機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計(二級減速器)(含目錄)

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計姓名：學(xué)號：班級：指導(dǎo)老師：目錄一、 設(shè)計任務(wù)書(2)二、 系統(tǒng)總體方案設(shè)計(2)三、 電動機(jī)選擇(3)四、 計算總傳動比及分配各級的傳動比(4)五、 傳動參數(shù)的計算(4)六、 傳動零件的設(shè)計計算(5)七、 軸的設(shè)計(9)八、 滾動軸承的選擇與校核(20)九、 減速機(jī)機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸的確定(21)十、減速機(jī)各部位附屬零件的設(shè)計(22)十一、潤滑方式的確定(23)十二、設(shè)計總結(jié)(23)參考文獻(xiàn)資料(24)機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計絞車傳動裝置的設(shè)計一、 設(shè)計任務(wù)書1，技術(shù)參數(shù)：卷筒圓周力F：12 kN卷筒轉(zhuǎn)速n：35 r/min卷筒直徑D：400 mm2，工作條件：間歇工作，載荷平穩(wěn)，傳動可逆

2、轉(zhuǎn)，啟動載荷為名義載荷的1.25倍。傳動比誤差為±5%，兩班制，工作年限10年（每年300個工作日）。二、系統(tǒng)總體方案設(shè)計根據(jù)要求及已知條件對于傳動方案的設(shè)計可選擇二級展開式圓柱齒輪減速器。它能承受較大的載荷且傳動平穩(wěn)，能實現(xiàn)一定的傳動比。 三、電動機(jī)選擇1、電動機(jī)類型的選擇： Y系列三相異步電動機(jī)（工作要求：連續(xù)工作機(jī)器）2、電動機(jī)功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：（查指導(dǎo)書表3-1）=×3×××=0.99×0.993×0.97×0.97×0.98=0.8769聯(lián)軸器傳動的效率，取0.99；滾動軸承傳動

3、的效率（球軸承），取0.99；，8級精度齒輪傳動的效率，取0.97（表3-1）；卷動軸承傳動的效率（滾子軸承），取0.98.(2) 電機(jī)所需的工作功率：P=P/P=Fv式中：P為所需電動機(jī)輸出的功率，單位kW；P為工作機(jī)輸入的功率，單位kW；為傳動裝置的總功率；F為工作機(jī)卷軸的圓周阻力，單位kN；v為工作機(jī)卷軸的線速度，單位m/s.其中， v=得 P =10.03kW3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速：卷筒轉(zhuǎn)速n =35r/min按指導(dǎo)書P14表3-2推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動二級減速器傳動比范圍i=925，由于只有圓柱齒輪減速器，所以總傳動比理時范圍為i=925。故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n= i&

4、#215;n =（925）×35=315875r/min，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速電動機(jī)只有750r/min一種。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由指導(dǎo)書附表17-7查出有一種適用的電動機(jī)型號，其技術(shù)參數(shù)及傳動比情況如下表：電動機(jī)型號額定功率P/kW電動機(jī)轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速Y180L-81175073020.8574、確定電動機(jī)型號由于在容量和轉(zhuǎn)速方面只有一種電動機(jī)符合要求，且電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量以及減速器的傳動比也符合要求，因此選定電動機(jī)型號為Y180L-8，額定功率為P=11kW，滿載轉(zhuǎn)速nm=730r/min。 四、計算總傳動比及分配各級的傳動比總傳動比：i=n

5、m/n=730/35=20.857 取高速級的傳動比i1，低速級的傳動比i2，減速器的傳動比為i3 ， 其中i3=i，根據(jù)指導(dǎo)書中（3-7）得 i1 = 得 i1 =5.31 i2= i3/i1=20.857/5.31=3.93五、傳動參數(shù)的計算 1、 各軸的轉(zhuǎn)速n（r/min） 高速軸一的轉(zhuǎn)速 n1=nm=730 中間軸二的轉(zhuǎn)速 n2=n1/i1=730/5.31=137.476低速軸三的轉(zhuǎn)速 n3=n2/i2=137.476/3.93=34.98 滾筒軸四的轉(zhuǎn)速 n4= n3=34.98 2、 各軸的輸入功率 P(kW)高速軸一的輸入功率 P1= Pmc=11×0.99=10.8

6、9中間軸二的輸入功率 P2=P11g=10.458低速軸三的輸入功率 P3=P22g=10.042 滾筒軸四的輸入功率 P4=P3gc=9.843 Pm 為電動機(jī)的額定功率；c為聯(lián)軸器的效率；g為一對軸承的效率；1為高速級齒輪傳動的效率；2為低速級齒輪傳動的效率。 3、 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（N·m） 高速軸一的輸入轉(zhuǎn)矩 T1=9550P1/n1=142.465 中間軸二的輸入轉(zhuǎn)矩 T2=9550P2/n2=726.482 低速軸三的輸入轉(zhuǎn)矩 T3=9550P3/n3=2741.598 滾筒軸四的輸入轉(zhuǎn)矩 T4=9550P4/n4=2687.268 根據(jù)以上數(shù)據(jù)列出各軸的傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表

7、傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表電機(jī)軸軸1軸2軸3滾動軸4功率P/kW1110.8910.45810.0429.843轉(zhuǎn)矩T/( N·m)143.904142.465726.4822741.5982687.268轉(zhuǎn)速n/(r/min)730730137.47634.9834.98傳動比i15.313.931效率0.990.96030.96030.9801六、傳動零件的設(shè)計計算 圓柱直齒輪傳動的設(shè)計計算（1）高速級的一對齒輪的設(shè)計。 根據(jù)要求所示，所傳遞的功率不大，所以齒輪采用軟齒面，根據(jù)表10-1可查得，小齒輪為40Cr經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS，大齒輪為45鋼調(diào)質(zhì)處理硬度為240HBS，都是一

8、般傳動，采用8級精度。壓力角為=20o 先選小齒輪為Z1=24,則大齒輪為Z2=i1Z1=5.31×24=1281. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即d 試選載荷系數(shù)為Kt=1.3根據(jù)表10-7選得齒寬系數(shù)d=1根據(jù)表10-6選得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPa 1/2根據(jù)已知條件可以算出轉(zhuǎn)矩T1=142465N·mm由圖10-21d查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度lim1=600 Mpa 大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度為lim2=550 Mpa由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N1=60=60×730×2×8×300&#

9、215;10×1=2.1024×109N2=N1/5.31=0.3959×109由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.91 KHN2=0.95取失效概率為0.01 安全系數(shù)為S=11=0.91×600=546 MPa2=0.95×320=522.5 MPa計算帶入較小值得出d1t 71.311mm圓周速度=2.726m/s計算齒寬b b=d·d=71.311mm模數(shù)mt=d1t/Z1=71.311/24=2.971mm齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.25×2.971=6.68mm則齒寬與齒高之比為 b/h=71.311/6

10、.68=10.675計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=2.726m/s 8級精度由圖10-8查的Kv=1.15 直齒輪 =1(P195)由表10-2查的使用系數(shù)KA=1由表10-4查的疲勞強(qiáng)度計算的齒向載荷分布系數(shù)=1.421由圖10-13得彎曲強(qiáng)度計算的齒向載荷系數(shù)=1.35故載荷系數(shù)K=1×1.15×1×1.421=1.634由（10-10a）得=79.035mm計算模數(shù)m=d1/Z1=79.035/24= 3.292、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由圖10-20c查的小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=500 MPa 大齒輪FE2=380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=

11、0.85KFN2=0.90取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3（1.251.5）F1=0.85×500/1.3=326.92 MPaF2=0.90×380/1.3=263.08 MPa計算載荷系數(shù)K=1×1.15×1×1.38=1.587由表10-5查的齒形系數(shù)得YFa1=2.65 YFa2=2.1576齒形校正系數(shù)YSa1=1.58 YSa2=1.8496設(shè)計計算得出 m2.28經(jīng)圓整m=2.5算出小齒輪齒數(shù)Z1= d1/m=32大齒輪Z2=170幾何尺寸計算小齒輪分度圓直徑 d1=Z1m=32×2.5=80mmd2=Z4m=170

12、5;2.5=425mm中心距a=（d1+d2）/2=252.5mm齒輪寬度 b=dd1=1×80=80mm小齒輪齒寬B1=85mm 大齒輪齒寬B2=80mm（2）低速級齒輪設(shè)計 1、按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計與第一組齒輪設(shè)計類似 取小齒輪Z3=26 根據(jù)Z4=i2Z3=26×3.93=103按照以上的步驟可得N3=60=60×137.476×1×2×8×300×10=0.3959×109N4=N3/3.93=0.1007×109由前面可得T2=726482N·mm材料和強(qiáng)度都按以前的數(shù)據(jù)此時取

13、接觸疲勞壽命系數(shù) KHN3=0.95 KHN4=0.991=0.95×600=576 MPa2=0.99×550=544.5 MPa=121.59mm圓周速度=0.875m/sb=1×121.59=121.59模數(shù) mt=121.59/26=4.6765h=2.25mt=2.25×4.6765=10.52b/h=121.59/10.52=11.558根據(jù)v=0.875m/s 8級精度 Kv=1.08直齒輪=1由表10-2查的KA=1由表10-4查的=1.475由圖10-13得則載荷系數(shù)K=1×1.08×1×1.475=1.5

14、49=128.90mmm=128.90/26=4.96mm2、按彎曲疲勞強(qiáng)度計算由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.90KFN2=0.95取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3（1.251.5）F1=0.90×500/1.3=346.15 MPaF2=0.95×380/1.3=277.69MPa計算載荷系數(shù)K=1×1.08×1×1.43=1.544由表10-5查的齒形系數(shù)得YFa1=2.6 YFa2=2.1824齒形校正系數(shù)YSa1=1.595 YSa2=1.7924設(shè)計計算m3.60對比圓整后的m為4經(jīng)圓整m=4算出小齒輪齒數(shù)Z3=33大齒輪

15、Z4=127幾何尺寸計算分度圓直徑 d3=Z3m=33×4=132mmd4=Z4m=127×4=508mm中心距a=（d3+d4）/2=320mm齒輪寬度 b=dd3=1×132=132mm小齒輪齒寬B3=137mm 大齒輪齒寬B4=132mm七、軸的設(shè)計計算 （1）高速軸的設(shè)計計算 根據(jù)前面已知我們可得到該軸上的功率是P1=10.69KW該軸上的轉(zhuǎn)矩是T1=142465 N·mm 高速級的小齒輪的分度圓直徑d1=80mmNN先初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表表15-3，取A0=120，于是有根據(jù)軸上有鍵槽都在此基礎(chǔ)上直徑有增量的

16、出最后的為31mm，我們根據(jù)電動機(jī)的選擇Y180L-8型號，查設(shè)計教程上的表17-9可得電動機(jī)的軸徑為48mm，在由電動機(jī)的計算轉(zhuǎn)矩為187.075 N·m,再查17-4可得聯(lián)軸器選為LT7型號，其軸徑為40-48mm，則軸的最小軸徑我們選為42，即與聯(lián)軸器相連的軸徑為d1=42mm（如下圖中的d1），半聯(lián)軸器的長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm，則取=82mm。初步擬定軸上零件的裝配方案如下： 由聯(lián)軸器的選擇我們可以得到d1=42mm,則d2=46mm,d3上裝載軸承，根據(jù)軸承的選擇為6010深溝球軸承，查得其參數(shù)為d×D×B=50

17、5;80×16，可知軸承寬度為16mm 內(nèi)徑為50mm，得出d3=50mm，查指導(dǎo)書中表15-2得d4=56mm，d5=66mm，d7根據(jù)軸承知道為50mm，則d6=56mm。 根據(jù)聯(lián)軸器的選定L0=84得，我們可定L6=82，L5中有軸承端蓋一般選為20mm加上拆卸空間選定為30mm，L5=50mm，L4=24mm為軸承寬度，L1=16+8+16+4=44mm，B=16mm，b=12mm，L2=B1-4=81mmL3=137+20+16+8-12=169mm, 齒輪、聯(lián)軸器、與軸的周向定位都是平鍵連接，由表6-1查的齒輪與軸的連接平鍵的尺寸為16×10×70，聯(lián)

18、軸器上的鍵尺寸為12×8×70，齒輪與軸的配合采取過度配合，允許有過盈配合的精確定位，所以選H7/r6，聯(lián)軸器采取過度配合，但不允許過盈，所以選擇H7/r6，軸與軸承之間采取過度配合，軸的直徑公差采用k6（具有小過盈量，木錘裝配）。 參考表15-2，取軸端倒角為2×45。求軸上的各個載荷，做出簡圖可得如下根據(jù)軸上的布置，我們畫出受力簡圖如上L1=66mm L2=223mmFH1根據(jù)以上的圖所示，可以得出力、彎矩、扭矩。載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=2748.244N FNH2=813.381 NFNV1=1000.36 NFNV2=296.07 N彎矩MH=

19、181384.07 N·mmMv=66911.94 N·mm總彎矩=193332.33 N·mm扭矩T=142465N·mm 按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上面的彎矩圖和扭矩圖我們可以知道在裝載齒輪的面上強(qiáng)度最大，即這個面是最危險的，根據(jù)表中的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應(yīng)力為12.037Mpa有前面所選定的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60Mpa。因此，關(guān)全。 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險截面 和兩段上的任意截面都只受扭矩作用， 每個直徑都是由扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度算出的最小直徑取得，所以無需校核。在此我們把與之間的截面定位面，我們只需校核面的左右兩側(cè)。截

20、面左側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1×503=12500mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2×503=25000mm3則截面的左側(cè)彎矩為=103989.36N·mm截面上的扭矩T=142465 N·mm 截面上的彎曲應(yīng)力為8.32MPa截面上的扭曲切應(yīng)力5.7MPa由材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理可查表15-1得 根據(jù)r/d= 2/50=0.04D/d=1.12 在查附表3-2中得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由附圖3-2和3-3得截面形狀系數(shù)和 扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù) 由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù) 表面未經(jīng)強(qiáng)化處理即則按

21、式（3-12）及（3-12a）的綜合系數(shù) 又由碳鋼特性系數(shù) 知道于是，計算安全系數(shù)>>1.5 故知安全。截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算。W=0.1d3=17561.6mmWT=0.2d3=35123.2 mm彎矩和扭矩都不變，其彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 由附表3-8求得 表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為所以右側(cè)安全系數(shù)為>>1.5故在右側(cè)的截面強(qiáng)度也是足夠的。綜上所述，所設(shè)計的軸的強(qiáng)度符合強(qiáng)度要求。鍵的設(shè)計與校核已知mm，mm，N·m參考教材，由式6-1可校核鍵的強(qiáng)度，由于3844，5058，所以聯(lián)軸器與軸的連接平鍵的尺寸為b×h=12&#

22、215;8，齒輪與軸的連接平鍵的尺寸為b×h=16×10。查表得=100120MPa取聯(lián)軸器處的鍵長為70mm，齒輪處的鍵長為70mm，=MPa<=18.84MPa<所以所選鍵為：b×h×l=12×8×70, b×h×l=16×10×70符合強(qiáng)度條件。（2）中間軸的設(shè)計計算材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15-3取=35Mpa，A0=110各軸段直徑的確定： 由, p=10.458,則46.51mm,段要裝配軸承，取d1=50mm，選用6010軸承，=16+8+16+4=44mm裝配

23、高速級大齒輪，確定直徑為56mm，長度L2=B2-4=76mm，軸環(huán)段的直徑為d3=64mm，長度L3確定第一根軸時，定為20mm，即L3=20mm，d4=56mm，可以計算出來，低速級的小齒輪不能做為軸齒輪，L4=137-4=133mm，d5與d1類似，即d5=50mm，L5=44mm，取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為：16mm；由于箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離：8mm。該軸總長為：L=317mm根據(jù)前面已知得出，d2=425mm，d3=132mm第二根中間軸的轉(zhuǎn)矩T2=726.482，由受力分析可得N N 具體的彎矩圖扭矩圖如下：得出數(shù)據(jù)如表的載荷水平面H垂直面V 支反力FN

24、H1=6242.88N FNH2=8183.16 NFNV1=2272.21 NFNV2=2978.425 N 彎矩MH1=1198632.96N·mmMH2=761033.88 N·mmMv1=436264.32 N·mmMV2=276993.525 N·mm 總彎矩 =1275557.73 N·mm=809875.29 N·mm 扭矩T=726482 N·mm在這我們得出計算彎矩，根據(jù)計算彎矩得出危險截面的直徑，因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查得，查課本362頁表15-1得許用彎曲應(yīng)力，則：mm 在此我們選的每一個尺寸都是大于48.

25、79mm,則該軸的直徑都選擇的是安全的。鍵的設(shè)計與校核已知=56mm，T2 =726.482N·m參考教材，由式6-1可校核鍵的強(qiáng)度，由于=5058所以取bh=1610查表得=100120MPa取低速級鍵長為125mm.取高速級鍵長為70mm，所以所選鍵為: 處bhl=161070 ，處 bhl=1610125符合強(qiáng)度條件。 (3)低速軸的設(shè)計計算 材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15-3取=35Mpa，A0=110 第三根軸即低速軸的轉(zhuǎn)矩為T3=2741598N·mm n3=34.98r/min功率P3=10.042kW 由, P3=3.652Kw,則最小直徑為72.56

26、，則 根據(jù)軸承簡圖可以確定軸的形狀，初步確定各段直徑及其長度，軸輸出的計算轉(zhuǎn)矩為3564.077N·m查表17-9可得聯(lián)軸器選為LT11型號，其軸徑為80-110mm，我們可以定為80mm即d1=80mm，半聯(lián)軸器的長度L=172mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L0=132mm，則取L1=130mm，d2=86mm，L2=50mm，d3=95mm即為軸承的內(nèi)徑為95mm，查表指導(dǎo)書15-2得軸承型號可確定為6019其寬度為24mm，則L3=24+8=32mm同時也可確定出d4=102mm，L4=80+20+8-12=96mm，d5=106mm,L5=12mm,d6=100mm L6=

27、132-4=128mm,d7=95mm L7=52mm。取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為：16mm；由于箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離：8mm。該軸總長為：500mm由d4=508mm，T3=2741.598 可得出N根據(jù)簡圖我們得出受力情況，由材料力學(xué)中的知識我們可以算出 水平方向上軸承所引起的支反力垂直方向上的支反力如下： 水平方向的彎矩為垂直方向的彎矩為在危險截面所產(chǎn)生的彎矩求危險截面當(dāng)量彎矩：從圖可見，裝載齒輪截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查得，查課本364頁表15-1得許用彎曲應(yīng)力，則： 根據(jù)最不利的情況來看，還是能滿足強(qiáng)

28、度要求即d1其彎矩圖與扭矩圖如下：FH1鍵的設(shè)計與校核已知=80mm，=100，=2741.598參考教材，由式6-1可校核鍵的強(qiáng)度，由于=7585,所以取bh=2214，=95110，取bh=2816查表得=100120MPa取鍵長分別為125mm和110mm，所以所選鍵為: 處bhl=2214125，處bhl=2816110符合強(qiáng)度條件。八、滾動軸承的選擇與校核計算高速軸的軸承：由前面可以知道n1=730r/min 兩軸承徑向反力： 軸向力： N初步計算當(dāng)量動載荷P，根據(jù)P=根據(jù)表13-6，=1.01.2，取=1.2。根據(jù)表13-5，X=1所以P=1.211296.43=1555.716N

29、計算軸承6010的壽命：>48000故可以選用計算中間軸的軸承：已知n2=137.476 r/min兩軸承徑向反力： 軸向力均為0 初步計算當(dāng)量動載荷P，根據(jù)P=根據(jù)表13-6，=1.01.2，取=1.2。根據(jù)表13-5，X=1所以P=1.21244.31=1493.172N P=1.24006.33=4807.596N計算軸承6010的壽命：>48000故可以選用。計算低速軸的軸承已知 r/min兩軸承徑向反力： 軸向力：為0 初步計算當(dāng)量動載荷P，根據(jù)P=根據(jù)表13-6，=1.01.2，取=1.2。X=1所以P=1.23298.60=3958.32N計算軸承6019的壽命：&g

30、t;48000故可以選用。九、 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座厚度11箱蓋厚度（0.80.85）8mm9箱蓋凸緣厚度13箱座凸緣厚度16箱座底凸緣厚度27地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目A>250mm6軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑M20蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑=（0.50.6）M12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）M12視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M8定位銷直徑=（0.70.8）M10，至外箱壁的距離查手冊表5-3342618，至凸緣邊緣距離查手冊表5-32816外箱壁至軸承端面距離=+（58）mm56大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離16齒輪端面與內(nèi)箱壁距離13箱蓋，箱座肋厚分別為0.85、

31、0.85810軸承端蓋外徑見圖6-27140（I 軸）140（II 軸）205（III軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離見圖7-2145（I 軸）145（II 軸）210（III軸）十、減速器各部位附屬零件的設(shè)計1)窺視孔蓋與窺視孔：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進(jìn)操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機(jī)體內(nèi).(2)放油螺塞放油孔的位置設(shè)在油池最低處，并安排在不與其它部件靠近的一側(cè)，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強(qiáng)密封。(3)油標(biāo)油標(biāo)用來檢查油面高度，以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用

32、帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應(yīng)按傳動件浸入深度確定。(4)通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱,機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機(jī)蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機(jī)體內(nèi)熱空氣自由逸處，保證機(jī)體內(nèi)外壓力均衡，提高機(jī)體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成.(5)啟蓋螺釘為了便于啟蓋，在機(jī)蓋側(cè)邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機(jī)蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調(diào)整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調(diào)整.6）定位銷為了保證剖分式

33、機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量遠(yuǎn)些，以提高定位精度。如機(jī)體是對稱的,銷孔位置不應(yīng)對稱布置.(7)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤為了拆卸及搬運，應(yīng)在機(jī)蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機(jī)座上鑄出吊鉤。(8)調(diào)整墊片 用于調(diào)整軸承間隙,有的起到調(diào)整傳動零件軸向位置的作用.(9)密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進(jìn)入機(jī)體內(nèi).十一、潤滑方式的確定傳動零件的潤滑采用浸油潤滑。 滾動軸承的潤滑采用脂潤滑 因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑

34、，裝至規(guī)定高度。十二.設(shè)計總結(jié)經(jīng)過二周的時間的設(shè)計完成了本課題帶式輸送機(jī)傳動裝置，該裝置具有以下特點：1）能滿足所需的傳動比齒輪傳動能實現(xiàn)穩(wěn)定的傳動比。2）選用的齒輪滿足強(qiáng)度剛度要求由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設(shè)計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強(qiáng)度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。3）軸具有足夠的強(qiáng)度及剛度由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當(dāng)其產(chǎn)生彎扭變形時，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設(shè)計要求最高，設(shè)計的軸具有較大的剛度，保證傳動的穩(wěn)定性。4）箱體設(shè)計的得體設(shè)計減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性，有利于提高箱體的整體剛性。5）由于時

35、間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確，設(shè)計也不是十分恰當(dāng)，但我認(rèn)為通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。參考文獻(xiàn) 李育錫主編 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 高等教育出版社 濮良貴 紀(jì)名剛主編 機(jī)械設(shè)計第八版 高等教育出版社 孫 桓 陳作模 葛文杰主編 機(jī)械原理第七版 高等教育出版社 裘文言 張繼祖 瞿元賞主編 機(jī)械制圖高等教育出版社 徐學(xué)林主編 互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)湖南大學(xué)出版社F=12kNn=35r/minD=400mm=0.8769P=10.03kW電動機(jī)的型號為Y180L-8P=11kWnm=730r/mini=20.857i1=5.31i2=3.93i3=20.857n1=730n2=137