機械設(shè)計課程設(shè)計雙級圓柱斜齒齒輪(展開式)減速器

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1、機械設(shè)計課程設(shè)計：雙級圓柱斜齒齒輪（展開式）減速器目 錄1、設(shè)計任務(wù)書22、減速器的總體方案設(shè)計2 2.1 傳動方案設(shè)計2 2.2 選擇電動機3 2.3 計算總傳動比和分配傳動比3 2.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算43、傳動零件的參數(shù)設(shè)計和軸系零部件的初步選擇53.1 齒輪傳動的參數(shù)設(shè)計53.2 初算軸的直徑 10 3.3 聯(lián)軸器的選擇113.4滾動軸承的選擇114、減速器裝配圖設(shè)計 124.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 124.2 軸、滾動軸承及鍵聯(lián)接的校核計算 194.3 箱體的結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計 304.4 潤滑密封設(shè)計 325、設(shè)計總結(jié) 33參考文獻34計算與說明主要結(jié)果第一部分 設(shè)計任務(wù)

2、書1、設(shè)計帶式傳輸機傳動裝置中的雙級圓柱齒輪減速器。 設(shè)計數(shù)據(jù)及工作條件：F=3200N; V=1.4m/s; D=320mm；設(shè)計要求：1.設(shè)計由減速器裝配圖1張零件圖2張，及設(shè)計計算說明書一份組成; 2.設(shè)計中所有標(biāo)準(zhǔn)均按我國標(biāo)準(zhǔn)采用第二部分 減速器的總體方案設(shè)計一、傳動方案設(shè)計根據(jù)已知條件計算出工作機滾筒的轉(zhuǎn)速為可擬定傳動方案為：內(nèi)部雙級圓柱齒輪整體布置如圖一：F=3200N; V=1.4m/s D=320mm nw=83.60r/min二、選擇電動機1電動機的類型選擇根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相交流異步電動機2電動機的功率 工作機有效功率:Pw = FV/1000 = 4.48

3、KW 設(shè)電動機到工作機之間的總效率為，并設(shè)1，2，34，5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設(shè)齒輪精度為8級）、滾動軸承、開式滾子鏈傳動。滾筒的效率。查文獻4表2-2可得：1=0.99，2=0.97，3=0.99，4=0.92，5=0.96總效率：=12223545 =0.9920.9720.9950.920.96 =0.7745 電動機所需功率：Pd=Pw/=4.48/0.7745=5.784KW 查文獻4表16-1選取電動機的功率為7.5KW。3選擇電動機的轉(zhuǎn)速為1440r/min。4電動機型號確定 由功率和轉(zhuǎn)速，查文獻4表16-1，選擇電動機型號為： Y132M-4,并查表16-2，可得：

4、 中心高 H=132mm；外伸軸徑D=38mm； 軸外伸長度E=80mm；三、計算總傳動比和分配傳動比經(jīng)計算得內(nèi)外總的傳動比=1440/83.60=17.22取傳動比減速器的總傳動比雙級圓柱齒輪減速器高速級傳動比低速級的傳動比四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算1、各軸的轉(zhuǎn)速計算n=nm=1440r/min n=n/i1=1440/r/min=430.365r/min n=n/i2=167.262r/min n= n=167.262r/min 83.63r/min2、各軸的輸入功率計算P=Pd1=5.7840.99KW=5.726KWP=P23=5.7260.970.99KW=5.499KWP=

5、P23=5.4990.970.99KW=5.281KWP=P31=5.2810.990.99KW=5.175KW3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 T1=9550P1/n1=95505.726/1440=37.975Nm T2=9550P2/n2=122.025Nm T3=9550P3/n3=301.524Nm T4=9550P4/n4=295.472Nm上述數(shù)據(jù)歸納總結(jié)為表一。表一：軸號轉(zhuǎn)速（r/min）輸出功率（kW）輸出轉(zhuǎn)矩（Nm）傳動比i高速軸14405.72637.9751中間軸430.3655.499122.025低速軸167.2625.281301.524滾子鏈軸167.2625.17529

6、5.472=0.7745電動機型號：Y132M-4電動機的功率為7.5KW鏈傳動的傳動比減速器總傳動比 i=高速級傳動比 i1=低速級傳動比i2=n=nm=1440r/minn=430.365r/minn=167.262r/minn=167.262r/min=83.63r/minP=5.726KWP=5.499KWP=5.281KWP=5.175KWT1=37.975 Nm T2=122.025 Nm T3=301.524 Nm T4=295.472Nm第三部分 傳動零件的參數(shù)設(shè)計和軸系零部件的初步選擇一、減速器內(nèi)部傳動齒輪傳動的參數(shù)設(shè)計1、高速級傳動斜齒齒輪的設(shè)計 選擇齒輪材料、熱處理、齒面

7、硬度、精度等級及齒數(shù)齒輪精度8級，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，故采用軟齒面齒輪傳動。小齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為230HWB輪：45鋼（正火），硬度為190HWB傳動平穩(wěn)性，取，則，圓整為。軟齒面齒輪傳動，故按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，然后校核其齒根彎曲疲勞強度。 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計轉(zhuǎn)矩(1)初選載荷系數(shù)K=1.1，由表10-8.選齒寬系數(shù)(2)初選螺旋角(3)計算當(dāng)量齒數(shù)由圖10-21查得取接觸疲勞安全系數(shù)(4)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù),(5)許用接觸應(yīng)力為(6)計算小齒輪分度圓直徑41.2(7)確定模數(shù)=1.87=cos=1.81查表取標(biāo)準(zhǔn)值為=2(8)計算分

8、度圓直徑/cos=56mm/cos=153mm(9)計算傳動中心距=99.39mm圓整為=99mm(10)確定螺旋角=arccos14827(11)計算齒寬b=156=56mm圓整后取 (12)計算齒輪的圓周速度3.43m/s由表10-4可知，選用6級精度較為合適3、校核彎曲疲勞強度（1） 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)由表10-5查得 （2） 許用彎曲應(yīng)力由圖10-20查得 取彎曲疲勞安全系數(shù)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （3）許用彎曲應(yīng)力為=300.89MPa=226.46MPa=123.39MPa300.89MPa=123.39=131.48226.46MPa滿足齒根彎曲疲勞強度要求2、低

9、速級傳動斜齒齒輪的設(shè)計1、選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù)齒輪精度8級，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，故采用軟齒面齒輪傳動。小齒輪： ，硬度為230HBW大齒輪：45鋼（正火）硬度為190HBW，考慮傳動平穩(wěn)性，取，則，因選用軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，故按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，然后校核其齒根彎曲疲勞強度。2、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計轉(zhuǎn)矩(1)初選載荷系數(shù)K=1.1，由表10-8.選齒寬系數(shù)(2)初選螺旋角(3)計算當(dāng)量齒數(shù)由圖10-21查得取接觸疲勞安全系數(shù)(4)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) (5)許用接觸應(yīng)力為(6)計算小齒輪分度圓直徑62mm(7)確定

10、模數(shù)=2.583=cos=2.5查表取標(biāo)準(zhǔn)值為=3(8)計算分度圓直徑/cos=74.54mm/cos=192.56mm計算傳動中心距=133.6mm圓整為=134mm確定螺旋角=arccos15423計算分度圓直徑/cos=75mm/cos=193mm計算齒寬b=175=75mm圓整后取 計算齒輪的圓周速度0.65m/s由表10-4可知，選用8級精度較為合適3、校核彎曲疲勞強度(1)齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)由表10-7查得 (2)許用彎曲應(yīng)力由圖10-20查得 取彎曲疲勞安全系數(shù)由圖10-4查得彎曲疲勞壽命系數(shù) (3)許用彎曲應(yīng)力為=311.385MPa=231.4MPa=168.7MPa31

11、1.385MPa=168.7=160.8MPa231.4MPa(4)滿足齒根彎曲疲勞強度要求二、初算軸的直徑已知，最小軸徑的初算公式為選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 A.高速軸：在該軸段有一個鍵槽，則增大5%，由電機直徑D,可得 d1=(0.81.2)*D=(30.445.6)mm考慮到與聯(lián)軸器相連，取d1min=32mm B.中間軸：考慮到與軸承配合，且為了機器整體的協(xié)調(diào)和美觀，取d2min=45mm C.低速軸：在該軸段有一個鍵槽，則增大5% ，最后取d3min=40mm三、選擇聯(lián)軸器A.電機與高速軸之間的聯(lián)軸器由于轉(zhuǎn)速較高，為減小動載荷，緩和沖擊，應(yīng)選擇具有較小慣量和有彈性的聯(lián)軸器，可選

12、彈性套柱銷聯(lián)軸器。計算轉(zhuǎn)矩，取K=1.5，Tca=KT=56.963Nm查表13-5，選型號LT6,即所選的聯(lián)軸器為：LT6聯(lián)軸器 B.低速級與滾子鏈傳動主軸之間的聯(lián)軸器因為有輕微沖擊，又因為傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，故可選彈性柱銷聯(lián)軸器。計算轉(zhuǎn)矩，取K=1.5，Tca=KT=567.989Nm查表13-7，選型號HL2即所選的聯(lián)軸器為：HL2聯(lián)軸器四、選擇滾動軸承傳動輕震，輕載轉(zhuǎn)速中等，有軸向和徑向載荷，初選深溝球軸承，選型號如下表二。表二：軸承代號及其尺寸性能（文獻4的117頁)軸種類軸承代號BDCrC0r高速軸40620818738022.815.8中間軸45620919788524.517.5低

13、速軸50621020839027.019.88級精度小齒輪:45鋼,調(diào)質(zhì)，大齒輪:45鋼,正火，,K=1.1 = =256mm153mm=99mm=14827 =3.43m/s=300.89MPa=226.46MPa齒輪精度8級小齒輪硬度230HBW大齒輪硬度190HBW， K=1.1 =375.54mm192.56mm=134mm=1542375mm193mm=0.65m/s=311.385MPa=231.4MPad1min=32mmd2min=45mmd3min=40mm聯(lián)軸器1:TL6聯(lián)軸器聯(lián)軸器2:HL3聯(lián)軸器第四部分減速器裝配圖設(shè)計一、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）高速級（齒輪軸）結(jié)構(gòu)和尺寸如圖

14、二：圖二結(jié)構(gòu)尺寸： 名稱依據(jù)單位確定結(jié)果考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標(biāo)準(zhǔn)直徑配合32大帶輪定位d2= d1+2（0.070.1）d1=32+4.486.4=36.4838.4考慮密封圈查表15-8 P144得d=3838考慮軸承d3 d2選用6208軸承從機械設(shè)計手冊軟件（R2.0）B=18mm， da=47mm，d3=40mm,D=8040考慮軸承定位查表2 9-7da4747考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟2.5m，選用齒輪軸，此時d5=d1a=5454=（同一對軸承）47（同一對軸承） 40名稱計算公式單位計算結(jié)果(聯(lián)軸器)=62-（23）60考慮軸承端蓋與其螺釘長度然后圓整取4646=18(軸承

15、B)18 1+(3-5)+B1+(8-15)-(B1-B2)/2=10+4.5+56+10+2.5=8383=B1=56562+(3-5)10+4.5=14.514.5B-2=18-2=1616L（總長）L =60+46+18+102+56+14.5+16=312.5312.5L(支點距離)L=312.5-60-46-18+2=190.5190.5（2）中間軸（齒輪軸）結(jié)構(gòu)和尺寸如圖三：圖三結(jié)構(gòu)尺寸： 名稱依據(jù)單位確定結(jié)果考慮與軸承公稱直徑配合試選代號6209B=19,da=52,D=8545= da=5252考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟,考慮聯(lián)軸器定位查,并考慮與密封墊配合查附表：15

16、8接觸式密封d=4545考慮與軸承公稱直徑配合 ，軸承代號：6210B20 da5750d4=da5757考慮到齒輪定位, d5=d4+(510)=63查63= 57= 50 名稱計算公式單位計算結(jié)果與聯(lián)軸器配合長度短23mm86-（23）82868+22+20+5+8+29-20-4.567.567.520204.5+10+2.5+45+10+2.5-1262.562.5軸肩1075-27373 20-2+4.5+10+2.5+23737L（總長）L 82+67.5+20+62.5+12+73+37354354L(支點距離)L 354-82-67.5-20+2186.5mm186.5二、軸、

17、滾動軸承及鍵聯(lián)接的校核計算1高速軸的強度校核49.5143112.5計算與說明主要結(jié)果如圖五所示，則：（1）對軸進行受力分析圓周力 Ft=2*T/d1=（2*37975）/56=993N徑向力Fr= Fttann/cos=375N軸向力F=Ftan=273N（2）計算支反力垂直面上支反力 RVB=(FrL1-Fad1/2)/(L1+L2) =（375*143-273*56/2)/(143+49.5)=237N RVA=Fr- RVB=138N水平面X面上 RHA=L2Ft/( L1+L2)=49.5*993/143+49.5=261 RHB=Ft-RHA=732N（3）計算軸的彎矩，并畫出彎矩

18、圖；計算并畫出當(dāng)量彎矩圖。（4）按安全系數(shù)法校核軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，截面a-a軸徑最小，b-b有較大彎矩且軸徑較小，c-c有最大彎矩，故均為危險截面。 A.校核截面a-a a-a截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力幅：a=M/W=0扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：a=T/2WT =37975/(2*12800)MPa =1.01MPa彎曲平均應(yīng)力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：m=1.01 MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應(yīng)力集中系數(shù)：K=1.88，K=1.58表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.84，=0.78軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由3表15-1查得 ，分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)：S=1.4,故安全

19、。 B.校核截面b-b b-b截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力幅：a=M/W=30853/9733.6=3.17 MPa扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：a=T/2WT =37975/(2*19467.2)MPa =0.66MPa彎曲平均應(yīng)力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：m=0.66 MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應(yīng)力集中系數(shù)：K=1.825，K=1.625表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.84，=0.78分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： S=1.4,故安全。 C.校核截面c-c c-c截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力幅：a=M/W=38824/7868.9=4.94MPa扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：a=T/2WT =37975/(2*1

20、55737.8)MPa=0.83 MPa彎曲平均應(yīng)力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：m=0.83 MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應(yīng)力集中系數(shù)：K=1，K=1表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.84，=0.78分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： S=1.4,故安全。綜上知，高速軸的強度足夠。圓周力 Ft=993N徑向力Fr=37軸向力F=273N支反力:RVB=237N RVA=138NRHA=261N RHB=732N計并算畫出彎矩圖；當(dāng)量彎矩圖a-a b-b c-c均為危險截面a-a截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力幅a=0扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅a =1.01MPa彎曲平均應(yīng)力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：m=1.0

21、1 MPaa-a安全b-b安全c-c安全高速軸安全79.56250 圖六：中間軸受力圖計算與說明重要結(jié)果2.中間軸的強度校核（1）對軸進行受力分析圓周力 Ft2=2*T/d2=954N Ft3=2*T/d3=2888N徑向力 Fr2= Ft2tann/cos=360NFr3= Ft3tann/cos=1077N軸向力Fa2= Ft2tan=262NFa3= Ft3tan=648N（2）計算支反力垂直面上支反力 RVB=-924N RVA=207N水平面X面上 RHA=1667N RHB=2175N（3）計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖；計算并畫出當(dāng)量彎矩圖。（4）按安全系數(shù)法校核截面a-a和b-b分

22、別為齒輪2與3的軸向中心面，分析易知，它們均為危險截面。 A.校核截面a-a a-a截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力幅：a=M/W=79183/9408.6=8.42MPa扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：a=T/2WT =136432/(2*20265.9)MPa =2.68MPa彎曲平均應(yīng)力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：m=2.68 MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應(yīng)力集中系數(shù)：K=1.825，K=1.625表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.84，=0.78分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： S=1.4,故安全。 B.校核截面b-b b-b截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力幅：a=M/W=141790/29541=4.80M

23、Pa扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：a=T/2WT=136432/(2*292660) MPa=1.86 MPa彎曲平均應(yīng)力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：m=1.86 MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應(yīng)力集中系數(shù)：K=1，K=1表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.81，=0.76分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： S=1.4,故安全。綜上知，中間軸的強度足夠。12862.5計算并畫出彎矩圖，當(dāng)量彎矩圖a-a和b-b均為危險截面a-a安全b-b安全中間軸安全計算及說明重要結(jié)果3.低速軸的強度校核（1）對軸進行受力分析圓周力 Ft=2*T/d1=2776N徑向力Fr= Fttann/cos=1035N軸向力F=

24、Ftan=623N（2）計算支反力垂直面上支反力 RVA=(FrL2-Fad/2)/(L1+L2)=149N RVB=FR- RVA=886N水平面X面上 RHA=L2Ft/( L1+L2)=1846N RHB=Ft-RHA=930N（3）計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖；計算并畫出當(dāng)量彎矩圖。（4）按安全系數(shù)法校核截面a-a和b-b分別為齒輪的軸向中心面和右端面，分析易知，它們均為危險截面。 A.校核截面a-a a-a截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力幅：a=M/W=154200/11363=13.57MPa扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：a=T/2WT =378659/(2*26822)MPa =6.59MPa彎曲平均應(yīng)力：m

25、=0扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：m=6.59 MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應(yīng)力集中系數(shù)：K=1.825，K=1.625表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.81，=0.76分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： S=1.4,故安全。低速軸的強度校核計算并畫出彎矩圖；當(dāng)量彎矩圖。a-a和b-b均為危險截面a-a安全B.校核截面b-b b-b截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力幅：a=M/W=0MPa扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：a=T/2WT=378659/(2*25000) MPa=7.07 MPa彎曲平均應(yīng)力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：m=7.07MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應(yīng)力集中系數(shù)：K=1.88，K=1.58表面狀

26、態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.81，=0.76分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： S=1.4,故安全。 綜上知，低速軸的強度足夠。4.滾動軸承的壽命校核計算（1）高速軸軸承校核Fa軸承的支撐受力如圖八，由軸的受力易知：Fa=273N,Fr1 Fr2圖八 Fr1=（RHA2+RVA2）1/2=295NFr2=（RHB2+RVB2）1/2=769N故有： Fa1= Fa=273N，F(xiàn)a2=0N當(dāng)量動載荷P：軸承1：因Fa1/C0r=273/15800=0.017,插值得e=0.20，又Fa1/ Fr1=273/295=0.93e，所以， X1=0.56,Y1=2.20 =1.0(0.56*

27、295+273*2.20) =766N軸承2 Fa2/ Fr2=0，故取X2=1,Y2=0=769N驗算壽命：P2P1,故用軸承2計算期望壽命為L=300*10*16=48000h0.19，又Fa1/ Fr1=386/2363=0.16P,故用軸承計算期望壽命為L=300*10*16=48000hLh,滿足要求Fa（3）低速軸軸承校核軸承的支撐受力如圖十，由軸的受力易知：Fa=623N,Fr2 Fr1圖十 Fr2=（RHA2+RVA2）1/2=1863NFr1=（RHB2+RVB2）1/2=1284N故有： Fa2= 0N Fa1=623N當(dāng)量動載荷P：軸承1：因Fa1/C0r=623/198

28、00=0.031,得ee，所以， X1=0.56,Y1=1.98 =1.0(0.56*1284+623*1.98) =1953N軸承2 Fa2/ Fr2=0，故取X2=1,Y2=0驗算壽命：P1P2,故用軸承1計算期望壽命為L=300*10*16=48000hLh,滿足要求5.鍵聯(lián)接強度校核（1）中間軸的鍵聯(lián)接校核所選的鍵為：鍵149 GB1096-79(L=45mm)p=2T/dlk=2*36432/(48*31*4.5)MPa=38.74 MPap滿足使用要求。（2）低速軸的鍵聯(lián)接校核所選的鍵為：鍵1610 GB1096-79(L=70mm)p=2T/dlk=2*378659/(54*54

29、*5)MPa=77.00MPap滿足使用要求。三、箱體的結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)。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。采用浸油潤滑，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30mm3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設(shè)計A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，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

30、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(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)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(biāo)：油標(biāo)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(zhuǎn)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.E啟蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F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

31、聯(lián)結(jié)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)，用以起吊或搬運減速器。.箱體具體各部分的尺寸大小如下表（3）所示：b-b安全低速軸安全Fa=272NFr1=295NFr2=769NFa1=272NFa2=0NX1=0.56Y1=2.20P=766NX2=1,Y2=0P2=769NLh=54380h高速軸軸承滿足要求中間軸軸承滿足要求低速軸軸承滿足要求中間軸鍵為：鍵149 (L=45mm)低速軸鍵為：1610(L=70mm)箱體采用鑄造（HT200）制成采用剖分式結(jié)構(gòu)箱體具體各部分的尺寸如下表（3）所示表（3）箱座壁厚=0.025a+58mm箱蓋壁厚11

32、=0.025a+58mm箱座凸緣壁厚b=1.512mm箱蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm箱座底凸緣壁厚b2=2.520mm地腳螺釘數(shù)目a1.210mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離2210 mm箱體外壁至軸承座斷面的距離442 mm箱座箱蓋上的肋板厚地腳螺釘直徑與數(shù)目通孔直徑=20沉頭座直徑底座凸緣尺寸連接螺栓軸承旁連接螺栓直徑12軸承旁連接螺栓通孔直徑軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D=26軸承旁連接螺栓凸緣尺寸箱座箱蓋的連接螺栓直徑箱座蓋連接螺栓通孔直徑箱座箱蓋的連接螺栓沉頭座直徑D=18箱座蓋連接螺栓凸緣計算與說明主要結(jié)果四、潤滑密封設(shè)計1 齒輪傳動的潤滑（1） 潤滑劑的選擇根據(jù)減速器使用要求，查表15

33、-1,15-3,根據(jù)齒面硬度可選全損耗系統(tǒng)用油AN100（GB 443-1989）。（2） 潤滑方式因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。2 滾動軸承的潤滑（1） 潤滑方式已知減速器中浸油齒輪的圓周速度v=2.606m/s23m/s，可采用飛濺潤滑。飛濺的油通過直接濺入和經(jīng)輸油溝流入軸承，起到潤滑的作用。（2） 潤滑劑的選擇因為采用濺油潤滑，因而直接采用減速器油池內(nèi)的潤滑油進行潤滑，即選用全損耗系統(tǒng)用油AN100（GB 443-1989）。2 密封方式的選擇由于I，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用J形橡膠密封。采用兩個相背安裝的油

34、封，防塵，防漏油性能均佳。潤滑劑：全損耗系統(tǒng)用油AN100潤滑方式：浸油潤滑軸承潤滑方式：飛濺潤滑密封方式：J形橡膠密封第五部分 設(shè)計總結(jié)我們這次機械設(shè)計課程設(shè)計是做帶式運輸機用的雙級圓柱齒輪減速器。在10天的設(shè)計過程中，讓我明白一個簡單機械設(shè)計的過程，知道一個設(shè)計所必須要準(zhǔn)備些什么，要怎樣去安排工作，并學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，掌握機械設(shè)計的一般規(guī)律；也通過課程設(shè)計實踐，培養(yǎng)了我綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的理論與生產(chǎn)實際知識來分析和解決機械設(shè)計問題的能力；學(xué)會怎樣去進行機械設(shè)計計算、繪圖、查閱資料和手冊、運用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。還有就是激發(fā)了我的學(xué)習(xí)興趣，能起到一種激勵奮斗的作用，讓我更加對課

35、堂所學(xué)內(nèi)容的更加理解和掌握。 這次機械課程設(shè)計中，我遇到了很多問題，但同學(xué)討論和老師 指導(dǎo)起到了很大的作用，這就是團隊的精神。自己在設(shè)計中所遇到的困難，讓我明白要做好一個機械設(shè)計是一件不容易的事，必須有豐富的知識面和實踐經(jīng)驗，還必須有一個好的導(dǎo)師。設(shè)計讓我感到學(xué)習(xí)設(shè)計的緊張，能看到同學(xué)間的奮斗努力，能讓大家很好地回顧以前所學(xué)習(xí)的理論知識，也明白只有在學(xué)習(xí)理論基礎(chǔ)上才能做設(shè)計，讓我以后更加注重理論的學(xué)習(xí)并回到實踐中去。還這次自己沒有很好地把握設(shè)計時間的分配，前面?zhèn)鲃臃桨冈O(shè)計和傳動件設(shè)計時間太長，而在裝配草圖設(shè)計、裝配工作圖設(shè)計時間太緊，還有就是在裝配草圖設(shè)計中遇到一些尺寸不是很確定，而減慢了Au

36、toCAD工程制圖的速度，這也很好讓我們更加掌握AutoCAD工程制圖的操作。這是自己設(shè)計思維不太嚴(yán)謹(jǐn)，沒有很好地熟悉一些理論知識，沒有過此類設(shè)計的經(jīng)驗；在設(shè)計過程中自己也做了一些重復(fù)的計數(shù)，很多往往是一個參數(shù)所取不正確或沒有太在意一些計數(shù)，而在尺寸計算校核才發(fā)現(xiàn)問題，而白白花了重復(fù)工作的時間，但也能讓我更加深刻一些設(shè)計的過程，積累了一些設(shè)計的經(jīng)驗。 這次機械設(shè)計課程設(shè)計是我們一次進行的較長時間、較系統(tǒng)、 較全面的工程設(shè)計能力訓(xùn)練，很好地提高了我們實踐能力和運用綜合能力的水平。我們可以通過設(shè)計，明白到學(xué)習(xí)的內(nèi)容的目的，更加明確大學(xué)學(xué)習(xí)的目標(biāo)方向，能激起學(xué)生學(xué)習(xí)激情，也讓我們有學(xué)習(xí)的成就感，希望以后有更多合適實訓(xùn)教學(xué)安排。參考文獻【1】朱冬梅，胥北瀾，何建英主編.畫法幾何及機械制圖M，第6版.北京：高等教育出版社，2008.【2】吳宗澤主編.機械設(shè)計使用手冊M,第2版.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2003.【3】濮良貴，紀(jì)明剛主編.機械設(shè)計M,第8版.北京：高等教育出版社，2006.【4】唐增寶，常建娥主編.機械設(shè)計課程設(shè)計M，第3版.武漢：華中科技大學(xué)出版社,2006. 35第 35 頁 共 35 頁