0109-帶式運輸機傳動裝置（一級圓柱齒輪減速機）設計【CAD圖+說明書】

0109-帶式運輸機傳動裝置（一級圓柱齒輪減速機）設計【CAD圖+說明書】,CAD圖+說明書,運輸機,傳動,裝置,一級,圓柱齒輪,減速,設計,cad,說明書,仿單 機械設計課程設計 計算說明書 設計題目 帶式運輸機傳動裝置 　  目 錄 一 課程設計任務書 2 二 設計要求 2 三 設計步驟 2 1. 傳動裝置總體設計方案 3 2. 電動機的選擇 4 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6 5. 設計V帶和帶輪 7 6. 齒輪的設計 9 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 14 8. 鍵聯(lián)接設計 28 9. 箱體結構的設計 29 10.潤滑密封設計 31 11.聯(lián)軸器設計 32 四 設計小結 32 五 參考資料 32 111 1．傳動裝置總體設計方案 2、電動機的選擇 1）選擇 電動機 的類型 2）選擇 電動機 的容量 3）確定電動機轉速 3、計算傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比 (2)分配傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1）各軸的轉速 2）各軸的輸入功率 3）各軸的輸入轉矩 5.設計V帶和帶輪 1).確定計算功率 2).選擇V帶類型 3).確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 4).確定V帶的中心距和基準長度 5).驗算小帶輪上的包角 6).計算帶的根數(shù) 7).計算單根V帶的初拉力的最小值8).計算壓軸力 9).帶輪的結構設計 6. 齒輪的設計 1) 選定齒輪類型、精度等級、材料、齒數(shù)并初選螺旋角β 2) 初步設計齒輪主要尺寸 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 (一).軸的設計 (二).齒輪軸的設計 (三).滾動軸承的校核 8. 鍵聯(lián)接設計 9.箱體 結構的 設計 10. 潤滑密封設計 11.聯(lián)軸器設計 一 課程設計任務書 課程設計題目： 設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下） 1——V帶傳動 2——運輸帶 3——單級斜齒圓柱齒輪減速器 4——聯(lián)軸器 5——電動機 6——卷筒 原始數(shù)據(jù)： 數(shù)據(jù)編號 1 2 3 4 5 6 7 8 運輸帶工作拉力F/N 1500 2200 2300 2500 2600 2800 3300 4000 運輸帶工作速度v/(m/s) 1.1 1.1 1.1 1.1 1.1 1.4 1.2 1.6 卷筒直徑D/mm 220 240 300 400 220 350 350 400 已知條件 1)工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35攝氏度； 2）使用折舊期：8年； 3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； 4）動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V； 5）運輸帶速度允許誤差±5%； 6）制造條件及生產批量:一般機械廠制造，小批量生產。 二. 設計要求 1.減速器裝配圖一張。 2.繪制軸、齒輪零件圖各一張。 3.設計說明書一份。 三. 設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 本組設計數(shù)據(jù)： 第二組數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F/N 2200 。 運輸帶工作速度v/(m/s) 1.1 。 卷筒直徑D/mm 240 。 1）外傳動機構為V帶傳動。 2）減速器為單級斜齒圓柱齒輪減速器。 3) 方案簡圖如上圖 4）該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分為單級斜齒圓柱齒輪減速器，這是單級圓柱齒輪中應用較廣泛的一種。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 2、電動機的選擇 1）選擇電動機的類型 按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，額定電壓380V。 2）選擇電動機的容量 工作機的有效功率為 從電動機到工作機傳送帶間的總效率為 由《機械設計課程設計手冊》表1—7可知： ： V帶傳動效率 0.96 ：滾動軸承效率 0.99（球軸承） ：齒輪傳動效率 0.97 （8級精度一般齒輪傳動） ：聯(lián)軸器傳動效率 0.99（彈性聯(lián)軸器） ：卷筒傳動效率 0.96 所以電動機所需工作功率為 3）確定電動機轉速 按表13—2推薦的傳動比合理范圍，單級圓柱齒輪減速器傳動比 而工作機卷筒軸的轉速為 所以電動機轉速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉速有、1000和1500兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1500的電動機。 根據(jù)電動機類型、容量和轉速，由《機械設計課程設計手冊》表12—1選定電動機型號為Y100L2-4。其主要性能如下表： 電動機型號 額定功率/kw 滿載轉速/(r/min) Y100L2-4 3 1430 2.2 2.3 電動機的主要安裝尺寸和外形如下表： 中心高 外型尺寸 L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝尺寸A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸D×E 裝鍵部位尺寸F×GD 100 380× 332.5× 245 160 ×140 12 28× 60 8 ×28.009 3.計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 (1).總傳動比為 (2).分配傳動比 考慮潤滑條件等因素，初定 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1).各軸的轉速 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 2).各軸的輸入功率 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 3）.各軸的輸入轉矩 電動機軸的輸出轉矩為 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 將上述計算結果匯總與下表，以備查用。 軸名 功率P/kw 轉矩T/(N·mm) 轉速n/(r/min) 傳動比 效率 I軸 2.81 1430 4 0.95 II軸 2.67 357.5 4.1 0.96 III軸 2.56 87.2 1 0.98 卷筒軸 2.51 87.2 5. 設計V帶和帶輪 電動機輸出功率 ，轉速，帶傳動傳動比i=4，每天工作16小時。 1).確定計算功率 由《機械設計》表4.6查得工作情況系數(shù)，故 2).選擇V帶類型 根據(jù)，，由《機械設計》圖4.11可知，選用A型帶 3).確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 (1).初選小帶輪基準直徑 由《機械設計》表4.4，選取小帶輪基準直徑，而，其中H為電動機機軸高度，滿足安裝要求。 (2).驗算帶速 因為，故帶速合適。 (3).計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)《機械設計》表4.4，選取，則傳動比， 從動輪轉速 4).確定V帶的中心距和基準長度 (1).由式 得 ，取 (2).計算帶所需的基準長度 由《機械設計》表4.2選取V帶基準長度 (3).計算實際中心距 5).驗算小帶輪上的包角 6).計算帶的根數(shù) (1) 計算單根V帶的額定功率 由和，查《機械設計》表4.5得 根據(jù)，和A型帶，查《機械設計》表4.7得 查《機械設計》表4.8得，查表4.2得，于是 (2)計算V帶的根數(shù) 取3根。 7).計算單根V帶的初拉力的最小值 由《機械設計》表4.1得A型帶的單位長度質量，所以 應使帶的實際初拉力。 8).計算壓軸力 壓軸力的最小值為 9).帶輪的結構設計 小帶輪采用實心式，大帶輪為輻條式，取單根帶寬為13mm，取帶輪寬為35mm。 6. 齒輪的設計 1) 選定齒輪類型、精度等級、材料、齒數(shù)并初選螺旋角β (1)按簡圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 (2)運輸機為一般工作機器，載荷較平穩(wěn)，速度不高，故選用8級精度。 (3)材料選擇。由《機械設計》表6.1大小齒輪都選用45鋼調質處理，齒面硬度分別為220HBS,260HBS,二者材料硬度差為40HBS。 (4)選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù) (5)初選螺旋角β=13° 2) 初步設計齒輪主要尺寸 (1) 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計。 確定式中各項數(shù)值： 因載荷較平穩(wěn)，初選=1.5 由《機械設計》表6.5，取 由《機械設計》表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) 由《機械設計》圖6.19，查得 一般取Zε=0.75～0.88，因齒數(shù)較少，所以取 由式（6-12），N N 由圖6。6查得，, 按齒面硬度查圖6.8得，， ??； 取設計齒輪參數(shù) 修正： 由表6.2查得， 由圖6.10查得， 由圖6.13查得， 一般斜齒圓柱齒輪傳動取，，此處 則 選取第一系列標準模數(shù) 3)齒輪主要幾何尺寸： 圓整中心距，取 則 計算分度圓直徑和齒寬 4) 校核齒根彎曲疲勞強度 (1).確定公式內的各計算數(shù)值 由《機械設計》第127頁，取=0.7， 由《機械設計》圖6.9查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； 由《機械設計》圖6.7取彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應力修正系數(shù)Y=2,有 計算載荷系數(shù)； 查取齒形系數(shù)； 由《機械設計》表6.4查得； 查取應力校正系數(shù)； 由《機械設計》表6.4查得； (2).校核計算 齒根彎曲疲勞強度足夠。 由于齒輪的模數(shù)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（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)1.71并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)，取。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，并做到結構緊湊，避免浪費。 (5).結構設計及繪制齒輪零件圖 首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。繪制大齒輪零件圖如下。 其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若采用齒輪結構，不宜與軸進行安裝，故采用齒輪軸結構，其零件圖見滾動軸承和傳動軸的設計部分。 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 (一).軸的設計 Ⅰ.輸出軸上的功率、轉速和轉矩 由上可知，， Ⅱ.求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 而 Ⅲ.初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，調質處理。根據(jù)《機械設計》表11.3，取，于是 ，由于鍵槽的影響，故 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查《機械設計》表10.1，取，則： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用LX3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑 ，故取半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 Ⅳ.軸的結構設計 (1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1).為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑；左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比小，現(xiàn)取 2).初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據(jù)，查手冊表6-1選取軸承代號為7009AC的角接觸球軸承，其尺寸為，故；而。 3). 取安裝齒輪處的軸端Ⅳ-Ⅴ的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故。 5).取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，大齒輪輪轂長度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 (2).軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由《機械設計課程設計手冊》表4-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 (3).確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計》表11.4，取軸端倒角為。 Ⅴ.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的、及的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 彎矩 總彎矩 ， 扭矩 Ⅵ.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械設計》表11.2查得 因此，故安全。 Ⅶ.精確校核軸的疲勞強度 (1).判斷危險截面 截面A，Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上最然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ顯然更不必校核。截面Ⅳ為危險截面，截面Ⅳ的左右兩側均需校核。 (2).截面Ⅳ左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側的彎矩為 截面Ⅳ 上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力，，扭轉切應力為脈沖循環(huán)應變力， , 軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械設計》表11.2得，，。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按《機械設計》附表1.6查取。因，，可查得 ， 又由《機械設計》圖2.8并經插值可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ， 故有效應力集中系數(shù)為 由《機械設計》查圖2.9 ，；由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由查圖2.12 ， 軸未經表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 已知碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)值，則 故可知其安全。 (3).截面Ⅳ右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側的彎矩為 截面Ⅳ 上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力，，扭轉切應力為脈沖循環(huán)應變力， , 過盈配合處的，由《機械設計》附表1.4,取，用插值法得 ， ， 軸按磨削加工，由查圖2.12 ， 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面Ⅳ右側的安全系數(shù)為 故該軸在截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。 Ⅷ.繪制軸的工作圖，如下： (二).齒輪軸的設計 Ⅰ.輸出軸上的功率、轉速和轉矩 由上可知，， Ⅱ.求作用在齒輪上的力 因已知低速小齒輪的分度圓直徑 而 716.4N Ⅲ.初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，調質處理。根據(jù)《機械設計》表15-3，取C=120，于是 ，由于鍵槽的影響，故 輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取，根據(jù)帶輪結構和尺寸，取。 Ⅳ.齒輪軸的結構設計 (1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1).為了滿足帶輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑； 2).初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據(jù)，查手冊表6-1選取軸承代號為7007AC的角接觸球軸承，其尺寸為，故；而。 3).由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端Ⅴ-Ⅵ的直徑，。軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故。 5).取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 (2).軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由《機械設計課程設計手冊》表4-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 (3).確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計》表11.4，取軸端圓角。 (三).滾動軸承的校核 軸承的預計壽命 Ⅰ. 計算輸出軸承 (1).已知，兩軸承的徑向反力 由選定的角接觸球軸承7009AC，軸承內部的軸向力 (2).由輸出軸的計算可知 因為，故軸承Ⅱ被“壓緊”，軸承Ⅰ被“放松”，得： (3). ，，查手冊可得 由于，故; ,故 (4).計算當量載荷、 由《機械設計》表8.7，取，則 (5).軸承壽命計算 由于，取，查表8.8取，角接觸球軸承，取， 查手冊得7009AC型角接觸球軸承的，則 故滿足預期壽命。 8. 鍵聯(lián)接設計 Ⅰ.帶輪與輸入軸間鍵的選擇 軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為 ，，(GB/T 1095-2003) Ⅱ.輸出軸與齒輪間鍵的選擇 軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為 ，，(GB/T 1095-2003) Ⅲ.輸出軸與聯(lián)軸器間鍵的選擇 軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為 ，，(GB/T 1095-2003) 9.箱體結構的設計 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量， 大端蓋分機體采用配合. 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. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤油，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40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為 3. 機體結構有良好的工藝性. 鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便. 4. 對附件設計 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墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8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，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，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： 油標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： 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，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，以便達到體內為壓力平衡. E 位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. F 吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體. 減速器機體結構尺寸如下： 名稱 符號 計算公式 結果 箱座壁厚 10 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 15 箱座底凸緣厚度 25 地腳螺釘直徑 M16 地腳螺釘數(shù)目 查手冊 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 M12 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 =（0.5~0.6） M8 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） M8 視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） M5 定位銷直徑 =（0.7~0.8） 6 ，，至外機壁距離 查《機械設計課程設計手冊》表11-2 16 18 14 ，至凸緣邊緣距離 查機械課程設計手冊表11-2 22 16 外機壁至軸承座端面距離 =++（8~12） 48 大齒輪頂圓與內機壁距離 >1.2 10 齒輪端面與內機壁距離 > 11 機座肋厚 軸承端蓋外徑 +（5~5.5） 115 10. 潤滑密封設計 對于單級斜齒圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。油的深度為H+，H=30 =34。所以H+=30+34=64 其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。 從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精刨，密封的表面要經過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用嵌入式端蓋，易于加工和安裝。 11.聯(lián)軸器設計 1.類型選擇. 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 2.載荷計算. 見軸的設計。 四 設計小結 這次關于帶式運輸機上的單級展開式圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深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。通過兩個星期的設計實踐，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．機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術測量》、《CAD實用軟件》、《機械工程材料》、《機械設計手冊》等于一體，使我們能把所學的各科的知識融會貫通，更加熟悉機械類知識的實際應用。 2．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。 3．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)產品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。 4．本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助. 5．設計中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。 五． 參考資料 《機械設計》 高等教育出版社 主編 徐錦康 《機械原理》 高等教育出版社 主編 朱理 《工程制圖》 中國林業(yè)出版社 主編 霍光青 劉潔 《材料力學》 高等教育出版社 主編 劉鴻文 《互換性與技術測量基礎》 高等教育出版社 主編 胡鳳蘭 《機械工程材料》 機械工業(yè)出版社 主編 王章忠 選定電動機型 號Y100L2-4 選用A型帶 選取 8級精度 大小齒輪材料均為45鋼 （調質） 選取軸承代號為7009AC的角接觸球軸承 - 29 -