mmh=5.24mmK=2.147mmm=3=101880NmmK=1.99m=1.87m=2a=187.5mmb=75mmv=1.40m/s結(jié)果見表d=38.6mm=3255.47Nd=26.59mme=0.68d=50D=85T=26=150彈性套柱銷聯(lián)軸器GB/T4223-2002彈性套柱銷聯(lián)軸器GB/T4223-2002M101.5M14GB/T 11986A430齒輪潤滑采用油池潤滑