機械設計課程設計二級圓柱齒輪減速器展開式

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：帶式輸送機傳動裝置 專業(yè) 班設 計 者： 指導老師： 2012年07月04日目錄一設計任務書11.設計題目12.設計任務13.設計要求1二傳動方案的擬定11.傳動方案說明12.傳動方案簡圖2三電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算21.電動機的選擇22.各級傳動比的分配33.計算各軸的轉速、功率和轉矩44.各軸運動和動力參數(shù)匯總表5四傳動零件的計算51.鏈的設計計算52.齒輪的設計計算6五 .軸的設計計算131.初算軸徑132.軸的結構設計133.軸的強度校核15六鍵連接的選擇和計算191.鍵連接的選擇192.鍵連接的強度校核19七軸承的選擇和計算211

2、.各軸軸承的選擇212.各軸軸承的壽命計算21八聯(lián)軸器的選擇23九箱體設計231.箱體結構形式及材料232.箱體主要結構尺寸表243.箱體附件設計24十潤滑和密封設計251.齒輪傳動的潤滑252.軸承的潤滑與密封253.減速器的密封264.鏈輪的潤滑26設計小結26參考資料26計算項目及內(nèi)容主要結果一、 設計任務書（一）、設計題目 設計一帶式輸送機傳動裝置，其工作條件如下：1、 輸送帶滾筒的直徑450mm。2、 輸送帶的速度為1.4 m/s。3、 輸送帶的牽引力為2.1kn。4、 小批量生產(chǎn)。（二）、設計任務 設計一帶式運輸機的傳動裝置1、 確定傳動裝置的總體設計方案。2、 選擇電動機。3、

3、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。4、 傳動零件及軸的設計計算。5、 軸承、連接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的計算及選擇。6、 減速器箱體結構及其附件的設計7、 繪制裝配圖1張（a0圖紙）和零件工作圖3張，分別為軸（a3圖紙）、齒輪（a3圖紙）、 箱座（a1圖紙）。8、 編寫設計計算說明書9、 進行總結和答辯。（三）、設計要求1、 輸送機的工作軸轉速允許誤差為±5%，即滾筒實際n'-已知n已知n±5%。2、 工作使用期為10年（每年300個工作日），兩班制工作。二、 傳動方案的擬定（一） 、傳動方案的說明1. 選用閉式斜齒圓柱齒輪閉式齒輪傳動的潤滑及防護條件最好。而在相同的工況

4、下，斜齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結構簡單、緊湊。 2. 將鏈傳動布置于低速級 鏈傳動的瞬時傳動比是變化的，會引起速度波動和動載荷，故不適宜高速運轉，應布置在傳動系統(tǒng)的低速級。 3. 將傳動齒輪布置在距離扭矩輸入端較遠的地方由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布置在距扭矩輸入端較遠的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象，使軸能獲得較大剛度。綜上，本方案具有一定的可行性和合理性。（二）、傳動方案簡圖1-電動機 2-聯(lián)軸器 3-雙級展開式圓柱齒輪 4-鏈傳動 5-輸送帶 6-輸送帶滾筒圖2-1 帶式輸

5、送機傳動簡圖三、 電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算（一）、電動機的選擇根據(jù)直流電動機需直流電源，結構復雜，成本高且一般車間都接有三相交流電，所以選用三相交流電動機。又由于y系列籠型三相異步交流電動機其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、起動性能較好、價格低等優(yōu)點均能滿足工作條件和使用條件。故優(yōu)先選用臥式封閉型y系列三相交流異步電動機。由【1】p12 式3-1 pw=fwvw1000w=2.1×1.41000×0.96=3.0625kw=鏈·承3·齒2·聯(lián) 由【1】p13 表3-1鏈=0.96 齒=0.98 承=0.99 聯(lián)=0.99

6、=鏈·承3·齒2·聯(lián)=0.88565pd=pw=3.4579kw由【1】p178 表17-7 選擇y132m1-6型電動機電動機型號額定功率kw同步轉速r/min最大轉矩額定轉矩滿載轉速r/min質量kgy132m1-641000 2.0960 73（二）、各級傳動比的分配 1、理論總傳動比輸送帶滾筒軸轉速：nw=60×1000vd=59.42r/min 總傳動比：i總=n滿nw=16.163、 各級傳動比的分配要求高速級傳動比i1=(1.31.4)i總由【1】p14 表3-2 可選i1=4.58，i2=2.8i減= i1·i2=12.824，

7、i鏈=1.26(三)、計算各軸的轉速、功率和轉矩 1）、各軸轉速由【1】p15 式3-10得n1=n滿=960r/minn2=n1i1=209.6r/minn3=n2i2=74.87r/minnw=n3i鏈=59.42r/min 2）各軸的輸入功率由【1】p16 式3-11p1=p滿聯(lián)=3.96kwp2=p1承齒=3.84kwp3=p2承齒=3.737kwpw=p3承鏈=3.54kw3）各軸的輸入轉矩由【1】p16 式3-12t1=9550p1n139.39nmt2=9550p2n2=174.69nmt3=9550p3n3=475.84nmtw=9550pwnw=568.95nm （四）、各軸

8、運動和動力參數(shù)匯總表軸號電動機軸軸軸軸工作軸轉速n（r/min）960960209.674.8759.42功率p（kw）43.963.843.743.54轉矩t(n·m)39.3939.39183.32533.23522.55傳動比i14.582.81.26效率0.990.97020.97020.9504四、 傳動零件的計算 （一）、鏈的設計計算輸入功率p=3.74kw, 轉速n=74.87r/min, 傳動比i=1.261. 確定鏈輪齒數(shù)先假定鏈速v=0.63m/s,由【2】p92 表7-2選z1=17,則大鏈輪齒數(shù)z2=222. 初定中心距取a0=30p3. 計算鏈長由【2】p9

9、2 式7-9lp=2a0p+z1+z22+(z2-z12)2p40p=98.65804、 計算功率由【2】p95 表7-5查的工作情況系數(shù) ka=1.0故 pca= kap=3.74kw 5、確定鏈號由【2】p95 式7-12 p0kapkzklkp進行計算。由【2】p94圖7-12按小鏈輪轉速估計，可能產(chǎn)生鏈板疲勞破壞。由【2】p96表7-4中查得kz=0.887,從【2】p96表7-5查的kp=1.7，從【2】p96圖7-14查得kl=0.93則 p0=2.667kw從【2】p94圖7-12中選擇合適的短節(jié)鏈，鏈號為16a，節(jié)距p=25.406、確定實際中心距 將中心距設計成可調節(jié)的，不必

10、計算實際中心距，可取aa0=30p=762mm7、驗算鏈速 v=z1pn160×1000=0.53883m/s 鏈速與原假設相符，由【2】p95圖7-13選擇潤滑方式為滴油潤滑。 （二）、齒輪的設計計算為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪；因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃印?、高速級齒輪設計計算 輸入功率p=3.96kw, 轉速n=960r/min, 傳動比i=4.58，扭矩t=39.39 n·m 1）、材料的選擇 小輪選擇40cr調質，hbs1=241286大輪選擇45鋼調質，hbs2=217255 2）、齒數(shù)的

11、選擇 初選小齒輪齒數(shù)z1=17 大齒輪齒數(shù)z2=ixz1=78i=z2z1=4.575 3)、選擇螺旋角 4）、計算當量齒數(shù)，查齒形系數(shù) zv1=z1cos3=18.86 zv2=z2cos3=86.28由【2】p111表8-8查得 yfa1=2.884yfa2=2.203 5）、齒寬系數(shù)的選擇 6）、計算幾何參數(shù) t=20.6469o=20o3849 b=14.0761o=14o434 =12costz1+2cos2-z1cost2+z2+2cos2-z2cost2-z1+z2sint=1.507 =1dz1tan=1.457）、按齒面接觸疲勞強度設計對于斜齒圓柱齒輪，應以大齒輪材料所決定的

12、許用接觸應力為準，對于45鋼，取hbs2=230,由【2】p109表8-7取較低極限應力值，hlim=hlim2=539mpa又由【2】p109表8-6，取安全系數(shù)為sh=1.0,計算接觸疲勞的壽命系數(shù)khn=6n0n,式中n=60nth=60x960/4.58x8x300x10=3.018x109n0=30(hbs)2.4=1.379x107,因為n>n0,故khn=1許用接觸應力h=khnhlimsh=539mpa區(qū)域系數(shù)，載荷系數(shù)由【2】p117式8-19有， mn=d1z1cos=2.224mm8）、按彎曲疲勞強度設計 螺旋角系數(shù)按【2】p117式8-19計算，=1.45>

13、1，所以=1 y=1-120=0.875 計算齒形系數(shù)與許用應力之比值yfa1f1=0.0155053yfa2f2=0.0148851 用小齒輪的參數(shù)yf1f1代入公式，mn32kt1ycos2dz12yfa1f1=1.6249）、決定模數(shù) 按照齒面接觸強度決定模數(shù)值 mn=2.510）初算傳動尺寸 a=mn(z1+z2)2cos=122.94 標準化后取 a=125mm11）、修正螺旋角按照標準中心距修正螺旋角=cos-1mn(z1+z2)2a=18.194=18°11'38''12）、計算端面模數(shù) mt=mncos=2.63213）、計算傳動的其他尺寸d1

14、=z1mt=44.744mmd2=z2mt=205.296mmb2=dd1=45mmb1=b2+3=48mm14）、計算齒面上的載荷ft=2ttd1=1761nfr=fttant=675nfa=fttan=579n2、低速級齒輪設計計算 輸入功率p=3.84kw, 轉速n=209.6r/min, 傳動比i=2.8 扭矩t=183.32 n·m1）、材料的選擇 小輪選擇40cr調質，hbs3=241286大輪選擇45鋼調質，hbs4=217255 2）、齒數(shù)的選擇 初選小齒輪齒數(shù)z3=19 大齒輪齒數(shù)z4=ixz1=53i=z3z4=2.789 3)、選擇螺旋角 4）、計算當量齒數(shù)，查

15、齒形系數(shù) zv3=z3cos3=21.08 zv4=z4cos3=58.8由【2】p111表8-8查得 yfa3=2.767yfa4=2.286 5）、齒寬系數(shù)的選擇 6）、計算幾何參數(shù) t=20.6469o=20o3849 b=14.0761o=14o434 =12costz3+2cos2-z3cost2+z4+2cos2-z4cost2-z3+z4sint=1.58 =1dz3tan=1.627）、按齒面接觸疲勞強度設計對于斜齒圓柱齒輪，應以大齒輪材料所決定的許用接觸應力為準，對于45鋼，取hbs4=230,由【2】p109表8-7取較低極限應力值，hlim=hlim4=539mpa又由【

16、2】p109表8-6，取安全系數(shù)為sh=1.0,計算接觸疲勞的壽命系數(shù)khn=6n0n,式中n=60nth=60x209.6/2.8x8x300x10=1.078x109n0=30(hbs)2.4=1.379x107,因為n>n0,故khn=1許用接觸應力h=khnhlimsh=539mpa區(qū)域系數(shù)，載荷系數(shù)由【2】p117式8-19有， mn=d3z3cos=3.49mm8）、按彎曲疲勞強度設計 螺旋角系數(shù)按【2】p117式8-19計算，=1.62>1，所以=1 y=1-120=0.875 計算齒形系數(shù)與許用應力之比值yfa3f4=0.014876yfa3f4=0.015446

17、用小齒輪的參數(shù)yfa4f4代入公式，mn32kt1ycos2dz12yfa4f4=2.369）、決定模數(shù) 按照齒面接觸強度決定模數(shù)值 mn=410）初算傳動尺寸a=mn(z3+z4)2cos=149.079 標準化后取 a=150mm11）、修正螺旋角按照標準中心距修正螺旋角=cos-1mn(z3+z4)2a=16°15'37''12）、計算端面模數(shù) mt=mncos=4.16713）、計算傳動的其他尺寸d3=z3mt=79.173mmd4=z4mt=220.851mmb4=dd3=79mmb3=b4+3=82mm14）、計算齒面上的載荷ft=2ttd1=46

18、31nfr=fttant=1756nfa=fttan=1370n高速級齒輪齒數(shù)分度圓直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級z11744.7449.7438.497z278205.29210.29199.04傳動傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角計算齒寬b2(mm)4.581252.518°11'38''45低速級齒輪齒數(shù)分度圓直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級z31979.17387.17369.1737z453220.85228.27210.85傳動傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角計算齒寬b4(mm)2.8150479齒輪1采用齒輪軸，齒輪2、

19、4采用腹板式，齒輪3采用實心式。五、 軸的設計計算（一）、軸的結構設計1、低速軸的結構設計低速軸的結構圖1).初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理，取a0=115，則得軸的最小直徑為dmin=a03p2n2=18.953mm2). 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度a段與聯(lián)軸器配合取d1 =20mm可根據(jù)所選聯(lián)軸器的型號確定該段長度，取la=52mmb段與軸承端蓋和氈圈油封配合，氈圈油封為標準件，查【1】p164表16-9，根據(jù)f與e之間的定位軸間，選擇氈圈 25 jb/zq 4606=1986取d2=25mm為了在不拆下軸端零件的情況下拆卸軸承蓋螺釘，根據(jù)結構取lb=69

20、mmc段b與c之間為非定位軸肩，由【1】p152表15-3初選角接觸球軸承取d3=30mm考慮軸承定位穩(wěn)定，根據(jù)結構取lc=30mmd段根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關系尺寸及軸肩取d4=36mm，ld=157mme段與軸承配合取d5=36mm，le=30mm中間軸的結構2、中間軸的結構設計1).初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理，取a0=115，則得軸的最小直徑為dmin=a03p2n2=28.725mm.2). 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度 a段根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關系尺寸及軸肩取d1 =30mm可根據(jù)結構確定該段長度，取la=48

21、mmb段安裝齒輪2，ab之間為非定位軸間取d2=36mm與齒輪相配的軸段長度應比輪轂寬度短23mm,以便套筒可靠的壓緊齒輪取lb=43mmc段bc之間為定位軸間，取d3=42mm，ld=8mmd段安裝齒輪3，de之間為非定位軸間取d4=36mm，ld=60mme段與軸承配合取d5=30mm，le=36mm低速軸的結構3、低速軸的結構設計1).初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理，取a0=115，則得軸的最小直徑為dmin=a03p2n2=39.65mm.2). 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度a段與鏈輪連接取d1 =40mm可根據(jù)結構確定該段長度，取la=60mmb段與軸

22、承端蓋和氈圈油封配合，氈圈油封為標準件，查【1】p164表16-9，根據(jù)f與e之間的定位軸間，選擇氈圈 45 jb/zq 4606=1986取d2=45mm為了在不拆下軸端零件的情況下拆卸軸承蓋螺釘，根據(jù)結構取lb=76mmc段與軸承配合取d3=50mm，lc=39mmd段根據(jù)結構決定取d4=60mm，ld=65mme段安裝齒輪4，ef之間為非定位軸間取d5=54mm與齒輪相配的軸段長度應比輪轂寬度短23mm,以便套筒可靠的壓緊齒輪取le=77mmf段與軸承配合取d6=50mm，lf=44mm（二）、軸的強度校核載荷分析圖1. 高速軸的強度校核1） 求軸上的載荷 垂直面 水平面 總彎矩載荷水平

23、面h垂直面v支反力ffnh1=136.82nfnh2=538.18nfnv1=525.67nfnv2=1235.33n彎矩mm h1 =n·mmm h2 =3.23×104n·mmmv =7.41×104 n·mm總彎矩m 2=8.08×104n·mm扭矩tt=n·mm2） 校核軸的強度軸的材料為45鋼，調質處理。由【2】表12-1查得b=650mpa,則為（0.09-0.1）b,即=60mpa，軸的計算應力為 因此該軸滿足強度要求2. 中間軸的強度校核 求軸上的載荷（1）.垂直面（2）.水平面（3）.總彎矩軸的計

24、算應力為 因此該軸滿足強度要求3. 中間軸的強度校核 求軸上的載荷(1)垂直面(2)水平面(3)總彎矩軸的計算應力為 因此該軸滿足強度要求六、 鍵連接的選擇和計算（一） 鍵連接的選擇1. 聯(lián)軸器與軸的連接（1） 根據(jù)d =20mm，l=52mm選用a型，b×h=6×6，l=34mm 2. 齒輪與軸的連接 （1）高速級大齒輪與軸的連接 根據(jù)d =36mm，l=43mm選用a型，b×h=10×8，l=36mm （2）低速級小齒輪與軸的連接根據(jù)d =36mm，l=80mm選用a型，b×h=10×8，l=70mm（3）低速級大齒輪與軸的連接

25、根據(jù)d =54mm，l=80mm選用a型，b×h=16×10，l=70mm 3. 減速器輸出軸與鏈條連接選用a型，b×h=12×8，l=50mm（二）鍵聯(lián)接強度校核1. 聯(lián)軸器與軸的連接a.鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = l -b= 34-6=28mmk = 0.5h = 3mmb.強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取p=110mpat1 =n.mmp = 鍵安全合格2. 齒輪與軸的連接1）高速級大齒輪與軸的連接a.鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = l -b= 36-10=30mmk = 0.5h = 4mmb.強度校

26、核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取p=110mpat2 =n.mmp =鍵安全合格（2）低速級小齒輪與軸的連接a.鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = l -b= 70-10=60mmk = 0.5h = 4mmb.強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取p=110mpat2 =n.mmp = p鍵安全合格（3）低速級大齒輪與軸的連接a.鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = l -b= 70-16=54mmk = 0.5h = 5mmb.強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取p=110mpat2 =n.mmp = p鍵安全合格3. 減速器輸出軸與鏈條連接選用a型，b

27、×h=12×8，l=50mma.鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = l -b= 50-12=38mmk = 0.5h = 4mmb.強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取p=110mpat2 =n.mmp = p鍵安全合格七、 軸承的選擇和計算（一）各軸軸承的選擇項目軸承型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）ddbdamindamaxrasamax高速軸7206c30621636561中間軸7206c30621636561低速軸7210c50902057831（二）、軸承壽命計算 低速軸軸承壽命計算1.預期壽命從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為10年(

28、年工作日為300天)。預期壽命=8×300×10=24000 h2.壽命驗算載荷分析圖（俯視）1）軸承所受的徑向載荷fr1和軸向載荷fr2fr1v=1902.94nfr2v=-146.95nfr1h=3041.25nfr2h=1589.7nfr1=3587.32nfr2=1595.78n2) 求兩軸承實際承受的軸向力fa1和fa2fd1=0.68 fr1=2467.9fd2=0.68 fr2=1084.6fa1=2467.9fa2=1084.63)求兩軸承的當量動載荷p1和p2.fa1fr1=0.687e, fa2fr2=0.68=e查得x1=0.41,y1=0.87,x2

29、=1,y2=0因軸承在運轉中無沖擊載荷，查表取fp=1.1p1=fp(x1 fr1+ y1 fa1)=4101p2=fp(x2 fr2+ y2 fa2)=17554)驗算軸承壽命因為p1p2，所以按照前者計算故能滿足預期計算壽命要求。八、 聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器類型的選擇由工作要求決定。對于中小型減速器，輸入中輸出軸均可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，則選用彈性柱銷聯(lián)軸器，制造容易，裝拆方便，成本較低，并且能緩沖減震。根據(jù)最小軸徑=20mm,計算轉矩t=39.39n.m由【1】p173表17-4選用lt4聯(lián)軸器y型軸孔型號公稱轉矩(n.m).許用轉速(r/min)軸孔直徑(mm)軸孔長度(y型)質量kg轉動慣

30、量(kg.m2)lt463670020522.840.0037九、 箱體設計（一）箱體結構形式及材料本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯(lián)接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器內(nèi)傳動件軸心線平面重合。此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度，并且要求仔細加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設有加強肋。箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。減速器箱體用ht150制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產(chǎn)。（二）箱體主要結構尺寸表（單位：mm）名稱數(shù)值(mm)箱座壁厚=8箱蓋壁厚1=8箱體凸緣厚度b=12b1=

31、12b2=20加強肋厚m=6.8m1=6.8地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑m16箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑m10軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目高速軸選用m6n=6中間軸選用m6n=6低速軸選用m8n=6軸承蓋（軸承座端面）外徑高速軸92中間軸92低速軸130df、d2、d3至箱外壁距離dfc1=26d1d2df、d2、d3至凸緣邊緣的距離dfc2=24d1d2軸承旁凸臺高度和半徑h由結構確定，r= c1外壁至軸承端面的距離l1=+c2+c1+(510)=55（三）主要附件作用及形式1.通氣器齒輪箱高速運轉時內(nèi)部氣體受熱膨脹，為保證箱體內(nèi)外所受壓力平衡，減小箱體所受負荷，設通氣器及時將箱

32、內(nèi)高壓氣體排出。由1p47表7-1選用通氣器尺寸m16×1.52.窺視孔和視孔蓋為便于觀察齒輪嚙合情況及注入潤滑油，在箱體頂部設有窺視孔。為了防止?jié)櫥惋w出及密封作用，在窺視孔上加設視孔蓋。由1p46圖7-10 取a=130mm3.油標尺油塞為方便的檢查油面高度，保證傳動件的潤滑，將油面指示器設在低速級齒輪處油面較穩(wěn)定的部位。 由1p48表7-3 選用油標尺尺寸m124. 為了排出油污，在減速器箱座最低部設置放油孔，并用油塞和封油墊將其住。由1p49表7-4 選用油塞尺寸 m16×1.55.保證拆裝箱蓋時，箱蓋箱座安裝配合準確，且保持軸承孔的制造精度，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣

33、上配兩個定位銷。由1p145表14-28 gb117-86 a8×306.啟蓋螺釘在箱體剖分面上涂有水玻璃，用于密封，為便于拆卸箱蓋，在箱蓋凸緣上設有啟蓋螺釘一個，擰動起蓋螺釘，就能頂開箱蓋。結構參見減速器總裝圖，尺寸取m10×1.57.起吊裝置減速器箱體沉重，采用起重裝置起吊，在箱蓋上鑄有吊耳。為搬運整個減速器，在箱座兩端凸緣處鑄有吊鉤十、 潤滑和密封設計 （一）齒輪傳動的潤滑各級齒輪的圓周速度均小于12m/s，所以采用浸油潤滑。另外，傳動件浸入油中的深度要求適當，既要避免攪油損失太大，又要充分的潤滑。油池應保持一定的深度和儲油量。兩級大齒輪直徑應盡量相近，以便浸油深度相

34、近。（二）軸承的潤滑與密封由于高速級齒輪的圓周速度小于2m/s，所以軸承采用脂潤滑。由于減速器工作場合的需要，選用脂潤滑。軸承內(nèi)密封：由于軸承用油潤滑，為了防止齒輪捏合時擠出的熱油大量沖向軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力，需在軸承內(nèi)側設置擋油盤。軸承外密封：在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段，為防止灰塵水份從外伸段與端蓋間隙進入箱體，所有選用氈圈密封。（三）減速器的密封減速器外伸軸采用氈圈油封的密封件，具體由各軸的直徑取值定，軸承旁還設置封油盤。（四）鏈輪的潤滑 由【2】p95圖7-13選擇潤滑方式為滴油潤滑。設計小結 這次關于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深

35、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合素質大有用處。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.1. 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。2.在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。3、在本次設計中我還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，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。附：參考資料【1】 機械設計課程設計