二級斜齒輪減速器課程設計說明書.doc

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1、機械設計課程設計機械設計課程設計計算說明書題 目 設計帶式運輸機傳動裝置 專業(yè)班級 08機電（1）班 學 號 08102080119 學生姓名 邱啟學 指導教師 周毓明 何斌峰 西安文理學院2010年 12月 21 日西 安 文 理 學 院機械設計課程設計任務書學生姓名 邱啟學 專業(yè)班級 08機電（1） 學 號 08102080119 指導教師 周毓明 何斌峰 職 稱 教研室 題目 設計帶式運輸機傳動裝置 編號 D-6 傳動系統(tǒng)圖 原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F/N運輸帶工作速度卷筒直徑D/mm20002.3330工作條件： 連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，空載起動，使用期限8年，小批量生產(chǎn)，單班

2、制工作，運輸帶速度允許誤差為要求完成：1.減速器裝配圖1張（A2）2.零件工作圖3張。(齒輪，軸，箱體)3.設計說明書1份，6000-8000字。開始日期 2010年12月06日 完成日期 2010年12月31日 目錄1 電動機的選擇及運動參數(shù)的計算11.1電動機的選擇11.2計算傳動裝置的總傳動及其分配21.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)32 齒輪傳動設計52.1高速軸上的大小齒輪傳動設計52.2低速軸上的大小齒輪傳動設計83 軸的設計計算133.1 輸出軸上的功率轉速和轉矩133.2 求作用在齒輪上的力133.3 初步確定軸的最小直徑133.4 軸的結構設計143.5 求軸上的載荷153

3、.6 按彎扭合成應力校核軸的強度163.7 精確校核軸的疲勞強度174 滾動軸承的選擇及校核254.1 軸承的選擇254.2 滾動軸承的校核255 鍵聯(lián)接的選擇及校核275.1 與聯(lián)軸器間鍵的選擇及校核275.2 與齒輪間鍵的選擇及校核276 聯(lián)軸器的選擇及校核287 箱體結構的設計298 減速器的附件308.1 視孔蓋和窺視孔308.2 放油孔和螺塞308.3 油標：308.4 通氣孔308.5 定位銷308.6 吊鉤308.7 起蓋螺釘319 潤滑和密封方式的選擇339.1.齒輪的潤滑339.2 滾動軸承的潤滑339.3 潤滑油的選擇339.4 密封方式選取33后序 設計小結34附錄 參考

4、文獻351 電動機的選擇及運動參數(shù)的計算1.1電動機的選擇(1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。(2）選擇電動機的容量工作機的有效功率為從電動機到工作機傳送帶間的總效率為 由機械設計課程設計指導書表1-7可知： ：聯(lián)軸器傳動效率 0.99（彈性聯(lián)軸器）：滾動軸承效率 0.98（滾子軸承） ：齒輪傳動效率 0.98（8級精度一般齒輪傳動） ：卷筒傳動效率 0.96所以電動機所需工作功率為 (3）確定電動機轉速按表1-8推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比而工作機卷筒軸的轉速為 所以電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉速有750、1000、150

5、0三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1500的電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉速，由機械設計課程設計指導書表12-1選定電動機型號為Y132M-4。其主要性能和參數(shù)如下表1-1和1-2：表1-1 所選電機技術數(shù)據(jù)電動機型號額定功率/kw滿載轉速/(r/min)Y132M-4 7.5 1440 87 2.2表1-2 所選電機安裝及外形尺寸中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底腳安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DE裝鍵部位尺寸FGD132515(270/2+210)3152161781238801033381.2計算傳動裝置的總傳

6、動及其分配(1).總傳動比為 (2).分配傳動比 高速級： 低速級： 1.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1).各軸的轉速I軸 II軸 III軸 卷筒軸 (2).各軸的輸入輸出功率 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 (3）.各軸的輸入輸出轉矩電動機軸的輸出轉矩為 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 將上述計算結果匯總與下表1-3，以備查用。表1-3 運動和動力參數(shù)軸名輸入功率P/kw輸出功率P/kw輸入轉矩N/m輸出轉矩N/m轉速r/min傳動比效率I軸5.465.3536.2135.4814403.960.95II軸5.195.09136.3133.7363.62.640.95III軸4.934

7、.84341.9335.7137.710.93卷筒軸4.794.506332.2312.6137.72 齒輪傳動設計2.1高速軸上的大小齒輪傳動設計（1) 選定齒輪類型、精度等級、材料齒數(shù)及螺旋角：1)按簡圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。3)材料選擇。由機械設計表6.1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4)選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，取=93。 5）選螺旋角為14。 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度計

8、算。(2) 按齒面接觸疲勞強度設計，即 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值.試選載荷系數(shù)。.小齒輪傳遞的轉矩.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機械設計表10-7選取齒寬系數(shù)。.由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。.由機械設計圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。.計算應力循環(huán)次數(shù).由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。.計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1 則，2.設計計算. 試算小齒輪分度圓直徑，代入各參數(shù)的值。 .計算圓周速度。 .齒寬b及模數(shù) mm .計算縱向重合度.計算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、8級精度查機械設計圖10-8得動載系數(shù)；

9、查圖10-4得，。由表10-3查得= 則 .按實際載荷校核所算得的分度圓直徑 由.計算模數(shù)(3).按齒根彎曲疲勞強度校核 由公式 1.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值.計算載荷系數(shù).根據(jù)縱向重合度，由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。.計算當量齒數(shù)： 由機械設計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；.由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；.計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應力修正系數(shù),得 . 查取齒形系數(shù)、和應力修正系數(shù)、由機械設計表10-5插值法得；.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪的值大。.設計計算： 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法

10、面摸數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面摸數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面摸數(shù)，取已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由，取，則（4）.幾何尺寸計算1）計算中心距 ，將中心距圓整為120。2）按圓整后的中心距修整螺旋角：因值改變不多，故參數(shù)等不必修整3）計算大小齒輪的分度圓直徑： 4）計算齒輪寬度 圓整后取 2.2低速軸上的大小齒輪傳動設計(1).所選定齒輪類型，精度等級和材料與第一級相同。初選小齒輪齒數(shù)為23，則大齒數(shù)，取，初選螺旋角。(2).按齒面接觸強度設計： 1） 試選：2） 選 3)由圖10-26查得 則4）許用接觸應力

11、：則小齒輪的轉矩 5)則小齒輪的分度圓直徑可求出為 6)計算圓周速度：7)計算齒寬b及模數(shù) 取8)計算縱向重合度： 9）已知使用系數(shù)根據(jù)v=1.2m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)由表10-4查得;由圖10-13查得：由表10-3查得：故載荷系數(shù)：10)按實際的載荷系數(shù)校正所謂的分度圓直徑： 11)計算摸數(shù)： (3)按齒根彎曲強度設計： 確定計算參數(shù)：1)計算載荷系數(shù)：2)根據(jù)計算重合度從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)：3)計算當量齒數(shù)： 4)查取齒形系數(shù)。由表10-5查得： 由機械設計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限齒輪的彎曲強度極限；由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系

12、數(shù)，；計算彎曲疲勞許用應力: 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應力修正系數(shù),得 5)計算小齒輪的并加以比較。，大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面摸數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面摸數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面摸數(shù)，取已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù),于是有：,則： (4)幾何尺寸計算:1)計算中心矩2)按圓整后的中心矩修正 因值改變不多，故參數(shù)等不必修整3） 計算大小齒輪的分度圓直徑 4）計算齒輪寬度 圓整后取3 軸的設計計算3.1 輸出軸上的功率、轉速和轉矩 由上可知3.2 求作用在

13、齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 圓周力,徑向力及軸向力的方向如圖所示3.3 初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機械設計表11.3，取，于是 ，由于鍵槽的影響，故 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查機械設計表10.1，取，則： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑 ，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3.4 軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和

14、長度 1).為了滿足辦聯(lián)軸器的軸向定位要求，-段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑；左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。2).初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中選取0基本 游隙組，標準精度級的深溝球軸承6010型，其尺寸為，故，右端滾動軸承采用軸肩進行定位，手冊上查得6010型軸承的定位軸肩高度h0.07d,取h5mm,因此 . 3).取安裝齒輪處的軸端-的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為77mm，

15、為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)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(lián)軸器右端面間的距離，故。 5).取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，兩圓柱齒輪間的距離c=20mm,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(nèi)壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，大齒輪輪轂長度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。3.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎

16、矩圖和扭矩圖（圖3-1）?，F(xiàn)將計算截面處的、及的值列于下表3-1。表3-1 截面處支反力、彎矩及扭矩載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩,扭矩圖3-1 軸的彎矩圖和扭矩圖3.6 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)上表資料，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計表11.2查得因此，故安全。3.7 精確校核軸的疲勞強度(1).判斷危險截面截面A，,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為

17、寬裕確定的，所以截面A，,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上最然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。由機械設計第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。(2).截面左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的

18、材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計表15-1得，。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計附表3-2查取。因，經(jīng)差值后可查得 ， 又由機械設計圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ，故有效應力集中系數(shù)為 由機械設計圖3-2的尺寸系數(shù)；由圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由機械設計圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 查機械設計手冊得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取于是，計算安全系數(shù)值，則 故可知其安全。(3).截面右側抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由附表1.4用插值法求出，并取，

19、于是得 ，軸按磨削加工，由機械設計圖2.12得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05所以軸在截面右側的安全系數(shù)為 故該軸在截面右側的強度也是足夠的。(二).齒輪軸的設計.輸出軸上的功率、轉速和轉矩 由上可知，.求作用在齒輪上的力 因已知小齒輪的分度圓直徑 而 .初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機械設計表11.3，取，于是，由于鍵槽的影響，故,輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查機械設計表10.1，取，則： .齒輪軸的結構設計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定

20、軸的各段直徑和長度1). 為了滿足辦聯(lián)軸器的軸向定位要求，-段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑；左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。2).初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據(jù)，查機械設計手冊表6-1選取深溝球軸承6208，其尺寸為，故，。 3).軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)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(lián)軸器右端面間的距離，故。.求軸上的載荷

21、首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的、及的值列于下表。載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩 扭矩 .按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計表11.2查得因此，故安全。4 滾動軸承的選擇及校核4.1 軸承的選擇（表4-1）表4-1 所選軸承型號及尺寸軸號型號尺寸（）

22、深溝球軸承6206深溝球軸承6208深溝球軸承62104.2 滾動軸承（低速軸）的校核 與第III根軸相連的滾子軸承型號為6210型。兩軸承受到的徑向力 求兩軸承的軸向力。對于33011型軸承，按表13-7.軸承派生軸向力按式13-11得.求軸承當量動載荷，因為 查機械設計手冊的Y=1.9由表13-5分別進行查表，計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1對軸承2 因軸承運轉中有中等沖擊。按表13-6.。則 根據(jù)式13-6基本額定動載荷值為4驗算軸承的壽命因為,所以按軸承2的受力大小來驗算由上式可以得出結論，所選軸承滿足壽命要求。 5 鍵聯(lián)接的選擇及校核5.1 與聯(lián)軸器間鍵的選擇及校核軸徑，輪

23、轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：,， 查手冊得，因為，故鍵符合強度要求。5.2 與齒輪間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：， 查手冊得，因為，故鍵符合強度要求。6 聯(lián)軸器的選擇及校核對于中小型減速器，輸入輸出軸都可選用彈性柱銷聯(lián)軸器，它加工制造容易，裝拆方便，成本低，能緩沖減振。本減速器均選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，參數(shù)見下表6-1。表6-1 所選聯(lián)軸器的技術數(shù)據(jù)型號公稱轉矩N.m許用轉速r/min軸孔直徑軸孔長度HL3630500030,32,35,3882詳細設計計算

24、過程見軸的設計。7 箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質(zhì)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(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3。3). 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便. 8 減速器的附件8.1 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看

25、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，視孔蓋可用軋制剛板或鑄鐵制成，它和箱體之間應加紙質(zhì)密封墊片，以防止漏油。8.2 放油孔和螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其它部件靠近的一側，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。8.3 油標：油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處，如低速軸附近。常見的油標有油尺、圓形油標、長形油標等。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而

26、溢出.8.4 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.。從而避免了減速器的潤滑油的漏出。8.5 定位銷：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(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，并盡量遠些，以提高定位精度。定位銷的位置還應考慮到鉆、餃孔的方便，且不應妨礙鄰近聯(lián)接螺栓的裝拆。.8.6 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.8.7 起蓋螺釘為了防止漏油，在箱體與箱座結接合面處常涂有密封膠或水玻璃，接合面被粘住不易分開。為了便于開啟箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設1-2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時

27、，可先凝動此螺釘頂起箱蓋，啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。減速器機體結構尺寸如下表8-1：表8-1 減速器機體結構尺寸名稱符號計算公式結果箱座壁厚8箱蓋壁厚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M16地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M8軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）M8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M6定位銷直徑=（0.70.8）6，至外箱壁距離查機械設計課程設計指導書表11-216，至凸緣邊緣距離查機械設計課程設計指導書表11-214外箱壁至軸承座端面距離=+

28、（812）37齒輪端面與內(nèi)機壁距離26箱座肋厚 軸承端蓋外徑+（55.5）126，96，1089 潤滑和密封方式的選擇9.1.齒輪的潤滑 所以，采用油潤滑。高速級小齒輪處用擋油板。9.2 滾動軸承的潤滑采用飛濺潤滑在箱座凸緣面上開設導油溝，并設擋油盤，以防止軸承旁齒輪嚙合時，所擠出的熱油濺入軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力。9.3 潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備選用L-AN15潤滑油9.4 密封方式選?。哼x用凸緣式端蓋，易于調(diào)整軸承間隙，采用端蓋安裝氈圈油封實現(xiàn)密封。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承外徑?jīng)Q定。 后序 設計小結四周的課程設計已經(jīng)結束了，雖然課程設計把我

29、弄的身心俱憊，但卻在此過程中學會綜合全面的看待問題，學會如何與同學更好的合作，并且享受著成功時的快樂與失敗時的苦悶。我為能夠從事機械類專業(yè)的學習而感到自豪。隨著時代的發(fā)展，機械設計越來越表現(xiàn)出其特有的作用，通過此次機械設計，使我對機械零件設計步驟和設計思想，得到了充分掌握，真正地把所學到的知識初步地運用到了實踐之中，收益很大，同時，也發(fā)現(xiàn)了許多知識掌握不足。在這段時間里我們通過彼此之間的相互合作，交流學習，掌握了許多新知識，尤其對機械原理和機械設計有了系統(tǒng)的掌握。但由于時間有限，學習心得不夠深刻，還不能對所學的知識達到熟練的運用，這就需要在今后不斷的學習和提高。初次接觸課程設計，有一種全新的感

30、覺，和以前接觸的是完全不同的境界。一切都從零開始，翻閱資料，購書學習，然后試著設計、計算、校核、繪圖，并且不斷的修改，反復試驗。每一部分、每一個步驟都讓我們感到受益非淺。有時因一個小小的錯誤，看起來并不影響美觀的圖紙，但經(jīng)過反復思考，才發(fā)現(xiàn)這樣一個不起眼的小錯誤就會造成意想不到的后果，這讓我知道了千里之堤，毀于蟻穴的道理；有時還會出現(xiàn)別的不合理的地方。每當遇到這些情況，我們都耐心的思考、調(diào)試，直到最后成功。完成后我們都有一種打勝仗的感覺。雖然，我們?nèi)缙谕瓿闪苏n程設計，但應當承認，我們設計的全面性還不夠，考慮問題的周密性也不強，所設計的最后結果還沒有達到最優(yōu)效果。這其中有多方面原因， 這包括對所

31、學的知識不夠熟練，也包括我們對實踐中的機械零件的不夠了解。課程設計讓我們有機會把理論和實踐相結合，學會了用理論去指導實踐，同時也只有通過實踐檢驗才知道理論正確與否。同時在這次畢業(yè)設計中我們深刻體會到機械設計發(fā)展的速度之快，在社會各領域 的地位也越來越高。因此在這方面我們應不斷學習，不斷更新知識，不斷充實自己，這樣才能適應信息時代的發(fā)展。實踐是檢驗真理的唯一標準。通過實踐才能發(fā)先自身的不足，并加以改進，才能使自身得以更好的發(fā)展。這次設計能按計劃圓滿完成，得感謝我的指導老師。是老師教會了我們怎么成為一個合格的機械專業(yè)學子，你們不但教會我們課程知識，而且也同樣教會了我們做人的原則道理。這也是為什么我們能堅持完成設計的最主要的原因。感謝你們這一個月來對我們的諄諄教誨，正是你們的關心才有了今天我們的成長.在此，衷心對你們說一聲老師你們辛苦了！祝你們在以后的工作中工作順利、身體健康！附錄 參考文獻 機械設計 高等教育出版社 主編 徐錦康 機械設計課程設計 機械工業(yè)出版社 主編 陸玉機械原理 高等教育出版社 主編 朱理 機械制圖 高等教育出版社 主編 劉朝如 =1440r/min=357.32r/min=133.3r/min=133.3r/min=(4402200)r/minS=1.4 西安文理學院2008級機械設計制造及其自動化專業(yè)1班 第38頁 -