V帶和帶輪設(shè)計

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1、畢 業(yè) 設(shè) 計（論文）（說 明 書）題 目：V帶和帶輪設(shè)計姓 名：編 號： 平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院 年 月 日平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院畢 業(yè) 設(shè) 計 （論文） 任 務 書姓名 專業(yè) 機電一體化 任 務 下 達 日 期 年 月 日設(shè)計（論文）開始日期 年 月 日設(shè)計（論文）完成日期 年 月 日設(shè)計（論文）題目： V帶和帶輪設(shè)計 A編制設(shè)計 B設(shè)計專題（畢業(yè)論文） 指 導 教 師 系（部）主 任 年 月 日平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯委員會記錄機械工程 系 機電一體化 專業(yè)，學生 于 年 月 日進行了畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯。設(shè)計題目： V帶和帶輪設(shè)計 專題（論文）題目： 指導老師： 答辯

2、委員會根據(jù)學生提交的畢業(yè)設(shè)計（論文）材料，根據(jù)學生答辯情況，經(jīng)答辯委員會討論評定，給予學生 畢業(yè)設(shè)計（論文）成績?yōu)?。答辯委員會 人，出席 人答辯委員會主任（簽字）： 答辯委員會副主任（簽字）： 答辯委員會委員： ， ， ， ， ， ， 平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文）評語第 頁共 頁學生姓名： 專業(yè) 機電一體化 年級 06級 畢業(yè)設(shè)計（論文）題目： V帶和帶輪設(shè)計 評 閱 人： 指導教師： （簽字） 年 月 日成 績： 系（科）主任： （簽字） 年 月 日畢業(yè)設(shè)計（論文）及答辯評語： 平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計說明書（論文）目錄第1章 課程設(shè)計書2第2章 齒輪傳動的特點3第3章 設(shè)

3、計步驟43.1傳動裝置總體設(shè)計方案:43.2電動機的選擇53.3傳動裝置的總傳動比和分配傳動比63.3.1 總傳動比63.3.2 分配傳動裝置傳動比63.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)73.4.173.5設(shè)計帶和帶輪83.5.1確定計算功率83.5.2選擇帶型號83.5.3選取帶輪基準直徑83.5.4驗算帶速v93.5.5 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算133.7傳動軸承和傳動軸的設(shè)計203.7.1 傳動軸承的設(shè)計203.7.2 從動軸的設(shè)計223.7.3 求軸上的載荷223.7.4 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度263.7.5 精確校核軸的疲勞強度.263.8鍵的設(shè)計和計算283.8.1選擇鍵聯(lián)接的類

4、型和尺寸283.8.2校和鍵聯(lián)接的強度283.8.3鍵與輪轂鍵槽的接觸高度283.9箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計293.9.1293.9.2293.9.3 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.293.9.4 對附件設(shè)計293.10 潤滑密封設(shè)計323.11聯(lián)軸器設(shè)計32第4章 設(shè)計小結(jié)34參考文獻35第1章 課程設(shè)計書設(shè)計課題:設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表1-1運輸帶參數(shù)表 題號 參數(shù)12345運輸帶工作拉力（

5、kN）2.52.32.11.91.8運輸帶工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直徑（mm）250250250300300第2章 齒輪傳動的特點 1.效率高 在常用的機械傳動中，以齒輪傳動效率為最高，閉式傳動效率為96%99%這對大功率傳動有很大的經(jīng)濟意義。2.結(jié)構(gòu)緊湊 比帶、鏈傳動所需的空間尺寸小。3.工作可靠、壽命長 設(shè)計制造正確合理、使用維護良好的齒輪傳動，工作十分可靠，壽命可長達一二十年，這也是其它機械傳動所不能比擬的。這對車輛及在礦井內(nèi)工作的重要。4.傳動比穩(wěn)定 傳動比穩(wěn)定往往是對傳動性能的基本要求。齒輪傳動獲得廣泛應用，正是由于其具有這一特點。 但是齒輪傳動的制造及安

6、裝精度要求高，價格較貴，且不宜用于傳動距離過大的場合第3章 設(shè)計步驟3.1傳動裝置總體設(shè)計方案:1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。 其傳動方案如下：圖3-1傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率0.960.970.960.759；為V帶的效率,為第一對軸承的效率，為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級

7、精度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。3.2電動機的選擇電動機所需工作功率為： PP/19001.3/10000.7593.25kW, 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n=82.76r/min，按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nin（16160）82.761324.1613241.6r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y112M4的三相異步電動機，額定功率為4.0額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/m

8、in。圖3-1電動機簡圖表3-1電動機傳動裝置參數(shù)中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底腳安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DE裝鍵部位尺寸FGD132515 345 315216 1781236 8010 413.3傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3.3.1 總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n1440/82.7617.403.3.2 分配傳動裝置傳動比式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取2.3，則減速器傳動比為17.40/2.37.57根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為3.24，則2.333.4傳動裝置的運動和

9、動力參數(shù)3.4.1 1440/2.3626.09r/min626.09/3.24193.24r/min/193.24/2.33=82.93 r/min=82.93 r/min3.4.2功率3.250.963.12kW23.120.980.952.90kW22.970.980.952.70kW24=2.770.980.972.57kW則各軸的輸出功率：0.98=3.06 kW0.98=2.84 kW0.98=2.65kW0.98=2.52 kW3.4.3 .轉(zhuǎn)矩 = Nm電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =95503.25/1440=21.55 N所以: =21.552.30.96=47.58 Nm

10、=47.583.240.980.95=143.53 Nm=143.532.330.980.95=311.35Nm=311.350.950.97=286.91 Nm輸出轉(zhuǎn)矩：0.98=46.63 Nm0.98=140.66 Nm0.98=305.12Nm0.98=281.17 Nm表3-2運動和動力參數(shù)結(jié)果軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.2521.5514401軸3.123.0647.5846.63626.092軸2.902.84143.53140.66193.243軸2.702.65311.35305.1282.934軸2.572.52286.91281.

11、1782.933.5設(shè)計帶和帶輪3.5.1確定計算功率得：,式中為工作情況系數(shù)， 為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.3.5.2選擇帶型號根據(jù)，,查課本表8-8和表8-9選用帶型為A型帶3.5.3選取帶輪基準直徑查得小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑,式中為帶傳動的滑動率，通常?。?%2%），取。3.5.4驗算帶速v 在525m/s范圍內(nèi)，帶充分發(fā)揮。許用接觸應力 =189.8MP 得: =1T=95.510=95.5103.19/626.09=4.8610N.m1.設(shè)計計算：小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=49.53mm計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計算齒寬與

12、高之比齒高h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.01計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得動載系數(shù)K=1.07,查表得K的計算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42得: K=1.35K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =11.071.21.42=1.82按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=49.53=51.73計算模數(shù)=2. 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩48.6kNm 確定齒數(shù)z因為

13、是硬齒面，故取z24，zi z3.242477.76傳動比誤差 iuz/ z78/243.25i0.0325計算當量齒數(shù)zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos78/ cos1485.43初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得1初選螺旋角 初定螺旋角 14載荷系數(shù)KKK K K K=11.071.21.351.73取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y齒形系數(shù)Y2.592 Y2.211 應力校正系數(shù)Y1.596 Y1.774重合度系數(shù)Y端面重合度近似為1.88-3.2（）1.883.2（1/241/78）cos141.655arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.64

14、69014.07609因為/cos，則重合度系數(shù)為Y0.25+0.75 cos/0.673螺旋角系數(shù)Y軸向重合度 1.825,Y10.78計算大小齒輪的 安全系數(shù)S1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N160nkt60271.4718300286.25510大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2N1/u6.25510/3.241.930510彎曲疲勞強度極限小齒輪 大齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用.（2）設(shè)計計算計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB

15、/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應有的齒數(shù).于是由:z=25.097 取z=25那么z=3.2425=81 幾何尺寸計算中心距：a=109.25將中心距圓整為110按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=51.53d=166.97計算齒輪寬度B=圓整的 3.5.5 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1. 材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=30速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.

16、3330=69.9 圓整取z=70.2. 齒輪精度：按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。3.按齒面接觸強度設(shè)計（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選K=1.6選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45試選,得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71應力循環(huán)次數(shù)N=60njL=60193.241(283008)=4.4510 N=1.9110接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.94 K= 0.97 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力=0.98550/1=517540.5彈性影響系數(shù)Z=189.8MP選取齒寬系數(shù) T=9

17、5.510=95.5102.90/193.24=14.3310N.m =65.71（2）計算圓周速度 0.665計算齒寬b=d=165.71=65.71計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25m=2.252.142=5.4621 =65.71/5.4621=12.03 計算縱向重合度6. 計算載荷系數(shù)KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231使用系數(shù)K=1 同高速齒輪的設(shè)計,查表選取各數(shù)值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故載荷系數(shù)K=11.041.21.4231=1.776 按實際載荷系數(shù)校

18、正所算的分度圓直徑d=d=65.71計算模數(shù)（3）按齒根彎曲強度設(shè)計m確定公式內(nèi)各計算數(shù)值計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩143.3kNm確定齒數(shù)z：因為是硬齒面，故取z30，zi z2.333069.9傳動比誤差 iuz/ z69.9/302.33i0.0325，允許初選齒寬系數(shù)： 按對稱布置，得1初選螺旋角： 初定螺旋角12載荷系數(shù)K：KK K K K=11.041.21.351.6848當量齒數(shù)： zz/cos30/ cos1232.056 zz/cos70/ cos1274.797齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Y 螺旋角系數(shù)Y ：軸向重合度 2.03Y10.797計算大小齒輪的 ：齒輪彎曲疲勞強度極限

19、彎曲疲勞壽命系數(shù)：K=0.90 K=0.93 S=1.4=計算大小齒輪的,并加以比較： 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算. 計算模數(shù)：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應有的齒數(shù).z=27.77 取z=30z=2.3330=69.9 取z=70初算主要尺寸：中心距：a=102.234將中心距圓整為103 修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正 分度圓直徑 d=61.34d=143.

20、12 計算齒輪寬度圓整后取 圖3-1低速級大齒輪V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表表3-3各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.33.242.33表3-4各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)626.09193.2482.9382.93表3-5各軸輸入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)3.12 2.902.702.57表3-6各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T(kNm)(kNm)(kNm) (kNm)47.58143.53311.35286.91表3-7帶輪主要參數(shù)小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準長度（mm）帶的根數(shù)z90224471140053.7傳動軸承和傳動軸的設(shè)計

21、3.7.1 傳動軸承的設(shè)計1.求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=2.70KW =82.93r/min=311.35Nm2.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =143.21 而 F= F= F F= tan=4348.160.246734=1072.84N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:3.初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號選取因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機械設(shè)計手冊選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的

22、孔徑4.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比 略短一些,現(xiàn)取初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型.表3-8滾動軸承簡表DB軸承代號 45851958.873.27209AC 45851960.570.27209B 451002566.080.07309B 50

23、80 16 59.270.97010C 50 80 16 59.270.97010AC 50 90 20 62.477.77210C 圖3-2半聯(lián)軸器簡圖3.7.2 從動軸的設(shè)計 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,取b=8mm.軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定) .根據(jù)軸承端蓋的

24、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 ,故取. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.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(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16,高速齒輪輪轂長L=50,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.3.7.3 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查機械設(shè)計手冊20-149表20.6-7.對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖:圖3-3從動軸簡圖圖3-4中間軸簡圖圖3-5主動軸簡圖

25、 : 圖3-6從動軸的載荷分析圖3.7.4 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。得=60MP 此軸合理安全3.7.5 精確校核軸的疲勞強度.1.判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面的應力集中的影響和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面和顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小

26、，因而,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗證即可.2. 截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面彎曲：截面上的扭矩為 =311.35截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)應力 =軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。 因 經(jīng)插入后得2.0 =1.31軸性系數(shù)為 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 綜合系數(shù)為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面左側(cè)的彎矩M為 M=13356

27、0截面上的扭矩為 =295截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 =K=K=所以 綜合系數(shù)為：K=2.8 K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的3.8鍵的設(shè)計和計算3.8.1選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據(jù) d=55 d=65?。?鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =503.8.2校和鍵聯(lián)接的強度 =110MP工作長度 36-16=2050-20=303.8.3鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6得： 兩者都合適取鍵標記為： 鍵2：163

28、6 A GB/T1096-1979鍵3：2050 A GB/T1096-19793.9箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.3.9.1 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3.9.2 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為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3.9.3 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.

29、3.9.4 對附件設(shè)計1.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M6緊固2. 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(cè)，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。3.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.4. 通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，

30、在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.5. 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.6. 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(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.7. 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.表3-9減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚9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M24地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10

31、視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機壁距離查機械課程設(shè)計指導書表4342218，至凸緣邊緣距離查機械課程設(shè)計指導書表42816外機壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離1.215齒輪端面與內(nèi)機壁距離10機蓋，機座肋厚9 8.5軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）125（2軸）150（3軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離120（1軸）125（2軸）150（3軸）3.10 潤滑密封設(shè)計對于二級圓柱齒輪減速器，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(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為H+

32、 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。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)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)，其表面粗度應為密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。3.11聯(lián)軸器設(shè)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.公稱轉(zhuǎn)矩：T=95509550333.5取所以轉(zhuǎn)矩 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm第4章 設(shè)計小結(jié)這次關(guān)于帶式運輸機上的兩級圓柱斜齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系

33、實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過這次設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)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(chǔ).機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當強的技術(shù)課程，它融機械設(shè)計基礎(chǔ)、機械制造基礎(chǔ)、工程力學、公差與配合、CAD實用軟件等于一體。這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想;訓練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)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(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。在這次的課程設(shè)計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關(guān)知識與技能,結(jié)合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設(shè)

34、計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構(gòu)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(shè)備的設(shè)計打下了寬廣而堅實的基礎(chǔ)。本次設(shè)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.設(shè)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(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。參考文獻1 機械工程及自動化簡明設(shè)計手冊.葉偉昌. 主編.機械工業(yè)出版社.2 孫桓，付則紹主編.機械原理.北京：高等教育出版社，1988.3 機械設(shè)計基礎(chǔ).陳立德. 主編.北京：機械工業(yè)出版社，1990.4 機械設(shè)計基礎(chǔ)、機械制造基礎(chǔ)穆芳果，曲維臣，曲琦，蘆桂英.齒輪副重合度計算方法分析與應用. (吉林農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院長春130118) .5 公差與配合.衰哲俊. 主編.國防工業(yè)出版社，1983.32. 第 35 頁