減速器課程設計用于板式輸送帶的雙軸線雙級圓柱齒輪減速箱

《減速器課程設計用于板式輸送帶的雙軸線雙級圓柱齒輪減速箱》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《減速器課程設計用于板式輸送帶的雙軸線雙級圓柱齒輪減速箱（34頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、課程設計（論文）任務書年級專業(yè)學生姓名學 號題目名稱用于板式輸送帶的雙軸線雙級圓柱齒輪減速箱設計時間第1周10周課程名稱機械設計課程設計課程編號NO 3設計地點CJ207一、 課程設計（論文）目的1.1 綜合運用所學知識，進行設計實踐鞏固、加深和擴展。1.2 培養(yǎng)分析和解決設計簡單機械的能力為以后的學習打基礎。1.3 進行工程師的基本技能訓練計算、繪圖、運用資料。二、 已知技術參數(shù)和條件2.1 技術參數(shù)：輸送帶的牽引力：8KN輸送帶速度：0.6m/s鏈齒數(shù)Z=9，鏈條節(jié)距P=100mm工作年限：6年3班2.2 工作條件：每日三班制工作，鏈條允許誤差為5%。三、 任務和要求3.1 繪制減速器裝配

2、圖1張；標題欄符合機械制圖國家標準；3.2 繪制零件工作圖2張（齒輪和軸）；3.3 編寫設計計算說明書1份，計算數(shù)據(jù)應正確且與圖紙統(tǒng)一。四、參考資料和現(xiàn)有基礎條件4.1 機械設計教材 4.2 機械設計課程設計指導書4.3 減速器圖冊 目 錄課程設計（論文）任務書1、 系統(tǒng)總體方案設計11.1、 電動機選擇11.2、 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算12、 V帶傳動的設計與計算 33、 傳動零件的設計計算43.1、 低速級齒輪的設計43.2、 高速級齒輪的設計84、 軸的設計124.1、 高速軸的設計124.2、 中間軸的設計144.3、 低速軸的設計175、 鍵的設計與校核20 6、 滾動軸承的選擇

3、與校核227、 箱體及各部位附屬零件的設計24 設計總結與參考文獻27計算與說明主要結果1 、系統(tǒng)總體方案設計1.1 電動機選擇（1） 選擇電動機的類型和結構按工作要求選用Y系列三相異步電動機，它具有國際互換性，有防止粉塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的特點，工作環(huán)境也能滿足要求。而且結構簡單、價格低廉。（2）確定電動機功率和型號運輸帶機構輸出的功率： Pw = FV/1000 = 80000.6/1000 (kw)=4.8 kw傳動系得總的效率：= 5 2=0.8504電機所電動機所需的功率為： 由題意知，選擇Y160M-6比較合理，額定功率=7.5kw,滿載轉(zhuǎn)速970r/min.。1.2

4、傳動裝置運動及動力參數(shù)計算（1）各傳動比的計算卷筒的轉(zhuǎn)速 總傳動比: 取V帶的傳動比為: 則減速器的傳動比為：高速級齒輪傳動比：；低速級圓柱齒輪傳動比:8.0832.843=2.843Pw=4.8kw（2）各軸的轉(zhuǎn)速可根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和各相鄰軸間的傳動比進行計算，轉(zhuǎn)速（r/min）。電機 =970高速軸 中速軸 低速軸 （3）各軸的輸入功率（kw） 電機 =高速軸 中間軸 低速軸 （4）各軸輸入扭矩的計算（） = 將以上算得的運動和動力參數(shù)列表如下：項 目電動機軸高速軸I中速軸II低速軸III轉(zhuǎn)速（r/min）970323.33113.7340.004功率（kW）5.6445.41865.

5、20354.997轉(zhuǎn)矩（Nm）55.57160.0459436.91192.9傳動比3 ： 2.843 ：2.843 效率0.96 0.99 0.97 0.992、V帶傳動的設計與計算（1） 確定計算功率Pca由表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.3,故 Pca=KaP=1.37.5kw=7.338kw（2）選擇V帶的型號 根據(jù)Pca、由圖8-10選用A型。（3）確定帶輪的基準直徑d1和d2 并驗算帶速 初選小帶輪的基準直徑d1。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑d1=100mm驗算帶速v。根據(jù)式（8-13），驗算帶的速度 V=3.14 d1/601000=3.14100970/60100

6、0=5.08m/s 因為5m/sV25m/s，故帶速合適。 計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑d2 d2=id1=3100=300(mm)（4） 確定V帶的中心距a和基準長度L00.7（d1+d2）a2（d1+d2）得 280a800根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=300（mm）。由式（8-22）計算帶所需的基準長度L0=2a+3.14（d1+d2）/2+(d2-d1)2/4a =2300+3.14（100+300）+（300-100）2/(4300)=1261.65（mm）由表8-2選帶的基準長度L=1400（mm）得實際中心距:a= a0+（L- L0）/

7、2=300+（1400-1261.65）/2=369.175（mm）（5）驗算小帶輪上的包角=1800 -（d2-d1）57.30 /a =1800 -（300-100）57.30/369.175=1641200 合適。（6）確定帶的根數(shù)Z= Pca/（P0+P）Ka KL ;查得 P0=0.9652（kw）P=0.1132（kw）Ka=0.959,KL=0.96Z=7.338/(0.9652+0.1132)0.9590.96=7.39 取Z=8根（7）確定初拉力和計算軸上的壓力查得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.18 (kg/m) 初拉力F0=500 Pca（2.5/ Ka -1）/ Ka zv

8、+qv2=500（2.5-0.959）7.338/0.95985.08+0.15.082=148.48(N)（8）計算壓軸力=2Z F0Sin(/2)=28148.48Sin（16400/2）=2353.89 (N)3、傳動零件的設計計算因減速器中的齒輪傳動均為閉式傳動，且所受的負載且小，其失效形式主要是點蝕，故先按齒面接觸疲勞強度的要求設計。對于兩級傳動的齒輪可設計為：鏈速為0.6m/s，速度不高，故選用7級精度的直齒輪。3.1 低速級齒輪的設計材料的選擇：由1表10-1選擇低速齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為48-55HRC 硬齒面3.1.1試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為，取。精度選為

9、7級。 = KA=1.3d1=132mmV=5.08m/sd2=300mmL0=1261.65mma=369.175mm=164Z=83.1.2按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即 2.32（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt1.6由表107選取尺寬系數(shù)d0.8由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa由圖1021e按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPa；由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)60n1jLh6040.0041（382006）6.913由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù):0.97；0.99計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)S

10、1，由式（1012）得 0.971100MPa1067MPa 0.991100MPa1089MPa（2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小的值。=65.54計算圓周速度v=0.39m/s計算齒寬bb=d=0.865.54mm=52.43 mm計算齒寬與齒高之比模數(shù) m=2.65mm齒高 h=2.25m=2.252.65mm=5.96mmb/h=52.43/6.385.96=8.8計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=0.39m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.05；斜齒輪=1.4由表10-2查得使用系數(shù)KA=1由表104查得 =1.225由b/h=8.8，=1.225查表1013查得 =1.

11、16故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=11.051.41.225=1.801按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=68.18mm計算模數(shù)m m=mm=2.76mm3.1.3按齒根彎曲強度設計由式(105) m（1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值由圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限=620Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度=620MPa由10-18查得彎曲壽命系數(shù)=0.95 =0.99計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.4 見表10-12得=（）/S=420.71Mpa= （）/S=438.43Mpa計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=11.051.41.16=1.70

12、52查取應力校正系數(shù)由表105查得 =1.595；=1.76查取齒形系數(shù) 由表105查得 =2.23計算大、小齒輪的并加以比較=0.00986=0.00895 大齒輪的數(shù)值大。(2)設計計算m =2.57對結果進行處理取m=3=/m=68.18/322 大齒輪齒數(shù)， = =2.84322=62.546 取=633.1.4幾何尺寸計算(1)計算中心距a= (2)按圓整后的中心距修正螺旋角(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑=m/cos=223/cos=67.3mm =m /cos=633/cos =192.7mm(4)計算齒輪寬度 b=d=0.867.3=53.84=60mm，=55mm 備注齒寬一

13、般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm3.1.5小結由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪367.36022大齒輪3192.755633.2 高速級齒輪的設計3.2.1試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為，取。精度選為7級。材料的選擇：選擇高速齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）小齒輪，齒面硬度為280HBS和45（調(diào)質(zhì)）大齒輪，齒面硬度為240HBS 軟齒面3.2.2按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt1.6由表107選取齒寬系數(shù)d1 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的解除疲勞強度極

14、限MPa；由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)60jLh60323.331（382006）5.587 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù):0.95；1計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 0.95600MPa570MPa 1.0550MPa550MPa（2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1t=65.67mm 計算圓周速度v=1.11m/s 計算齒寬bb=d=165.67mm=65.67mm 算齒高與齒高之比m=2.65h=2.25m=2.252.65mm=5.963mmb/h=65.67/5.963=11.01計算載荷系數(shù)。 已知載荷平穩(wěn)，所

15、以取=1根據(jù)v=1.1m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.05；由表104 =1.315 由b/h=11.01，=1.315查表1013查得 =1.28由表103查得=1.1。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=11.051.11.315=1.52 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=64.56mm計算模數(shù)m m=mm=2.61mm3.2.3按齒根彎曲強度設計由式(105) m（1）確定計算參數(shù)由圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度=320MPa由10-18查得彎曲壽命系數(shù)=0.9 =0.95計算彎曲疲勞許用

16、應力取安全系數(shù)S=1.4 見表10-12得=（）/S=321.43Mpa= （）/S=217.14Mpa計算載荷系數(shù)K=KAKV=11.051.11.28=1.4784 取應力校正系數(shù)由表105查得 =1.595；=1.75 查取齒形系數(shù) 由表105查得 計算大、小齒輪的并加以比較=0.0083=0.0123 大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算m=1.725對結果進行處理取m=3=/m=67.3cos14/322 大齒輪齒數(shù)， = =2.84322=63 =633.2.4幾何尺寸計算（1）按圓整后的中心距修正螺旋角(2)計算大、小齒輪的分度圓直徑=m/cos=223/cos=67.3mm =m /

17、cos=633/cos =192.7mm（3）計算中心距a=(+)/2=131.4mm a=130mm（4）計算齒輪寬度 b=d=67.3mm=75mm，=70mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm3.2.5小結由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪367.37522大齒輪3192.770634、軸的設計4.1高速軸設計：（1）材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15-3取=35Mpa，A=112（2）各軸段直徑的確定由，P=5.4186kw,則初選軸承6008，其內(nèi)徑為40mm，從左至右取；取 ， ； ； ，；端蓋的總寬為20，根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸進行潤滑，取齒輪距箱體內(nèi)壁

18、16mm，6008抽承厚15mm，齒輪寬70mm，所以初取， （3）校核該軸求垂直面的支承反力：求水平面的支承反力：由得NN繪制垂直面彎矩圖繪制水平面彎矩圖 合成彎矩圖： ,計算危險截面處軸的應力因為材料選擇45號調(diào)質(zhì)， 60Mpa所以該軸是安全的（4）彎矩及軸的受力分析圖如下： （5）精確校核軸的疲勞強度：截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1=0.1=7950.7抗扭系數(shù) =0.2=0.2=15901.4截面的右側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩為 =323330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 1.82 =1.32軸性系數(shù)為 =0.8K=1+=1.615K=1+（-1）

19、=1.256所以 綜合系數(shù)為： K=2.514K=1.85碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=6.73S11.68S=1.5 所以它是安全的截面右側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=9112.5抗扭系數(shù) =0.2=0.2=18225截面左側(cè)的彎矩M為 M=129463.95截面上的扭矩為 =323330N.mm截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 =K=K=所以K/ K/ 綜合系數(shù)為：K=3.25 K=2.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=5.95S6.54S=1.5 所以它是安全的(6)軸承的校核軸承型號：7009AC軸向力 徑向力 故派生軸向力 當量動載荷 L=但大

20、于1年使用，故1年1修。（7）鍵的校核齒輪處的鍵：工作長度l=L-b=70-14=56mm，鍵與輪轂槽接觸高度k=4mm，由式（6-1）得： 帶輪處：l=100-22=88mm，k=4mm， 聯(lián)軸器處：l=100-18=82mm，k=5.5mm 4.2中間軸設計：（1）材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15-3取=35Mpa，A=120（2）各軸段直徑的確定： 由, mm,=45mm，=35mm取=47mm，=69mm，取=50mm，=51mm，取=47mm，=59mm段取=45mm，=33mm（3）校核該軸 作用在2、3齒輪上的圓周力：徑向力： 其中：,， MH1=26711.37，MH2=

21、480156.03 , M1=192266.55，M2=104562.999，M3=207070.9 M4=293975.73 T=436900N.mm（4）彎矩及軸的受力分析圖如下 （4）計算危險截面處軸的應力因為材料選擇45號調(diào)質(zhì)， 60Mpa（5）精確校核軸的疲勞強度：軸50-47截面最危險截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面的右側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩為 =436900m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 1.94 =1.31軸性系數(shù)為 =0.83K=1+=1.752K=1+（-1）=1.257所

22、以 綜合系數(shù)為： K=2.49 K=1.698碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=7.71S13.08S=1.5 所以它是安全的截面右側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=10382.3抗扭系數(shù) =0.2=0.2=20764.6截面左側(cè)的彎矩M為 M=414724.34截面上的扭矩為 =436900N.mm截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 =K=K=所以K/ K/ 綜合系數(shù)為：K=3.25 K=2.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=1.91S5.00S=1.5 所以它是安全的(6)軸承的校核軸承型號：7009AC軸向力 徑向力 故派生軸向力 當量動載荷 L=但大于1年

23、使用，故1年1修。（7）鍵的校核工作長度 左l=L-b=63-14=49mm，右l=L-b=50-14=36mm，鍵與輪轂槽接觸高度k=4.5mm，由式（6-1）得：左 右 雙鍵：76.47，l=54,k=4.54.3低速軸設計：（1）材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15-3取=35Mpa，A=120（2）各軸段直徑的確定：由, 則,考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取=50mm，=65mm。裝配軸承，選用6309軸承,取=56。L2=30mm靠軸定位,取=60mm,=32mm取=70mm,=87mmd5裝配低速級大齒輪, ,取,d5=65mm，L5=91mm裝配軸承,選用6012取=60mm, =

24、35mm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，應距箱體內(nèi)壁一段距離：8mm。所以該軸的總長為：L=340mm（3）校核該軸 =155.5mm,=71.5mm 作用在齒輪上的圓周力為：徑向力為求垂直面的支承反力：求水平面的支承反力：由得N繪制垂直面彎矩圖繪制水平面彎矩圖求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把直接相加求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（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231頁表14-3得許用彎曲應力，則：因為=65d，所以該軸是安全的。(4)彎矩及軸的受力分析圖如下：5 鍵的設計與校核選擇A型

25、普通鍵 =1001205.1高速軸上鍵的設計與校核(1)與齒輪聯(lián)接的鍵 由d=44mm，查表6-1選 bh=128， 取L =63mm則工作長度 l=L-b=51 k=0.5h=4所以強度 所以所選鍵為: bhl=12863 (2)與V帶輪聯(lián)接的鍵 由d=30mm，選 bh=87，取L=50則 l=42，h=3.5 所以 所以所選鍵為:bhl=87505.2中間軸上鍵的設計與校核(1) 與大齒輪聯(lián)接的鍵 已知d=50，=242.8參考教材，取bh=149 L=56 則 l=42 k=4.5 根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為：所以所選鍵為:bhl=14956(2)與小齒輪聯(lián)接的鍵已知d=50，=24

26、2.8參考教材，取bh=149 L=90 則l=76 h=4.5所以所選鍵為:bhl=149905.3低速軸上鍵的設計與校核(1)與齒輪聯(lián)接的鍵已知=65mm，=631.0參考教材，取bh=1811 L=90 則l=72 k=5.5 根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為：所以所選鍵為:bhl=181190(2) 與聯(lián)軸器聯(lián)接的鍵 已知=50mm，=631.0參考教材，取bh=149 L=63 則l=49 k=4.5 根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為：所以所選鍵為:bhl=149636、滾動軸承的校核6.1計算高速軸的軸承：(1)已知 兩軸承徑向反力： 軸向力： N 根據(jù)表13-5，X=1(2)根據(jù)表13-

27、6，=1.01.2，有輕微沖擊，則取=1.1。初步計算當量動載荷P，P=1.11818.5=900.35N計算軸承6008的壽命：額定壽命T=2835610h=56960h查表得C=17000N56960故可以選用6.2計算中間軸的軸承：（1）已知兩軸承徑向反力： 軸向力：均為0 （2）初步計算當量動載荷P，根據(jù)P=根據(jù)表13-6，=1.01.2，取=1.1。根據(jù)表13-5，X=1所以P=1.11785.45=864N P=1.111900.47=2090.52N計算軸承6009的壽命：56960h故可以選用。6.3計算低速軸的軸承（1）已知兩軸承徑向反力： 軸向力：為0 （2）初步計算當量動

28、載荷P，根據(jù)P=根據(jù)表13-6，=1.01.2，取=1.1。所以P=1.111867.2=2053.92N計算軸承6012的壽命：56960h故可以選用。Kt1.6=6.9130.970.99V=0.39m/sb=52.43mmm=2.65mmh=5.96mmb/h=8.8=1.225K=1.801=68.18mmK=1.7052m=3=22=63a=130mm=67.3mm=192.7mm=60mm=55mm=5.587 V=1.11m/sb=65.67mmm=2.65h=5.963b/h=11.01KA=1=1.28K=1.52d1=64.56mmm=2.61mm =0.95=321.43

29、Mpa=217.14Mpa K=1.4784=1.595；=1.75 m=3=22=63=67.3mm=192.7mma=130mm=75mm=70mm=45mm=47mm=50mm=47mm=45mm=35mm=69mm=51mm=59mm=33mm=50mm=56=60mm=70mmd5=65mm=60mm=65mmL2=30mm=32mm=87mmL5=91mm=35mmbhl=12863bhl=8750bhl=14956bhl=14990bhl=181190bhl=14963T=56960h07、箱體的設計及各部位附屬零件的設計箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種

30、零件，并保證傳動件的齒合精度，使箱體內(nèi)有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約見減速器的一半，所以箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、重量及成本等有很大的影響。箱體結構與受力均較復雜，目前尚無成熟的計算方法。所以，箱體各部分尺寸一般按經(jīng)驗設計公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。箱體選用球墨鑄鐵QT40018，布氏硬度。7.1鑄造減速箱體主要結構尺寸表:名 稱符號尺寸關系取 值箱座壁厚10mm箱蓋壁厚8mm箱蓋凸緣厚度12mm箱座凸緣厚度12mm箱座底凸緣厚度20mm地腳螺釘直徑18mm地腳螺釘數(shù)目a250mm6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑14mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑10mm聯(lián)接

31、螺栓的間距mm180視孔蓋螺釘直徑6mm定位銷直徑8mm至直外箱壁距離查手冊16mm至凸緣邊緣距離查手冊14mm軸承旁凸臺半徑14mm凸臺高度30mm外箱壁至軸承座端面距離38mm鑄造過度尺寸查手冊3mm,15mm,R4大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離12mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離10mm箱蓋箱座肋厚=m=7mm軸承端蓋外徑108115mm135mm軸承旁連接螺栓距離1407.2各部位附屬零件的設計窺視孔蓋與窺視孔：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體內(nèi). 放油螺塞放油孔的位置設在油池最低處，并安排在不與

32、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密封。 油標油標用來檢查油面高度，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；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應按傳動件浸入深度確定。 通氣器 減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱,機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內(nèi)熱空氣自由逸處，保證機體內(nèi)外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成.啟蓋螺釘為了便于啟蓋，在機蓋側(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蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形

33、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. 定位銷為了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)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量遠些，以提高定位精度。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置. 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。 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.10.9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入機體內(nèi). 7.3潤滑方式的確定 傳

34、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)定高度設計總結在老師的指導以及本組各位同學的討論下，用三周的時間設計完成了本課題帶式輸送機傳動裝置，該裝置具有以下特點及優(yōu)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）選用的齒輪滿足強度剛度要求由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強度及剛度要求，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，當其產(chǎn)生彎扭變形時，載荷

35、在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設計要求最高，通過了對軸長時間的精心設計，設計的軸具有較大的剛度，保證傳動的穩(wěn)定性。（4）箱體設計的得體設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）加工工藝性能好設計時考慮到要盡量減少工件與刀具的調(diào)整次數(shù)，以提高加工的精度和生產(chǎn)率。此外，所設計的減速器還具有形狀均勻、美觀，使用壽命長等優(yōu)點，可以完全滿足設計的要求。由于時間緊迫，所以這次設計存在一定缺點，比如說箱體結構龐大，重量大，齒輪的計算不夠精確等。但是，我堅信：這次的親身設計，為我以后設計結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備奠定了堅實的基礎。參考文獻1 李育錫主編 機械設計課程設計 高等教育出版社，2008。2濮良貴 紀名剛主編 機械設計第八版 高等教育出版社，2006。3 孫 桓 陳作模 葛文杰主編 機械原理第七版 高等教育出版社，2006。4裘文言 張繼祖 瞿元賞主編 機械制圖高等教育出版社 ,20065徐學林主編 互換性與測量技術基礎湖南大學出版社,2006