帶式輸送機的機械傳動裝置設計【一級圓柱齒輪減速器】【F=2200Nv=1.5m-s,d=400mm】

購買設計請充值后下載，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無水印，可編輯。具體請見文件預覽，有不明白之處，可咨詢QQ:12401814 畢業(yè)設計（論文）題目： 帶式輸送機的機械傳動裝置 系 別 航空工程系 專業(yè)名稱 機械設計制造及其自動化班級學號 088105429學生姓名 袁小龍指導教師 賀紅林二O一二 年 六 月 畢業(yè)設計（論文）任務書I、畢業(yè)設計(論文)題目：帶式輸送機的機械傳動裝置設計II、畢 業(yè)設計(論文)使用的原始資料(數據)及設計技術要求1）輸送物料為：煤炭顆粒，粒度為10mm；運輸量Q80t/h；2）運輸帶速度=1.5 m/s，帶寬B=800mm；3）滾筒直徑D=400 mm，輸送帶拉力F=2200N；4）滾筒效率（包括軸承與滾筒的效率損失）；5）工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；6）使用折舊期：8年；7）工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度；8）制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產；9）動力來源：電力，三相交流，電壓380/220v； 運動簡圖（參考）II、畢 業(yè)設計(論文)工作內容及完成時間：（1）查閱相關資料，外文資料翻譯（6000字符以上），撰寫開題報告 4周（3）擬定帶式輸送機的機械傳動方案確定 1周 （4）傳動系統(tǒng)的總體設計計算 1周 （5）帶式輸送機傳動系統(tǒng)三維總體裝圖設計 4周（6）帶式輸送機主要零（部）件工作圖設計 2周（7）畢業(yè)設計說明書（論文）撰寫 3周（8）畢業(yè)設計審查、畢業(yè)答辯 2周 、主 要參考資料：1 美輸送設備制造協(xié)會編. 散狀物料帶式輸送機. 北京：機械工業(yè)出版社，19842 濮良貴. 機械設計（第8版）. 北京：高等教育出版社，20083 王昆等編. 機械設計基礎課程設計. 高等教育出版社，19954 龔桂義. 機械設計課程設計圖冊. 北京：高等教育出版社，19895 中國煤炭建設協(xié)會. 帶式輸送機工程設計規(guī)范. 北京：中國計劃出版社，20006 M. A. Alspaugh. Latest Developments in Belt Conveyor Technology. MINExpo 2004, Las Vegas, NV, USA7 Phonix Conveyor Belt. Phoenix Conveyor Belts Design Fundamentals. Hamburg, 20048 芮曉明. 機械設計基礎及電廠金屬材料. 北京：中國電力出版社，2000 航空制造工程 學院 機械設計制造及其自動化 專業(yè)類 0881054 班學生（簽名）： 袁小龍 日期： 自 20 年 月 日 至 20 年 月 日指導教師（簽名）： 助理指導教師(并指出所負責的部分)： 機械設計 系（室） 主任（簽名）： 附注:任務書應該附在已完成的畢業(yè)設計說明書首頁。 學士學位論文原創(chuàng)性聲明本人聲明，所呈交的論文是本人在導師的指導下獨立完成的研究成果。除了文中特別加以標注引用的內容外，本論文不包含法律意義上已屬于他人的任何形式的研究成果,也不包含本人已用于其他學位申請的論文或成果。對本文的研究作出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式表明。本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。作者簽名： 日期：學位論文版權使用授權書本學位論文作者完全了解學校有關保留、使用學位論文的規(guī)定，同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權南昌航空大學科技學院可以將本論文的全部或部分內容編入有關數據庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。 作者簽名： 日期：導師簽名： 日期：帶式輸送機的機械傳動裝置設計學生姓名：袁小龍 班級：0881054指導老師：賀紅林 摘要：帶式輸送機在煤炭運輸、交通、糧食運輸、礦石等多個領域有所運用。本文首先介紹了帶式輸送機傳動裝置的研究背景，未來發(fā)展狀況及發(fā)展方向。本文為了研究帶式輸送機傳動裝置設計，完成了以下工作。（1） 擬定帶式輸送機的機械傳動方案（2） 傳動方案的總體設計計算（3） 帶式輸送機傳動總體狀圖設計（4） 帶式輸送機主要零部件工作圖設計（5） 畢業(yè)設計說明說的撰寫關鍵詞 ：電動機；齒輪；軸；帶式輸送機。指導老師簽名： Design of belt conveyor Student name : Yuan XiaoLong Class : 0881054Supervisor : He HongLinBelt conveyer system is known as an efficient mean of transporting bulk materials, it has a high requirement of reliablity.With the development of mining work conditions, the convery route become more and more complex, and its conveyance ability with transport distance is all other transport a machine equipments cant compare to, its structure simple, circulate balance, revolve credibility.This article sums up the feasible scheme of the key technology, aimed at the primitive parameter of the belt conveyor of coal colliery.In the article, through the design calculation of choosing the equipments and the design of some important parts of the belt conveyor, the system can finish the mission safely and dependably on the occasion. The ordinary belt conveyor consists of six main parts: Drive Unit, Jib or Delivery End, Tail Ender Return End, Intermediate Structure, Loop Take-Up and Belt. The article passes the comparison which tenses device merit and shortcoming of main function and a few kinds that the introduction tenses device in going into detail to tense the foundation of the main form of device with domestic currently.We serve the purpose at last.Keywords: Motor, Gear, Shaft Signnature of Supervison:南昌航空大學科技學院學士學位論文 1 目 錄 1 緒 論.1 1.1帶式輸送機的發(fā)展與現(xiàn)狀 .1 1.2國外煤礦用帶式輸送機技術現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 .2 1.3 國內煤礦用帶式輸送機的技術現(xiàn)狀及存在的問題： .3 1.4我國煤礦用帶式輸送機的發(fā)展 .4 2傳動裝置的總體設計 .6 2.1 擬定傳動方案 .6 2.2 選擇原動機 電動機 .6 2.3 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 .9 2.4 算傳動裝置的運動和動力參數 .10 3 傳動零件的設計計算 .12 3.1 減速箱外傳動零件 帶傳動設計 .12 3.2 減速器內傳動零件 高速級齒輪設計 .15 3.3 減速器內傳動零件 低速級齒輪設計 .20 3.4 軸的設計 輸入軸的設計 .24 3.5 軸的設計 輸出軸的設計 .27 3.6 軸的設計 中速軸的設計 .31 4 部件的選擇與設計 .31 4.1 軸承的選擇 .31 4.2 輸入軸輸出軸鍵連接的選擇及強度計算 .32 4.3 滾動軸承的潤滑和密封 .34 4.4 聯(lián)軸器和軸承端蓋的選擇 .35 4.5 其它結構設計 .35 4.6 箱體 .38 全文總結 40 參考文獻 .41 致 謝 .42 南昌航空大學科技學院學士學位論文 1 1 緒 論 現(xiàn)代工業(yè)發(fā)展導致能源消耗的激增，隨之而來的是與工業(yè)生產相關的運輸 設備有了長足的進步。在帶式輸送機方面，隨著運行阻力計算方法、動力學分 析、高張力輸送帶設計、接頭分析、清掃和監(jiān)控技術、PLC 技術的應用，帶式 輸送機以廣泛應用在礦山、冶金、煤炭等部門，并在長距離輸送機、轉彎輸送 機、雙向輸送機、垂直提升輸送機和氣墊帶式輸送機等方面取得了新的發(fā)展。 帶式輸送機由于具有長距離連續(xù)運輸、運輸量大、運行可靠、效率高和易 于自動化等優(yōu)點，現(xiàn)在國外高產高效礦井，順槽可伸縮帶式輸送機主要參數一 般為：運距為 120020003000M，帶速為 3.5 4m/s，輸送量為 25003000t/h，驅動總功率為 15003000kw、最大達 11000kw。目前國產帶 式輸送機的主要參數要比國外低得多，運行性能尤其是工作可靠性差距更大。 輸送帶是帶式輸送機的承載構件，帶上的物料隨帶一起運行，根據需要物 料可在輸送機端部和中部位置卸下。輸送帶用旋轉地托輥支撐，運行阻力小。 帶式輸送機可沿水平和傾斜路線布置，在輸送原煤時，設計向上的最大輸送角 一般為 1718；向下最大輸送傾角一般為 1516。當采用花紋輸送帶加 之采取其他相應措施上運傾角可高達 2829；下運傾角可達 2528。當 采用某些特殊措施時，可實現(xiàn)更大的運輸傾角，乃至垂直提升。 本課題的研究意義與目的在于，本課題所涉及的帶式輸送機為地面上運、 長距離輸送機，其所需要解決的主要問題在于軟啟動問題以及拉緊裝置的選取， 同時需要大工作量的計算，而且還需考慮多級驅動與功率平衡問題。 1 1.1帶式輸送機的發(fā)展與現(xiàn)狀 長距離、大運量、高速是帶式輸送機的最新發(fā)展方向。與其他運輸設備 (如機車類)相比，帶式輸送機不僅具有長距離(單機長度可達 5000米，而且可 以實現(xiàn)多機進行串聯(lián)搭接，運距可達 206km )、大運量、連續(xù)運輸的特點，而 南昌航空大學科技學院學士學位論文 2 且運行可靠，易于實現(xiàn)自動化和集中控制，經濟效益十分明顯。帶式輸送機運 行維護費用遠遠低于公路汽運方式，而且只要生產時間超過 5年，帶式輸送機 輸送方式比公路汽運的總投資要小得多，所以在企業(yè)的生產過程中，凡能實現(xiàn) 帶式輸送機輸送的場合，一般都采用連續(xù)的帶式輸送機輸送。與其他設備相比， 帶式輸送機有以下優(yōu)點： (1)輸送物料種類廣泛； (2)輸送能力范圍寬； (3)輸送線路的適應性強； (4)靈活的裝卸料，可以靈活實現(xiàn)一點或多點受料或卸料； (5)可靠性和安全性高； (6)費用低。 1.2國外煤礦用帶式輸送機技術現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 國外對于長距離地面輸送帶式輸送機的研究和使用較早，主要用于港口、 鋼廠、水泥廠、礦山等場合。帶式輸送機也是煤礦最為理想的高效連續(xù)運輸設 備，特別是煤礦高產高效現(xiàn)代化的大型礦井，帶式輸送機己成為煤炭高效開采 機電一體化技術與裝備的關鍵設備。 國外帶式輸送機技術的發(fā)展主要表現(xiàn)在三個方面： (1)帶式輸送機功能多元化、應用范圍擴大化，如大傾角帶式輸送機、管 狀帶式輸送機、空間轉彎帶式輸送機等各種機型； (2)帶式輸送機本身的技術向長運距、大運量、高帶速等大型帶式輸送機 方向發(fā)展； (3)帶式輸送機本身關鍵零部件向高性能、高可靠性方向發(fā)展。 在煤礦井下，由于受環(huán)境條件的限制，其帶式輸送機的技術指標要比地面 用帶式輸送機的指標為低。國外通常使用的帶式輸送機的主要技術指標如表 1.1所示。 1 南昌航空大學科技學院學士學位論文 3 表 1.1 國外帶式輸送機的主要技術指標 國外 300-500萬 t/a高產高效礦井 主要參數 順槽可伸縮帶式輸送機 大巷與斜井固定式強力帶式輸送機 運距（m） 20003000 3000 帶速（m/s） 3.54 45，最高達 8 輸送量（t/h） 25003000 30004000 驅動總功率 （kw） 12002000 15003000，最大達 10100 1.3 國內煤礦用帶式輸送機的技術現(xiàn)狀及存在的問題： 從 20世紀 80年代起，我國煤礦用帶式輸送機也有了很大發(fā)展，對帶式輸 送機的關鍵技術研究和新產品的開發(fā)都取得了可喜的成果，輸送機產品系列不 斷增多，從定型的 SDJ, SSJ, STJ, DT等系列發(fā)展到多功能、適應特種用途的 各種帶式輸送機系列，但這一階段的發(fā)展大都基于我國 70年代前后引進帶式 輸送機的變形和改進，主體結構沒有大的變化。進入 90年代后，隨著煤礦現(xiàn) 代化的發(fā)展和需要，我國對大傾角帶式輸送機、高產高效工作面順槽可伸縮帶 式輸送機及長運距、大運量帶式輸送機及其關鍵技術、關鍵零部件進行了理論 研究和產品開發(fā)，應用動態(tài)分析技術和中間驅動與智能化控制等技術，研制成 功了軟啟動和制動裝置以及 PLC控制為核心的防爆電控裝置。隨著我國煤礦高 產高效礦井的發(fā)展，煤礦井下帶式輸送機到目前己達到表 1.2所示的主要技術 指標。 表 1.2 國內帶式輸送機的主要技術指標 主要參數 順槽可伸縮帶式輸送機 大巷與斜井固定式強力帶式輸送機 運距（m） 20003000 4500 帶速（m/s） 2.54.5 3-5 南昌航空大學科技學院學士學位論文 4 輸送量（t/h） 15003000 20003000 驅動總功率（km） 9001600 15003000 從表 1.1和表 1.2的比較可以看出，我國煤礦高產高效礦井配套國產帶式 輸送機的水平基本達到了國際水平。目前，在帶式輸送機產品中，主要存在的 問題但關鍵零部件的可靠性水平還有待于進一步提高。 在煤礦井下，由于煤層和井下地質結構等原因，有時不得不采用下運帶式 輸送機。由于下運方式對制動技術、可靠性、安全性等要求較高，在礦井開拓 及運輸方式設計時，大都盡量避免下運運輸方式，這也是目前下運帶式輸送機 應用較少的原因。 1 1.4我國煤礦用帶式輸送機的發(fā)展 （1）大型化、智能化 為了適應高產高效集約化生產的需要，帶式輸送機的運輸能力要加大， 控制自動化水平要提高，長運距、高帶速、大運量、大功率是帶式輸送機今后 發(fā)展的必然趨勢。在今后的 10年內，輸送量要達到 40005000t/h，帶速要提 高到 6m/s，順槽可伸縮輸送機頭部集中驅動要達到 3000米，對于固定強力帶 式輸送機要達到 5000米，單機驅動功率 10001500KW,輸送帶要達到 PVG3150 和 ST6000以上。 （2）提高關鍵零部件的性能和可靠性 設備開機率的高低主要取決于輸送機關鍵零部件的性能和可靠性。而 要提高關鍵零部件的性能和可靠性，除了進一步完善和提高現(xiàn)有零部件的性能 和可靠性外，還要不斷開發(fā)研究新的技術和零部件，如高性能可控軟啟動技術、 動態(tài)分析與監(jiān)控技術、高效儲帶裝置、快速自移機尾、高壽命托輥等，使帶式 輸送機的性能進一步提高。 （3）擴大功能，一機多用化 帶式輸送機是一種理想的連續(xù)運輸設備，但目前其效能還沒有充分發(fā)揮， 資源有所浪費。如將帶式輸送機結構作適當修改，并采取一定的安全措施，就 南昌航空大學科技學院學士學位論文 5 可拓展到運人、運料或雙向運輸等功能，做到一機多用，使其發(fā)揮最大的經濟 效益。 （4）開發(fā)專用機種 圖型固定式帶式輸送機 中國煤礦的地質條件差異較大，在運輸系統(tǒng)的布置上經常會出現(xiàn)一些特殊 要求，如彎曲、大傾角(25)直至垂直提升、長運距下運帶式輸送機等，而 有些場合常規(guī)的帶式輸送機是無法滿足要求的。為了滿足煤礦井下的某些特殊 要求，應開發(fā)滿足這些特殊要求帶式輸送機，如波紋擋邊輸送機、管狀帶式輸 送機、平面轉彎帶式輸送機、線摩擦多驅動帶式輸送機、大傾角上運帶式輸送 機、打傾角下運帶式輸送機等。 1 南昌航空大學科技學院學士學位論文 6 2傳動裝置的總體設計 傳動裝置的總體設計，主要包括擬定傳動方案、選擇原動機、確定總傳動 比和分配各級傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數。 2.1 擬定傳動方案 機器通常由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。傳動裝置將原動機的 動力和運動傳遞給工作機，合理擬定傳動方案是保證傳動裝置設計質量的基礎。 課程設計中，根據設計任務書，擬定傳動方案，分析傳動方案的優(yōu)缺點。題目 中給定以下傳動方案如下圖所示： 圖 2-1 帶式運輸機傳動方案簡圖 傳動方案應滿足工作機的性能要求，適應工作條件，工作可靠，而且要求 結構簡單，尺寸緊湊，成本低，傳動效率高，操作維護方便。 2.2 選擇原動機電動機 電動機為標準化、系列化產品，設計中應根據工作機的工作情況和運動、 動力參數，根據選擇的傳動方案，合理選擇電動機的類型、結構型式、容量和 轉速，提出具體的電動機型號。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 7 2.2.1 選擇電動機類型和結構型式 電動機有交、直流之分，一般工廠都采用三相交流電，因而選用交流電動 機。交流電動機分異步、同步電動機，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種， 其中以普通籠型異步電動機應用最多，目前應用較 300廣的 Y系列自扇冷式籠 型三相異步電動機，電壓為 380V，其結構簡單、起動性能好，工作可靠、價格 低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合， 如運輸機、機床、農機、風機、輕工機械等。 2.2.2 確定電動機的功率 電動機功率選擇直接影響到電動機工作性能和經濟性能的好壞：若所選電 動機的功率小于工作要求，則不能保證工作機正常工作；若功率過大，則電動 機不能滿載運行，功率因素和效率較低，從而增加電能消耗，造成浪費。 1. 帶式輸送機所需的功率 wP 由1中公式（2-3）得： 3/102.1.5/03.FVKW 設計題目給定：輸送帶拉力 F（N）= N 輸送帶速度 V(m/s)=1.5 m/s 2. 計算電動機的輸出功率 dP 根據文獻1（機械零件設計指導關陽等編 遼寧科學技術出版）表 2 2確定部分效率如下： 彈性聯(lián)軸器： （兩個）9.01 滾動軸承（每對）： （共三對，兩對減速器軸承，一對滾筒軸承）.2 圓柱齒輪傳動： （精度 7級）98.03 傳動滾筒效率： 64 V帶傳動效率： 5.帶 得電動機至工作機間的總效率: 南昌航空大學科技學院學士學位論文 8 85.09.608.9.032341 帶 輸送機效率: 54w 電動機的輸出功率： 32.1.1dwFVPKW 2.2.3 確定電動機的轉速 同一類型、相同額定功率的電動機低速的級數多，外部尺寸及重量較大， 價格較高，但可使傳動裝置的總傳動比及尺寸減少；高速電動機則與其相反， 設計時應綜合考慮各方面因素，選取適當的電動機轉速。 三相異步電動機常用的同步轉速有 ， ， ，min/30rin/150rmin/10r ，常選用 或 的電動機。min/750rin/150r1 1. 計算滾筒的轉速 w 工作機的轉速： 66.71.6/in40VrD 設計題目給定：滾筒直徑 D=400mm 輸送帶速度 V(m/s)=1.5 m/s 2. 確定電動機的轉速 dn 由參考文獻1 V帶傳動比范圍為 ，所以總傳動比合理范圍為42i ，故電動機轉速的可選范圍是：206總i()71.6/min429.613./mindnrr 表 2-1 電動機性能 電 動 機 轉 速 n/(r/min)方 案 電 動 機 型 號 額 定 功率 （ KW） 同 步 轉 速 滿 載 轉 速 參 考 價 格 (元 ) 參 考 重 量 （ kg） 1 Y112M-4 4 1500 1440 230 45 2 Y132M1-6 4 1000 960 350 73 南昌航空大學科技學院學士學位論文 9 3 Y132M2-6 5.5 1000 960 500 84 符合這一范圍的同步轉速有 750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min 由參考文獻1中表 h11查出有三種使用的電動機型號： 表 2-1中，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總傳動比， 即選定 2方案，電動機型號為 Y132M1-6。其主要參數如下： 表 2-2電動機相關參數 表 2-3帶式輸送機相關參數 2.3 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 由選定電動機的滿載轉速 和工作機主動軸的轉速 可得傳動裝置的總mnwn 傳動比 對于多級傳動 計算出總傳動比后，應合理地wmni/nii321 分配各級傳動比，限制傳動件的圓周速度以減少動載荷。 2.3.1 計算總傳動比 由電動機的滿載轉速 和工作機主動軸的轉速960/minnr 可得總傳動比：71.6/miwnr 96013.47.w 型 號 額 定 功 率 滿 載 轉 速 計 算 輸 出 功 率 軸 伸 尺 寸 D E中 心 高 裝 鍵 部 位 尺 寸F GD Y132M2- 6 5.5kw 960 r/min 3.95kw 38 80mm 132mm 10 41mm 皮 帶 速 度 皮 帶 拉 力 滾 筒 直 徑 工 作 條 件 每 天 時 間 設 計 壽 命 轉 速 功 率 1.5/s N32.10400m 平 穩(wěn) 連 續(xù) 16 小 時 8 年 71.66r /min 3.95kw 南昌航空大學科技學院學士學位論文 10 2.3.2 合理分配各級傳動比 由參考文獻1中表 23，取帶傳動比 ， ，則一級減速器傳3帶i1.4i 動比 。13.47i減 帶 表 2-4傳動比分配 總 傳 動 比 電 機 滿 載 轉 速 帶 輪 傳 動 比 為 齒 輪 傳 動 比 為 滾 筒 轉 速13.4i 960r/min =3vi=4.471i71.66 r/min 2.4 算傳動裝置的運動和動力參數 為進行傳動件的設計計算，應首先推算出各軸的轉速、功率和轉矩，一般 按由電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數。 2.4.1 0軸（電機軸）輸入功率、轉速、轉矩 3.95dPkW6/minnr 3.9500.246ddTNm 2.4.2 軸（高速軸）輸入功率、轉速、轉矩 013.950.7IddPKW帶 1/6/2/minmnir帶 01.4.12IdTN 帶 南昌航空大學科技學院學士學位論文 11 2.4.3軸（低速軸）輸入功率、轉速、轉矩 1223.7509.83.64IIIPKW210/.6/min4.nir 12.709.851.3ITi Nm 2.4.4軸（滾筒軸）輸入功率、轉速、轉矩 12.409.3.56IIPKW 327.6/minnr 158.3.08ITNm 各項指標誤差均介于+0.5%-0.5%之間。各軸運動和動力參數見表表 2- 5： 表 2-5各軸運動和動力參數 軸 名 功 率 P (/kw) 轉 矩 T（ N/ m） 轉 速 n (r/min) 傳 動 比 i 效 率 電 機 軸 3.95 39.294 960 3 0.95 軸 3.75 112 320 4.77 0.97 軸 3.64 518.3 71.6 滾 筒 軸 3.56 508 71.6 1 0.98 注：各軸輸出是依據該軸輸入乘以該軸承效率得出，一對滾動球軸承效率取 0.99. 南昌航空大學科技學院學士學位論文 12 3 傳動零件的設計計算 3.1 減速箱外傳動零件帶傳動設計 3.1.1 帶傳動設計要求 (1) 帶傳動設計的主要內容 選擇合理的傳動參數；確定帶的型號、長度、 根數、傳動中心距、安裝要求、對軸的作用力及帶的材料、結構和尺寸等。 (2) 設計依據 傳動的用途及工作情況；對外廓尺寸及傳動位置的要求；原 動機種類和所需的傳動功率；主動輪和從動輪的轉速等。 (3) 注意問題 帶傳動中各有關尺寸的協(xié)調，如小帶輪直徑選定后要檢查它 與電動機中心高是否協(xié)調；大帶輪直徑選定后，要檢查與箱體尺寸是否協(xié)調。 小帶輪孔徑要與所選電動機軸徑一致；大帶輪的孔徑應注意與帶輪直徑尺寸相 協(xié)調，以保證其裝配穩(wěn)定性；同時還應注意此孔徑就是減速器小齒輪軸外伸段 的最小軸徑。 3.1.2 V帶傳動設計計算 (1) 確定計算功率 由2中表 8-7查得工作情況系數 1.AK 由2中公式 8-21： dcaP1.3954.caAdPKkW (2) 選擇 V帶的帶型 根據 及 ,由2中圖 8-11選用 A型4.cak60/minnr (3) 確定帶輪的基準直徑 并驗算帶速dv 初選小帶輪的基準直徑 1 由2中表 8-6和表 8-8，取小帶輪的基準直徑 12dm 驗算帶速 v 按2中公式 8-13驗算帶的速度 南昌航空大學科技學院學士學位論文 13 13.4129605.3/60dnv ms 因為 ,故帶速合適。svsm/5/5 計算大帶輪的基準直徑。 根據2中公式 8-15a計算大帶輪的基準直徑 2d 21326dim 由2中表 8-8取 5d (4) 確定 V帶的中心距 和基準長度 0adL 根據2中公式 8-20， ,210217. dda 初定中心距 50 由2中公式 8-22計算所需的基準長度 02121042addaLd 2355763m 由2中表 8-2選帶的基準長度 180dL 計算實際中心距 a 由2中公式 8-23計算00187635518.22dla m (5) 驗算小帶輪上的包角 1 根據2中公式 8-25計算：12157.357.38080121.5908da (6) 計算帶的根數 z 計算單根 V帶的額定功率 rp 由 和 ,查2中表 8-4a并用插值法得12dm960/inn 01.58Pkw 南昌航空大學科技學院學士學位論文 14 根據 和 A帶查2中表 8-4b并用插值法得960/min3nr、 0.12Pkw 查2中表 8-5得 ，查2中表 8-2得 ,0.9K 1.LK 于是由2中公式 8-26：LArcPz00(1.582)0.931.6rPKkW 計算 V帶的根數 z 4.32.76crz 取 3根 (7) 計算單根 V帶的初拉力的最小值 min0F 根據2中公式 8-27： 2min05.2)( qvzKPFc 2.093.640.153.175N 其中 q由2中表 8-3得 A型帶 ，應使帶的實際初拉力 。./qkgm0minF (8) 計算壓軸力 壓軸力的最小值由1中公式 8-28得： 10minmin 153.2s23.7sin78.62pFz N (9) 帶輪結構設計 查2中表 8-10得大、小帶輪總寬度： 94Bm V型帶傳動相關數據見表 3-1。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 15 表 3-1 V型帶傳動相關數據 計 算 功 率 （ kwcP ） 傳 動 比 i 帶 速 V (m/s) 帶 型 根 數 單 根 初 拉 力 （ N） 壓 軸 力 （ N） 2.64 3 5.63 A 3 135.17 788.86 小 帶 輪 直 徑 (mm) 大 帶 輪 直 徑 (mm) 中 心 距 (mm) 基 準 長 度 （ mm） 帶 輪 寬 度 (mm) 小 帶 輪 包 角 112 355 518.5 1800 48 153.150 3.2 減速器內傳動零件高速級齒輪設計 3.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數 按照已經選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下： (1) 齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動 (2) 齒輪精度等級 帶式輸送機為一般機器速度不高，按照2中表 10-8， 選擇 7級精度（GB10095-88） (3) 材料 由2中表 10-1選擇：兩者材料硬度差為 40HBS 小齒輪 40Cr 調質 硬度 280HBS 大齒輪 45 鋼 調質 硬度 240HBS (4) 試選擇小齒輪齒數 241z 大齒輪齒數 2.7.5ziZ 取 齒數比215z1u 南昌航空大學科技學院學士學位論文 16 3.2.2 按齒面接觸強度設計 (1) 確定公式內各計算數值 試選載荷系數 3.1tk 小齒輪轉矩 664112.89.509.50.103IPT Nmn 由文獻2中表 10-6查得材料彈性影響系數 2.9MPazE 齒寬系數：由文獻2中表 107知齒寬系數 1d 由文獻2中圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 ；大齒輪接觸疲勞強度極限 。MPaH601lim aH501lim 計算應力循環(huán)次數 81320183052.4hNnjL821.4/.65u 由文獻2中圖 10-19取接觸疲勞壽命系數 90.1HNK9.2HN 計算接觸疲勞許應力 取失效概率為 1% 安全系數 S=1 由文獻2中式 10-12MPaSKHNH 54069.01lim1 .22li22 (2)計算 試算小齒輪分度圓直徑 td1 南昌航空大學科技學院學士學位論文 17 3 2112. HEdtt ZuTKd243.6803.5189.2.157m 計算圓周速度 v157.8320.96/6061tdnv ms 計算齒寬 b 1.dtb 計算齒寬與齒高比 h 模數 157.82.ttdmZ 齒高 2.5.146th5718.46b 計算載荷系數 據 ，7 級精度。由圖 10-8查動載荷系數 ，直齒輪0.9/vms 1.04vK ，由文獻2中表 10-2查得使用系數 ，由文獻2中表1FHKA 10-4 用插入法查得 7級精度、小齒輪相對非對稱布置時： 23.208(.6)0.1Hdb31.157.842 由 ， ，在文獻2中查圖 10-13，得 ，故載.hb.42HK 35.1FK 南昌航空大學科技學院學士學位論文 18 荷系數 。1.04.214768AvHK 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由文獻2中式 10-10a得 ： 331 .7685.59.ttdm 計算模數 m 19.62.85Z 3.2.3 按齒根彎曲強度計算 (1) 確定公式內各計算數值 由文獻2中圖 10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE501 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 。MPaFE3802 由文獻2中圖 10-18取彎曲疲勞壽命系數 ， 。8.01FNK8.2FN 計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數 由2中式 10-124S PaSKFENF 57.304.18501MFEF 86.2.22 計算載荷系數 K 1.04.35140AvF 查取齒形系數 由2中表 10-5查得： ， 。62.1FaY.Fa 查取應力校正系數 由2中表 10-5查得： ， 。59.1Sa21.78Sa 計算大小齒輪的 南昌航空大學科技學院學士學位論文 19 01372.5.39621FSaY28.64.aSF 大齒輪的數值大 (2) 設計計算 41332 21.06.80.169.735FaSdYKTm mZ 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 大于由齒根彎曲疲勞強 度計算的模數，由于齒輪模數 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，m 而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積 有關，可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數 1.7136并根據 GB1357-87就近圓 整為標準值 ，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 。2m 159.6dm 算出小齒輪的齒數： 圓整取 30159.6.83dz 1z 大齒輪的齒數 圓整取205.9z2106z 實際傳動比： 163.i 傳動比誤差： 允許.5.10%.85i 3.2.4 高速級齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 13026dzm21062dzm 中心距 62a 表 3-2 高速級齒輪設計幾何尺寸及參數 南昌航空大學科技學院學士學位論文 20 齒 輪 壓 力角 模數 中 心 距 齒 數 比 齒 數 分 度 圓 直 徑 齒 根 圓 直 徑 齒 頂 圓 直 徑 齒 寬 小 齒 輪 30 60 55 64 60 大 齒 輪 20 2 136 3 54 106 212 207 216 55 齒輪寬度 取 10dbmBm5 圓周力： 4126.8267tTFN 徑向力： 1tan0tan085.12r 3.3 減速器內傳動零件低速級齒輪設計 3.3.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數 選用直齒圓柱齒輪傳動 傳動速度不高，選擇 7級精度（GB10095-88） 材料選擇 小齒輪 40Cr 調質 硬度 280HBS 大齒輪 45 調質 硬度 240HBS 選擇小齒輪齒數 263z 大齒輪齒數 圓整取 6942.8.1iZ4z 3.3.2 按齒面接觸強度設計 (1)確定公式內各計算數值 試選載荷系數 3.1tk 南昌航空大學科技學院學士學位論文 21 小齒輪傳遞的扭矩 555239.109.102.3106PT Nmn 由2中表 10-6查得材料彈性影響系數 28.MPazE 由2中表 10-7選取齒寬系數 1d 由2中圖 10-21d 按齒面硬度查得 小齒輪接觸疲勞強度極限 aH603lim 大齒輪的接觸疲勞強度極限 P54li 由2中式 10-13計算應力循環(huán)次數 7326090.61806.310hNnjL7742.52.u 由2中圖 10-19取接觸疲勞壽命系數 94.03HNK98.04HN 計算接觸疲勞許應力 取失效概率為 1% 安全系數 S=1 由2中式 10-12MPaSKHN56409.3lim3 H 398.4li4 (2)計算 計算小齒輪分度圓直徑 ，代入td32H342312. Edt ZuKTd 2531.0.6189. 5386.54m 南昌航空大學科技學院學士學位論文 22 計算圓周速度 3286.5490.1/6011tdnv ms 計算寬度 b 3.dt 計算齒寬與齒高比 n 模數 m 386.54.32tt mZ 齒高 .7.5th86.541.7b 計算載荷系數 據 7級精度。由2中圖 10-8查動載荷系數 ；0./vms 01.vK 直齒輪 。由2中表 10-2查得使用系數 。1FHKA 由2中表 10-4用插入法查得 7級精度、小齒輪相對非對稱布置時 bd3210.)6.0(8.2.1 3.0.18.549 由 查2中圖 10-13得 1.54bh.279HK4.1FK 故載荷系數 1.0.4279.AvH 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由2中式 10-10a得333 .4286.589.5ttKdm 計算模數 m 3.dZ 南昌航空大學科技學院學士學位論文 23 3.3.3 按齒根彎曲強度計算 （1）確定公式內各計算數值 由2 中圖 10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒MPaFE503 輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE3802 由2中圖 10-18取彎曲疲勞壽命系數 9.3FNK98.4FN 計算彎曲疲勞許應力 取彎曲疲勞安全系數 由2中式 10-124.1S PaKFENF 29.3.50933MSFEF 64.1844 計算載荷系數 K 41.01.FVAK 查取齒形系數 由2中表 10-5查得 6.23FaY42.8Fa 查取應力校正系數 由2中表 10-5查得 59.13Sa41.79SaY 計算大小齒輪的 FSaY 0123.9.35623FSaY4187.469aSF 大齒輪的數值大 （2）設計計算 532 211.4.310.4692.176FaSYKTm mdZ 南昌航空大學科技學院學士學位論文 24 根據2中表 101就近圓整為標準值 2.5m 計算小齒輪齒數 圓整取389.5.2dZ36Z 計算大齒輪齒數 圓整取4.6449 實際傳動比： 95.3i 傳動比誤差： 允許2.6410%.765i 3.3.4 低速級齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 362.590dZm4952.37.dZmm 中心距 4290713a 齒輪寬度 31dbB48 表 3-3低速級齒輪設計幾何尺寸及參數 齒 輪 壓 力角 模數 中 心距 齒 數比 齒數 分 度 圓直 徑 齒 根 圓直 徑 齒 頂 圓直 徑 齒 寬 小 齒 輪 36 90 83.75 95 90 大 齒 輪 20 2.5 163.75 2.64 95 237.5 231.25 242.5 85 3.4 軸的設計輸入軸的設計 3.4.1 確定軸的材料及初步確定軸的最小直徑 1、確定軸的材料 輸入軸材料選定為 40Cr，鍛件，調質。 2、求作用在齒輪上的力 南昌航空大學科技學院學士學位論文 25 根據輸入軸運動和動力參數,計算作用在輸入軸的齒輪上的力： 輸入軸的功率 2.8IPKW 輸入軸的轉速 130/minnr 輸入軸的轉矩 46.TN 圓周力： 128267tFd 徑向力： 1tan0tan085.12r N 3、初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為 45號鋼，調制處理，根據2中表 15 3，取 20A 33min0.8121.50IPdm 3.4.2 初步設計輸入軸的結構 根據軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度 已知軸最小直徑為 ，由于是高速軸，顯然最小直徑處將min21.5d 裝大帶輪，故應取標準系列值 ，為了與外連接件以軸肩定位，故取A B段直徑為 。35Bd 初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大， 故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點各單向固定） 。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、標準精度級的深35Bdm 溝球軸承 6307（參考文獻3） ，其尺寸為 ，為防止箱內35821dDB 潤滑油飛濺到軸承內使?jié)櫥♂尰蜃冑|，在軸承向著箱體內壁一側安裝擋油 板，根據需要應分別在兩個擋油板的一端制出一軸肩，故： 。5056DEFdd、 由于軸承厚度為 21mm，根據4中圖 5.3擋油板總寬度為 18mm故 ，根據箱座壁厚，取 12 且齒輪的右端面與箱內壁的距離mlHC39 ，則取 ，根據4中圖 5.3，而擋油板內測與箱體內壁取1212 南昌航空大學科技學院學士學位論文 26 3mm，故 。根據參考文獻1表 3-1知中間軸的兩齒輪間的距mlG9312 離 ，估取 ，且中間軸的小齒輪端面與箱體內壁距離為5010 ，因 ， ， 。3B25160FBlm 故 。6129394.5Dl 設計軸承端蓋的總寬度為 45mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定） ， 根據軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連 接件的右端面間的距離為 30mm，故 。根據根據帶輪寬度可確定mlB7548Alm 圖 3-1輸入軸結構簡圖 3.4.3 按彎曲合成應力校核軸的強度 （）計算支座反力 H面 0Am1(1627.5)6209.5BHrpRF1.82.109.578.695.218rpB N 0 xF1AHBprR958.217.8625.19.68AHBrR V面 南昌航空大學科技學院學士學位論文 27 16271620.49.5.tAVFRN （）計算 H面及 V面的彎矩，并作彎矩圖 H 面 DA段： ()78.6pMxx(19.5) 當 時，在 D處00H 當 時，在 A處19.5x92.80.2.17Nm BC段： ()51HBRxx(65) 當 時，在 B處0x0HM 當 時，在 C處67.598.27.420.7Nm V 面 0VBAVD16.2459238.CMRx （）計算合成彎矩并作圖 0BD0.17ANm22264(5938.)670CHVC Nm （）計算 并作圖T0.36810I （5）校核軸的強度 按彎矩合成強度條件，校核危險點即 C截面圓周表面處應力。扭轉切應力 為靜應力，取 ，由2中表 15-1查得，軸彎曲疲勞極限3.0a MPa351 結論： 22 223670415.6.1CIcaMTMPaW 強度足夠。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 28 3.5 軸的設計輸出軸的設計 3.5.1 初步確定軸的最小直徑 33min02.14.96IPdAm 1、確定軸的材料 輸出軸材料選定為 45號鋼，鍛件，調質。 2求作用在齒輪上的力 根據輸出軸運動和動力參數、低速級齒輪設計幾何尺寸及參數，計算作用 在輸出軸的齒輪上的力： 輸出軸的功率 2.14PKW 輸出軸的轉速 36/min 輸出軸的轉矩 I59.TN432148.267.0ItFd4tan9.tan014.r .初步確定軸的最小直徑 33min02.41.96IPdAm 3.5.2 初步設計輸出軸的結構 輸出軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 ，為了使所選的軸直徑與gd 聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩 查表 14-1，考慮到轉矩變化很小故取 ，則：1TKAca 3.1AK.359.679.548INm 南昌航空大學科技學院學士學位論文 29 初選聯(lián)軸器 按照計算 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準 GB/T5014-2003,選用型caT 號為 LX3的 Y型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑1250Nm ,故取 半聯(lián)軸器長度 。 45gdm45gdmL 3根據軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度 圖 3-4輸出軸結構簡圖 4軸的結構設計 （1）根據軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度 根據已確定的 ，由于 g段軸長與半聯(lián)軸器的軸轂長相同，為45gdm 了使聯(lián)軸器以軸肩定位，故取 f段直徑為 。70fdm 初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，故選用深溝球軸承（采用深 溝球軸承的雙支點各單向固定） 。參照工作要求并根據 ，由軸承產70fd 品目錄中初步選取 0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承 61915（參考文獻 3） ，其尺寸為 ，根據需要在擋油板的一端制出一軸肩，75106dDB 故 。87dm 由于軸承厚度為 16mm，擋油板總寬為 18mm故 ，根據兩齒輪中34elm 心定位，且中速軸上的小齒輪端面與箱體內壁為 12mm，而擋油板內測與箱體內 壁取 3mm，另外為了使大齒輪更好的固定，則令軸端面在大齒輪空內，距離取 3mm，綜上得出 ， 。取齒輪距箱體內壁之距離 a=16mm,圓柱齒輪49al82blm 之間的距離 c=20mm,再根據高速軸的尺寸和低速軸的部分尺寸可以算出 。96dl 南昌航空大學科技學院學士學位論文 30 設計軸承端蓋的總寬度為 44mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定） ， 根據軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連 接件的右端面間的距離為 30mm，故 。mlf74 5按彎曲合成應力校核軸的強度 （1）繪制空間受力圖 （2）作水平面 H和垂直面 V內的受力圖，并計算支座反力 H 面 0Bm4821.482576.5rAFRN 4.76.3HrH V 面 4829.82154.5tAV4.630.6BtAVRFN （3）計算 H面及 V面內的彎矩，并作彎矩圖 H 面 0BAM82576.428.9HCAHRNm V 面 0VBA821584.362917.5CM （4）計算合成彎矩并作圖 0BA 2 22(4786.9)17.513860CHVC Nm （5）計算 并作圖T0.6591.035Nm （6）校核軸的強度 南昌航空大學科技學院學士學位論文 31 按彎矩合成強度條件，校核危險點即 C截面圓周表面處應力。扭轉切應力 為靜應力，取 ，由 2中表 15-1查得，軸彎曲疲勞極限3.0a MPa351 所以， 22 22131860517.4.CIcaMTMPaW 強度是足夠的。 3.6 軸的設計中速軸的設計 （1）中速軸的功率 2.1PK 中速軸的轉速 9065/minn 中速軸的轉矩 3.8TN （2）初步確定軸的最小徑 33min02.21.49065PdA中 因為中間軸最小徑與滾動軸承配合，故同時選取滾動軸承，根據軸的最小 徑初步選取型號為 6407的深溝球軸承，其尺寸為 。根35102dDB 據前兩個軸的尺寸，不難得出中速軸的尺寸，故其各部分計算省略。 。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 32 4 部件的選擇與設計 4.1 軸承的選擇 軸系部件包括傳動件、軸和軸承組合 4.1.1 輸入軸軸承 1. 軸承類型的選擇 由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。 軸承承受的徑向載荷 ；軸承轉速 ；軸承的預期壽命825.1PN1320/minnr 。8130hLh 2.軸承型號的選擇 求軸承應有的基本額定動載荷值 1336 600210825. 5.8hnLCP kN 按照3 表 22-1選擇 的 6007軸承。 .CkN 4.1.2 輸出軸軸承 1.軸承類型的選擇 由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。 軸承承受的徑向載荷 ；184.PN 軸承承受的轉速 36/minnr 軸承的預期壽命 0512hLh 2.軸承型號的選擇 南昌航空大學科技學院學士學位論文 33 求軸承應有的基本額定動載荷值 336 6004.12018. 5.3hnLCPkN 按照3 表 22-1選擇 的 6015軸承。.CkN 4.1.3 中間軸軸承 1.軸承類型的選擇 由于中間軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。 軸承承受的徑向載荷 ；79.64PN 軸承承受的轉速 205/minnr 軸承的預期壽命 81320hLh 2.軸承型號的選擇 求軸承應有的基本額定動載荷值 2336 6009.512079.43.1hnCP kN 按照3表 22-1選擇 的 6007軸承.1CkN 4.2 輸入軸輸出軸鍵連接的選擇及強度計算 1、輸入軸鍵連接 由于輸入軸上齒輪 1的尺寸較小，采用齒輪軸結構，故只為其軸端選擇鍵。 輸入軸軸端選擇 A型普通平鍵。其尺寸依據軸頸 ，由2中表 6-1選25dm 擇 鍵。鍵長根據皮帶輪寬度 B=48選取鍵的長度系列取鍵長 L=40。87bh 校核鍵連接的強度 鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由2中表 6-2查得許用及壓應力 取平均值 。鍵的工作長度MPap120MPap10 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度483lLbm0.5.73.5Khm 由2中式 6-1得 ，強度足夠。 332684.7.5p pTaKld 南昌航空大學科技學院學士學位論文 34 2、輸出軸鍵連接 輸出軸與齒輪 4的鍵連接 選擇鍵連接的類型與尺寸 一般 8級以上的精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪 不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A 型） 。據 ，由2中表 6-1選擇80dm 鍵。由輪轂寬度 及鍵的長度系列取鍵長 。214bh85B70Lm 校核鍵連接的強度 鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由2中表 6-2查得許用及壓應力 取平均值 。鍵的工作長度MPap120MPap10 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度748lLbm0.5.147Kh 由2中式 6-1得 ，強度足 33259.64.78p pTPaKld 夠。 輸出軸端與聯(lián)軸器的鍵連接 據輸出軸傳遞的扭矩 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩。查國家標準 GB/T 5014-T 85。選用 LX3型彈性聯(lián)軸器。其公稱轉矩為 。半聯(lián)軸器孔徑1250Nm 。145dm 選擇鍵連接的類型及尺寸 據輸出軸軸端直徑 ，聯(lián)軸器 Y型軸孔 ，軸孔長度45dm145d 選取 A型普通平鍵 。2L1490bhL 校核鍵連接的強度 鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由2中表 6-2查得許用及壓應力 取平均值 。鍵的工作長度MPap120MPap10 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。486lLbm0.5.94.5Khm 由2中式 6-1得 ，強度足夠。 3321059.6107.9848p pTPaKld 南昌航空大學科技學院學士學位論文 35 4.3 滾動軸承的潤滑和密封 當浸油齒輪圓周速度 ,軸承內徑和轉速乘積12/vms 時，宜采用脂潤滑。為防止箱體內的油浸入軸承與潤滑in/1025rmdn 脂混合，防止?jié)櫥魇?，應在箱體內側裝擋油環(huán)。 4.4 聯(lián)軸器和軸承端蓋的選擇 4.4.1 聯(lián)軸器的選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。彈性柱銷聯(lián)軸器具有緩沖和 吸震性，可頻繁的起動和正反轉，可以補償兩軸的相對位移。根據以上的計算 選擇 LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器。 4.4.2 軸承端蓋的選擇 根據箱體設計，選用凸緣式軸承端蓋。 4.5 其它結構設計 4.5.1 通氣器的設計 通氣器多裝在箱蓋頂部或窺視孔蓋上，其作用是將工作時箱內熱漲氣體及 時排出。其結構基本如下： 南昌航空大學科技學院學士學位論文 36 圖 4-1通氣器結構圖 4.5.2 吊環(huán)螺釘、吊耳及吊鉤 為便于拆卸及搬運，應在箱蓋上鑄出吊耳，并在箱座上鑄出吊鉤。 圖 4-2吊耳吊鉤結構圖 4.5.3 啟蓋螺釘 啟蓋螺釘的直徑一般等于凸緣聯(lián)接螺栓的直徑，螺紋有效長度大于凸緣厚 度。螺桿端部要做成圓柱形或大倒角、半圓形，以免啟蓋時頂壞螺紋。 圖 4-3啟蓋螺釘結構圖 4.5.4 定位銷 定位銷有圓柱形和圓錐形兩種結構，一般取圓錐銷。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 37 圖 4-4定位銷 4.5.5 油標 油標用來指示油面高度，常見的有油尺、圓形油標、長形油標等。一般采 用帶有螺紋部分的油尺。油尺安裝位置不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出， 不能太高以免與吊耳相干涉，箱座油尺座孔的傾斜位置應便于加工和使用。 圖 4-5油標 4.5.6 放油孔及螺塞 在油池最低位置設置放油孔，螺塞及封油墊圈的結構尺寸按照國標型號選 擇。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 38 圖 4-6放油孔和螺塞 4.6 箱體 采用 HT200鑄造箱體，水平剖分式箱