課程設計設計一帶式輸送機傳動裝置

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1、班級：09機械C班 學號：29100101062 姓名：許桂林 課程設計 機電工程學院 機械設計 課程設計 題 目 名 稱 設計一帶式輸送機傳動裝置 課 程 名 稱 機械設計 課程設計 學 生 姓 名 XXX 學 號 29100101062 班 級 09機械C班 指 導 教 師

2、 XX 電子科技大學中山學院機電工程學院 2012年6月18日 計算項目及內(nèi)容 主要結果 1、 課題題目 設計—帶式輸送機傳動裝置 傳動簡圖如圖1所示。工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為5%。帶式輸送機的傳動效率為0.96。 圖1 帶式輸送機傳動簡圖 圖2 電動機 帶式輸送機的設計參數(shù)： 輸送帶的牽引力1.25kN；輸送帶的速度為：1.8m/s；輸送帶滾筒的直

3、徑250mm。 簡圖1中的1、2、3、4、5、6分別為： 1、電動機；2、三角帶傳動；3、減速器；4、聯(lián)軸器；5、傳動滾筒；6、皮帶運輸機。 計算項目及內(nèi)容 主要結果 2、 電機的選擇 1、 類型和結構的選擇 ①三相交流異步電動機的結構簡單、價格低廉、維護方便，但一般應用于工業(yè)。 ②Y系列電動機是一般用途的全封閉式自扇冷式三相異步電動機，具有效率高、性能好、噪聲低、振動小等優(yōu)點，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機器上，如風機、輸送機、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械和食品機械等。 ③所以，選用Y系列電動機作為帶式輸送機的電機。 2、 功率的確定 電機的容量（

4、功率）選擇是否合適，對電動機的工作和經(jīng)濟性都有影響。當容量小于工作要求時，電動機不能保證工作機的正常工作，或使電動機因長期過載而過早損壞；若容量過大，則電動機價格高，能力不能充分利用，而且因為經(jīng)常不在滿載下運行，其效率和功率因數(shù)較低，造成浪費。 ①工作機所需功率Pw(KW) Pw=FwVw/?w=1.25KN1.8m/s0.96≈2.34KW 式中，F(xiàn)w為工作機的阻力，KN；Vw為工作機的線速度，m/s；為工作機的效率，帶式輸送機可取?w=0.96。 ②電動機至工作機的總效率? ?總=?1?2?3?4?5 ?1為三角帶的傳動效率，?2為齒輪傳動效率，?3為滾動軸承的

5、效率，?4為聯(lián)軸器的效率，?5為運輸機平型帶傳動效率。 參考《機械設計課程設計》表3-1機械傳動效率概略值，第13頁，得： ?總=?1?2?3?4?5=0.960.970.980.990.96≈0.88 ③所需電動機的功率Pd(KW) Pd=Pw/?總=2.34/0.88KW=2.66KW ④電動機額定功率Pm 按Pm≥Pd來選取電動機型號。電動機功率的大小應視工作機構的負載變化狀況而定。 3、 轉(zhuǎn)速的確定 ①滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速為 nw=601000Vw/πD=(6010001.8)/(3.14250)≈138r/min Vw為皮帶輸送機的帶速

6、，D為滾筒的直徑。 ②額定功率相同的同類型電動機，有幾種不同的同步轉(zhuǎn)速。例如三相異步電動機有四種常用的同步轉(zhuǎn)速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min。一般最常用、市場上供應最多的是同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min的電動機，綜合考慮各種情況，決定選用1000r/min的電動機。 ③選用Y系列電動機，參考《機械設計課程設計》表17-7 Y系列（IP144）三相異步電動機的技術數(shù)據(jù)，第178頁，得：電動機的型號為Y132S-6，額定功率(Pm)為3KW（實物如圖2），滿載轉(zhuǎn)速（nm)為960r/min。 2、 傳動比的分

7、配 1、電動機選定后，根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機的轉(zhuǎn)速nw即可確定傳動系統(tǒng)的總傳動比I，即 I=nm/nw=960/138=6.956≈6.96 2、傳動系統(tǒng)的總傳動比i是各串聯(lián)機構傳動比的連乘積，即 I=i1i2=6.96 式中，i1，i2為傳動系統(tǒng)中各級傳動機構的傳動比。 3、傳動比分配的一般原則 ①各級傳動比可在各自自薦用值的范圍內(nèi)選取。各類機械傳動比薦用值和最大值，參考李育錫的《機械設計課程設計》表3—2 各類機械傳動的傳動比，第14頁。 ②分配傳動比應注意使各傳動件的尺寸協(xié)調(diào)、結構勻稱和利于安裝。 ③傳動零件之間不應造成互相干涉。 ④使減速器各級大齒輪直徑相

8、近，以利于實現(xiàn)油池潤滑。 ⑤使所設計的傳動系統(tǒng)具有緊湊的外廓尺寸。 4、所以，傳動系統(tǒng)中V型帶機構的傳動比i1選擇2，則齒輪機構的傳動比i2為3.48。 3、 傳動參數(shù)的計算 機器傳動系統(tǒng)的傳動參數(shù)主要是指各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩，它是進行傳動零件設計計算的重要依據(jù)。 ①各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min) 高速軸1的轉(zhuǎn)速：n1=nm 中間軸2的轉(zhuǎn)速：n2=n1/i1=960/2=480r/min 低速軸3的轉(zhuǎn)速：n3=n2/i2=nm/(i1i2)=480/3.48=138r/min 滾筒軸4的轉(zhuǎn)速：n4=n3=138r/min 式中，nm為電動機的滿載速度；i1為高速級傳動比；i2

9、為低速級傳動比。 ②各軸輸入功率P（KW） 高速軸1的轉(zhuǎn)速：P1=Pm=3KW 中間軸2的轉(zhuǎn)速：P2=P1?1?g=30.960.99=2.85KW 低速軸3的轉(zhuǎn)速：P3=P2?2?g=2.850.970.99=2.74KW 滾筒軸4的轉(zhuǎn)速：P4=P3?c?3=2.740.990.96=2.60KW 式中，Pm為電動機額定功率（KW)；?c為聯(lián)軸器效率；?g為一對軸承的效率；?1為V型帶傳動的傳動效率；?2為低速級齒輪傳動效率。 ③各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(N?m) 高速軸1的轉(zhuǎn)速：T1=9550P1/n1=95503/960=29.84N?m 中間軸2的轉(zhuǎn)速：T2=9550P2/n

10、2=95502.85/480=56.70N?m 低速軸3的轉(zhuǎn)速：T3=9550P3/n3=95502.74/138=189.62N?m 滾筒軸4的轉(zhuǎn)速：T4=9550P4/n4=95502.60/138=179.93N?m 4、 V型帶的設計 1、 確定計算功率 計算功率Pca是根據(jù)傳遞的功率P和帶的工作條件而確定的 Pca=KAP＝１.２３KW＝３.６KW 式中，Pca為計算功率，KW； KA為工作情況系數(shù)，這里取KA＝１.２，參考，教材第八版《機械設計》表8-7 工作情況系數(shù)KA，第156頁； P為所傳遞的額定功率，如電動機的額定功率或

11、名義的負載功率，KW。 2、 選擇V帶的帶型 ①根據(jù)計算的功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速n1，確定普通V帶為A型，參考，教材第八版《機械設計》圖8-11 普通V帶選型圖，第157頁。 ②由①可得到小帶輪的基準直徑范圍為80mm≤dd≤100mm，再參考教材第八版《機械設計》的表8-6 V帶輪的最小基準直徑和表8-8 普通V帶的基準直徑系列，確定大小帶輪的基準直徑，應使dd1≥（dd）min，初選dd1為100mm，dd2=2dd1=200mm，則帶速V1為： V1=πdd1n1/(601000)=3.14100960/(601000)m/s≈5.02m/s 因為算出來的帶速為5.02m/s，

12、在5~25m/s范圍內(nèi)，符合要求。 ③確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld。 根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距，通過計算， 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）→ 210mm≤a0≤600mm 初定中心距為a0=300mm。 計算相應的帶長Ld0 Ld0≈2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd1+dd2)2/4a0 =2300+π/2(100+200)+(100+200)2/(4300)=1146mm 帶的基準長度Ld根據(jù)Ld0，參考教材第八版《機械設計》表8-2 V帶的基準長度系列及長度系數(shù)KL，第146頁，得Ld=1250mm。

13、 ④計算中心距a及其變動范圍 傳動的實際中心距近似為 a≈a0＋(Ld－Ld0)/2=300＋(1250－1146)/2=352mm 考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊需要，常給出中心距的變動范圍為 amin=a－0.015Ld=352－0.0151250≈334mm amax=a+0.03Ld=352＋0.031250≈390mm ⑤驗算小帶輪上的包角α1 由設計經(jīng)驗可得，小帶輪上的包角α1小于大帶輪上的包角α2；小帶輪上的總摩擦力相應地小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動的工作能力，應使α1≥90

14、0 α1≈1800－(dd2－dd1)57.30a=1800－(200－100)57.30352≈163.70≥900 ⑥確定帶的根數(shù)z Pca為計算功率，由式Pca=KAP得出，其中，KA為工作情況系數(shù)，P為傳遞的功率；Pr為額定功率，由式Pr=（P0＋?P0）KaKL得出，其中，P0為單根普通V帶所能傳遞的最大功率，參考教材《機械設計》表8—4a 單根普通V帶的基本額定功率P0，第152頁，經(jīng)計算得P0=0.78KW，?P0為單根V帶額定功率的增量，參考教材第八版《機械設計》表8—4b 單根普通V帶額定功率的增量?P0，第153頁，經(jīng)計算得?P0=0.02KW，Ka為包角不等

15、于1800時的修正系數(shù)，參考教材第八版《機械設計》表8—5 包角的修正系數(shù)，第155頁，經(jīng)計算得Ka=0.96，KL為當帶長不等于實驗規(guī)定的特定帶長時的修正系數(shù)，參考教材第八版《機械設計》表8—2 V帶的基準長度系列及長度系數(shù)KL，第146頁，KL=0.93，則， Z=Pca/Pr=KAP/[（P0＋?P0）KaKL]=3.6/[（0.78＋0.02）0.960.93]≈5.04≤10 為了使各根V帶受力均勻，帶的根數(shù)不宜過多，一般少于10根，經(jīng)鑒定，符合要求,Z取6。 ⑦確定帶的初拉力F0 下式中，q為傳動帶單位長度的質(zhì)量，kg/m,參考教材第八版《機械設計》

16、表8—3 V帶單位長度的質(zhì)量，第149頁，得p=0.1kg/m。 F0min=500(2.5－Ka)Pca/Kazv＋qv2=500(2.5－0.96)3.6/(0.9665.02)＋0.15.022≈98.39N 對于新安裝的V帶，初拉力為1.5F0min；對于運轉(zhuǎn)后的V帶，初拉力應為1.3F0min，則初拉力應選F0=1.5F0min。 ⑧計算帶傳動的壓軸力Fp 為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力Fp，參考教材第八版《機械設計》圖8—13 壓軸力計算示意圖，第159頁。 Fp=2zF0sin(α1/2)=261.598.39sin(163.70/2)=

17、1753.13N 式中，α1為小帶輪的包角。 ⑨V帶小輪二維零件圖（如圖3） 圖3 五、圓柱齒輪的設計 1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) ①按圖1所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 ②輸送機為一般工作機器，速度不高，可以選用7級精度(GB 10095—88)。 ③材料的選擇，參考教材第八版《機械設計》表10—1 常用齒輪材料及其力學特性，第191頁，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS。 ④選小齒輪齒數(shù)z1=20

18、，大齒輪齒數(shù)z2=3.4820=69.6，取z2=70。 2、 按齒面接觸強度設計 由設計公式進行試算，即 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①試選載荷系數(shù)Kt=1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1=(95.5105P2)/n2=95.51052.85480=5.67104Nmm ③參考教材第八版《機械設計》表10—7 圓柱齒輪的齒寬系數(shù)Фd，第205頁，選取齒寬系數(shù)Фd=1。 ④參考教材第八版《機械設計》表10—6 彈性影響系數(shù)ZE，第201頁，ZE=189.8MPa。 ⑤參考教材第八版《機械設計》圖10—21d 齒輪的接

19、觸疲勞強度極限δHlim，第209頁，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限δHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限δHlim2=550MPa。 ⑥計算應力循環(huán)次數(shù),其中，j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒輪面嚙合的次數(shù)；Lh為齒輪的工作壽命（單位為h）。 N1=60n2jLh=604801(2830010)≈1.38109 N2=N1/i2=(1.38109)/3.48≈3.97108 ⑦參考教材第八版《機械設計》圖10—19 接觸疲勞壽命系數(shù)KHN（當N>NC時，可根據(jù)經(jīng)驗在網(wǎng)紋內(nèi)取KHN值），取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92，KHN2=0.97。

20、 ⑧計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。 [δ]1=（KHN1δHlim1）/S=0.92600MPa=552MPa [δ]2=（KHN2δHlim2）/S=0.97550MPa=533.5MPa (1) 計算 ①試算小齒輪分度圓直徑 =53.12mm ②計算圓周速度v V=(πd1tn2)/(601000)=(π53.12480)/(601000)m/s=1.33m/s ③計算齒寬b b=Фdd1t=153.12mm=53.12mm ④計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)：mt=d1t/z1=53.12

21、/20mm=2.656mm 齒高：h=2.25mt=2.252.656mm=5.98mm b/h=53.12/5.98=8.89 ⑤計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.33m/s，7級精度，參考教材第八版《機械設計》圖10—8 動載系數(shù)Kv，第194頁，查得動載系數(shù)為Kv=1.06； 直齒輪，KHa=KFa=1; 參考教材第八版《機械設計》表10—2 使用系數(shù)KA，第193頁，查得使用系數(shù)KA=1； 參考教材第八版《機械設計》表10—4接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)KH?，第196頁，用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，經(jīng)計算得KH?

22、=1.418。 由b/h=8.89，KH?=1.418，參考教材第八版《機械設計》圖10—13 彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)KF?，第198頁，KF?=1.33，故載荷系數(shù) K=KAKvKHaKH?=11.0611.418==1.503 ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 計算模數(shù)m：m=d1/z1=55.752/20mm=2.79mm 3、 按齒根彎度強度設計 彎曲強度的設計公式為 (1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①參考教材第八版《機械設計》圖10—20c 調(diào)質(zhì)處理鋼的δFE，第208頁，查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限δFE1=500MPa；大齒

23、輪的彎曲強度極限 δFE2=380MPa； ②參考教材第八版《機械設計》圖10—18 彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN（當N>NC時，可根據(jù)經(jīng)驗在網(wǎng)紋內(nèi)取KFN值），第206頁，取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.90，KFN2=0.92； ③計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則 [δF]1=（KFN1δFE1）/S=0.90500MPa=450MPa [δF]2=（KFN2δFE2）/S=0.92380MPa=349.6MPa ④計算載荷系數(shù)K K=KAKvKFaKH?=11.0611.33=1.410 ⑤查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)

24、 參考教材第八版《機械設計》表10—5齒形系數(shù)YFa和YSa，第200頁，YFa1=2.8，YFa2=2.24；YSa1=1.55，YSa2=1.75。 ⑥計算大小齒輪的YFaYSa/[δF]并加以比較 YFa1YSa1/[δF]1=2.81.55/450=0.00964 YFa2YSa2/[δF]2=2.241.75/349.6=0.01121 可以看出，大齒輪的數(shù)值大。 對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(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（

25、即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.65并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=55.752mm，算出小齒輪齒數(shù)：z1=d1/m=55.752/2≈28。 大齒輪齒數(shù)：z2=3.4828=97.4，取z2=98。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。 4、 幾何尺寸計算 ①計算分度圓直徑 d1=z1m=282=56mm d2=z2m=902=180mm ②齒根圓直徑： ③齒頂圓直徑： ④計算中心距：a=(d1＋d2)/2=(56＋180)/2=118mm

26、 ⑤計算齒輪寬度：b=Фdd1=156=56mm 取B2=56mm，B1=61mm。 六、軸的設計計算 1、軸的材料和熱處理的選擇。 根據(jù)題目意思，本軸并無特殊要求，也沒要尺寸大小限制，只要選擇合理即可。選45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB217~255。 2、 按扭矩估算最小直徑。 參考教材第八版機械設計表15—3軸的常用幾種材料的[]及值，第370頁，查表得在126至103之間，取=115。 主動軸： 考慮鍵： 選取標準直徑：。 從動軸： 考慮建： 選取標準直徑： 3、 軸的結構設計（構想的軸如圖4）。 圖4 根據(jù)軸上零件的定位、裝拆方便的要，同時考慮到強度的原

27、則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。 ①軸段①的確定： 由V帶輪的計算可得，小帶輪的長度為93mm，由上面計算可得軸的直徑最小值為22mm，所以選擇軸徑為25mm，長度為90mm。 ②軸段②和⑥的確定： 考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用單列向心球軸承，主動軸承根據(jù)軸頸值查《機械零件設計手冊》選擇6206兩個（GB/T 276—1993），內(nèi)徑為30mm，外徑為62mm，寬度為16mm。 套筒選擇10mm長的，擋油圈選擇2mm的，參考《機械設計課程設計》表5—1 鑄鐵減速器箱體結構尺寸之一，第23頁，得箱座壁厚為10mm。 由上面的，分析得軸段②的軸徑為30mm，長度為40mm；軸

28、段⑥的軸徑為30mm，長度為28mm。 ③軸段④的確定： 由上面齒輪的計算可得，軸徑為56mm，長度為61mm。 ④軸段③和⑤的確定： 根據(jù)以往經(jīng)驗可得，軸徑都為45mm，長度都為8mm。 4、主動軸的二維圖如圖5（鍵槽的大小還沒確定）。 圖5主動軸 5、同理可求得從動軸的二維圖如圖6（鍵槽大小還沒確定）。 圖6從動軸 6、 危險截面的強度校核。 （1）從動軸的強度校核 圓周力： 徑向力： 由于為直齒輪，軸向受力。 從動軸的受力簡圖如圖7所示。 圖7 L=114mm 扭矩： 校核： 由圖表查得， 考慮建槽：

29、 則強度足夠。 （2） 主動軸的強度校核，作主動軸的強度校核如圖8所示。 圖8 L=117mm 扭矩： 校核： 由圖表查得， 考慮建槽： 則強度足夠。 七、滾動軸承的選擇。 考慮軸受力嬌小且主要是徑向力，故選用單列向心球軸承。主動軸承根據(jù)軸頸值查《機械零件設計手冊》選擇6206兩個（GB/T 276—1993），從動軸承6209兩個（GB/T 276—1993） 兩軸承承受純徑向載荷 主動軸軸承壽命：深溝球軸承6206，基本額定動負荷，，。 預期壽命為：10年，兩班制 所以，軸承壽命及格。 從動軸軸

30、承壽命：深溝球軸承6209，基本額定動負荷，，。 預期壽命為：10年，兩班制 所以，軸承壽命及格。 8、 鍵的選擇及校核 1、 主動軸外伸端，考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵628 GB 1096—1990，b=6mm，L=28mm，h=6mm。選擇45鋼，其許用擠壓應力。 則強度足夠，合格。 2、 從動軸外伸端，考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵1040 GB 1096—1990，b=10mm，L=40mm，h=8mm。選擇45鋼，其許用擠壓應力。 則強度足夠，合格。 3、 與齒輪連接處，考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵1045 GB 1096—1990，b=1

31、0mm，L=45mm，h=8mm。選擇45鋼，其許用擠壓應力。 則強度足夠，合格。 九、聯(lián)軸器的選擇 由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，K=1.3。 選用TL6型（GB 12458—1990）彈性套柱削聯(lián)軸器，公稱尺寸轉(zhuǎn)矩=250（），。采用Y型軸孔，A型鍵，軸孔直徑d=32至40mm，選d=35mm,軸孔長度L=82mm。 TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器有關參數(shù)。 公稱轉(zhuǎn)矩：250（）；許用轉(zhuǎn)速：3300（）；軸孔直徑：35mm；軸孔長度：82mm；外徑：160mm；材料：HT200；軸孔類型：Y型；鍵槽類型：A型。

32、 十、箱體主要結構尺寸計算 箱體是一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結構對工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結構與受力均較復雜，各部分民尺寸按經(jīng)驗公式在裝配草圖的設計和繪制過程中確定如下： 1.箱座壁厚； 2.箱座凸緣厚度b=1.5，； 3.箱蓋厚度； 4.箱蓋凸緣厚度； 5.箱底座凸緣厚度； 6.軸承旁凸臺高度h=45mm，凸臺半徑R=20mm； 7.齒輪軸端面與內(nèi)機臂距離； 8.大齒輪齒頂與內(nèi)機壁距離； 9.小齒輪端面到內(nèi)機壁距

33、離； 10.上下機體肋板厚度； 11.主動軸承端蓋外徑； 12.從動軸承端蓋外徑=130mm； 13.地腳螺栓M16，數(shù)量6根。 十一、減速器附件的選擇及簡要說明 1.安裝端蓋的螺栓12個，材料為Q235，規(guī)格M616 GB 5782—1986； 2.安裝端蓋的螺栓24個，材料為Q235，規(guī)格M825 GB 5782—1986； 3.定位銷2個，材料為35，規(guī)格A640 GB 117—1986； 4.調(diào)整安裝墊圈3個，材料為65Mn，規(guī)格10 GB 93—1987； 5.安裝螺母3個，材料為A3，規(guī)格M10 GB 6107—1986； 6.測量油面高度的油標尺1條，材料為

34、組合件； 7.透氣通氣器1個，材料為A3。 十二、減速器潤滑方式、密封形式、潤滑油牌號及用量的簡要說明 1.潤滑方式。 （1）齒輪v=1.33m/s<<12m/s，應用噴油潤滑。但考慮成本及需要選用的浸油潤滑； （2）軸承采用潤滑脂潤滑。 2.潤滑油牌號及用量。 （1）齒輪潤滑選用150號機械油（GB 443—1989），最低—最高油面距（大齒輪）10mm至20mm，需油量為1.5L左右； （2）軸承潤滑選用ZL—3型潤滑脂（GB 7324—1987），用油量為軸承間隙的1/3至1/2為宜。 3.密封形式。 （1）箱座與箱蓋凸緣的密封：選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法；

35、 （2）觀察孔和油孔等處結合面的密封：在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封； （3）軸承孔的密封：悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部，軸的外伸端與透蓋間的間隙，由于v<3m/s故選用半粗羊毛氈加以密封。 十三、設計小結 經(jīng)過一個月的設計計算，終于把該設計的所有工作都完成了，由于設計過程中經(jīng)常遇到一些別的事情，耽誤了一些時間，所以本次設計顯得比較倉促，考慮不周的地方也是在所難免的，但是經(jīng)過了查找資料、咨詢老師、詢問同學最終還是順利把該設計完成了。 在做本設計的過程中，遇到了很多問題，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經(jīng)驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在

36、老師的諄諄教導，和同學們的熱情幫助下，使我找到了信心。通過自己的努力（查資料、問同學）把問題解決，當問題一個個被解決的時候，自己的內(nèi)心是喜悅的，那是一種無法描述的愉悅。經(jīng)過這次課程設計，我學到了很多東西，不僅鞏固和復習了前面所學的知識，而且還對機械設計這個專業(yè)有了更深的了解和認識，弄清楚了設計過程中會遇到的問題，為以后的設計工作提供了借鑒經(jīng)驗。 在設計過程中培養(yǎng)了我的綜合運用機械設計課程及其他課程理論知識和利用生產(chǎn)時間知識來解決實際問題的能力，真正做到了學以致用。在此期間我與同學之間互相幫助，共同面對機械設計課程設計當中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團隊精神。在這些過程當中我充分的認識到自己在知識

37、理解和接受應用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學習能力的欠缺，將來要進一步加強，今后的學習還要更加的努力。本次課程設計不僅僅是對自己所學的知識的一次系統(tǒng)總結與應用，還是對自己體質(zhì)的一次檢驗。 本次課程設計由于時間的倉促，還有許多地方有不足之處。再加上課程設計選在臨近期末考試期間進行，在這樣的情況下完成了設計，還真不容易。在此，我要感謝指導我的老師，幫助我的同學，是你們的幫助，讓我順利完成了本次設計。 十四、參考文獻 1.濮良貴、紀名剛 第八版 機械設計 高等教育出版社； 2.李育錫 機械設計 課程設計 高等教育出版社； 3.孫巖、陳曉羅、熊涌、李志紅 機械設計 課程設計 北京理工大

38、學出版社； 4.吳宗澤 機械零件設計手冊 機械工業(yè)出版社 2004； 5.王時任、郭文平 機械原理與機械零件 高等教育出版社 1983 11； 6.陳錦昌、劉林 第四版計算機工程制圖 華南理工大學出版社。 ?總=0.88 Pd=2.66KW nw=138r/min I=6.69

39、 Pca＝３.６KW V1=5.02m/s Ld0≈1146mm a≈352mm amin≈334mm amax≈390mm α1≈163.70≥900 Z≈5.04≤10 Z取6 F0min≈98.39N Fp=1753.13N

40、 T1=5.67104Nmm N1≈1.38109 N2≈3.97108 [δ]1=552MPa [δ]2=533.5MPa V==1.33m/s b=53.12mm m=2.79mm [δF]1=450MPa [δF]2=349.6MPa K=1.410 m=1.65m

41、m m取2mm d1=56mm d2=180mm a=118mm b=56mm 主動軸 從動軸

42、 主動軸承 6206 2個 從動軸承 6209 2個 主動軸外伸端鍵 628 GB 1096—1990 從動軸外伸端鍵 1040 GB 1096—1990 與齒輪連接處鍵 1045 GB 1096—1990 選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器 齒輪浸油潤滑 軸承脂潤滑 齒輪用150號機械油 軸承用ZL—3型潤滑脂 16 學校：電子科技大學中山學院 學院：機電工程學院 專業(yè)：09機械C班