帶式輸送機傳動裝置設計(自己做的).doc

韶 關 學 院課程設計說明書（論文）課程設計題目：帶式輸送機傳動裝置設計學生姓名：*學 號：*院 系：物理與機電工程學院專 業(yè)：機械制造及其自動化班 級：* 指導教師姓名及職稱： 起止時間：2015年12月2016年1月 （教務處制）韶關學院課程設計任務書學生姓名專業(yè)班級學號指導教師姓名及職稱設計地點信工樓設計題目帶式輸送機傳動裝置設計帶運輸機工作原理：帶式運輸機傳動示意如下圖所示。已知條件： 1滾筒效率g=0.95(包括滾筒與軸承的效率損失)；2工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；3使用折舊期：4年一次大修，每年280個工作日，壽命8年；4工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；5制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)；6. 運輸帶速度允許誤差：5%；7動力：電力，三相交流，電壓380/220V設計內(nèi)容和要求：1）從機器功能要求出發(fā)，擬定機械系統(tǒng)方案，進行機構運動和動力分析。2）合理選擇電動機，按機器的工作狀況分析和計算作用在零件上的載荷，合理地選擇零件材料、熱處理方法，正確計算零件工作能力和確定零件主要參數(shù)及尺寸。3）考慮制造工藝、安裝、調(diào)整、使用、維修、經(jīng)濟和安全等問題，設計機械零部件。4）圖面符合制圖標準，尺寸公差、形位公差及表面粗糙度標注正確，技術要求完整合理。5）基本參數(shù):輸送帶工作拉力F= 5 KN 輸送帶工作速度= 2 m/s 滾筒直徑D= 400 mm工作任務及工作量要求：1) 按給定條件設計減速器裝置；2）完成減速器裝配圖1張（A0或A1圖紙）；2）低速軸、低速齒輪零件工作圖各1張；3）編寫設計計算說明書1份。內(nèi)容包括：機械系統(tǒng)方案擬定，機構運動和動力分析，電動機選擇，傳動裝置運動動力學參數(shù)計算，傳動零件設計，軸承壽命計算，低速軸、低速齒輪的強度校核，聯(lián)軸器的選擇、設計總結、參考文獻等內(nèi)容。進度安排：設計準備(1天)； 2. 傳動裝置的總體設計(1天)；3. 傳動件的設計計算(3天)； 4. 裝配圖設計(4天)；5. 零件工作圖設計(2天)；6. 編寫設計說明書(3天)；7. 總結答辯（1天）主要參考文獻1龔桂義.機械設計課程設計指導書M.第二版 北京:高等教育出版社, 20012龔桂義.機械設計課程設計圖冊M.第三版 北京:高等教育出版社, 19893濮良貴.機械設計 M.第九版 北京:高等教育出版社,20134吳宗澤,羅圣國.機械設計課程設計手冊M.第三版 北京:高等教育出版社 20065成大先.機械設計手冊M.第五版，一、二、三、四冊 北京:機械工業(yè)出版社, 2008院系（或教研室）審核意見：審核人簽名及系公章： 年 月 日任務下達人（簽字） 年 月 日任務接受人（簽字）年 月 日 目錄一、選擇電動機二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)四、傳動零件的設計計算五、軸的計算六、鍵的選擇和校核七、軸承的的選擇與壽命校核八、聯(lián)軸器的選擇九、減速器的結構十、潤滑方法、潤滑油牌號十一、密封與密封的選擇附錄：零件圖、裝配圖計算及說明一、選擇電動機（1) 選擇電動機的類型按工作要求和條件，選用三相籠式式異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。 （2） 選擇電動機的容量 電動機所需功率計算工式為：（1）P= KW，（2） P= KwP= Kw 所以由電動機至卷筒的傳動總功率為： 式中：滾動軸承傳動效率 （4對），選用初步選用圓錐滾子軸承 ，取= 0.98：齒輪傳動效率 （2對），選用斜齒圓柱齒輪，取= 0.98：電動機高速軸傳動效率，選用彈性聯(lián)軸器（2對），取= 0.99：滾筒及其軸承的傳動效率，= 0.95 則可得到總傳動效率 又因為: V =2m/s 所以: (3) 確定電動機的轉速 卷筒軸工作轉速為 二級圓柱齒輪減速器傳動比i = 840則電動機的轉速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉速有: 1000r/min 、1500r/min、3000r/min查Y系列（IP44）電動機的技術數(shù)據(jù)表格，選定電動機為Y160M4技術參數(shù)如下：表1電動機型號額定功率KW滿載轉速 (r/min)堵轉轉矩最大轉矩質(zhì)量kg額定轉矩額定轉矩Y160L41114602.22.3144低轉速電動機的技術相對較多，外觀尺寸較大，價格較高，綜合考慮，選用Y132L-4搭配減速器使用更合理二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比由電動機的的型號Y160L-4 ，滿載轉速 總傳動比滾筒的速度范圍：= （10.05）n = （10.05）95.54= 90.76100.31 r/min按 = （1.31.5） 分配傳動比 定為 取 =1.4 = 4.6 = 3.3三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 為了進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉速和轉矩。如將傳動裝置各軸由高速至低速依次為I 軸、II 軸、III軸，以及工作軸、，為相鄰兩軸間的傳動比；、，為相鄰兩軸間的傳動效率； 、，為各軸的輸入功率（Kw）；、 ，為各軸的輸入轉矩（Nm）；、，為各軸的轉速（r/min）；各軸的轉速I軸 r/minII軸 r/minIII軸 r/min卷筒軸 r/min各軸輸入功率I軸 II軸 III軸 工作軸 各軸輸出功率I軸 II軸 III軸 工作軸 各軸輸入轉矩電動機軸輸出轉矩為： I軸 II軸 III軸 卷筒軸 各軸輸出轉矩I軸 II軸 III軸 卷筒軸 運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表：表2效率P(KW)轉矩T()轉速n（r/min）傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電機軸1579.8014601.00.98軸112.0811.8478.0176.4514604.60.96軸211.6011.37344.64337.75317.393.30.96軸311.1410.921092.271070.4296.181.00.99卷筒軸10.8110.271059.721038.5396.18四、傳動零件的設計計算第一對齒輪（高速齒輪）1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）選用斜齒圓柱齒輪出傳動 （2）精度等級選7級精度（GB10095-88） （3）材料選擇：小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為 40HBS （4）選小齒輪齒數(shù)為 =24，大齒輪齒數(shù) 其中i=u（齒數(shù)比） (5)螺旋角： =14o2、按齒面接觸強度設計 公式如下： （1）確定公式內(nèi)的各值計算 1）、試選=1.3 2）、選取區(qū)域系數(shù) = 2.433 3）、由“標準圓柱齒輪傳動的端面重合度圖”可查得 = 0.866 = 0.913 = + = 2.023 4）、計算小齒輪傳遞的轉矩 5）、由“圓柱齒的齒寬系數(shù)表”（表10-7）選取齒寬系數(shù)=1.0 6）、由“彈性影響系數(shù)”（表10-6）查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 7）、按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限=600，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 8）、由式N=60j 計算應力循環(huán)次數(shù)。=6014401（282808）=.= 9）、由“接觸疲勞壽命系數(shù)圖”（圖10-19）查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.93, =0.88 10）、計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得：=0.93600=558=0.88550=521采用較小值 =521 (2) 計算 1）、試算小齒輪分度圓直徑mm = 45.97mm 2)、計算圓周速度=3.5 m/s 3）、計算齒寬b及模數(shù)=145.97=45.97 mm=1.86 mmh=2.25=2.251.86=4.185mm 4）、計算縱向重合度 = 0.318tan = 0.318124tan = 1.90 5）、計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)。根v=3.5 m/s ,7級精度，由“動載系數(shù)圖”（圖10-8）查得動載荷系數(shù)=1.13。由“接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)表”（表10-4）用插入法查得7級精度的小齒輪相對支承非對稱布置時=1.418 由“彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)圖”(圖10-13)查得=1.4由“齒間載荷分配系數(shù)表”（表10-3）查得=1.2 故載荷系數(shù)K為：=11.131.21.42=1.93 6)、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑52.44mm 7)、計算模數(shù) mm3 按齒根彎曲強度設計 （1）確定計算參數(shù) 1）、計算載荷系數(shù)=11.131.21.35 =1.83 2)、根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.78 3)、計算當量齒數(shù) 4)、查取齒形系數(shù),由“齒形及應力校正系數(shù)表”（表105）查得 ， 5)、查取應力校正系數(shù)得： ， 6）、由“調(diào)質(zhì)處理圖”（圖10-20C），查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7）、由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85, =0.93 8)、計算彎曲疲勞許用應力 取疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-12）得： 9）、計算大、小齒輪的，并加以比較MPaMPa 大齒輪的數(shù)值大 （2）設計計算= 1.37mm 對比計算結果；由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2.0 mm。已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=52.44mm來計算應有的齒數(shù)。于是有： 取 =26 =4.626=119.6 取 =1194幾何尺寸計算 （1）計算中心距 mm 將中心距圓整為：149mm (2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，所以參數(shù)、等不必修正 （3）計算大小齒輪的分度圓直徑 mm mm (4) 計算齒輪寬度 圓整后取 =53mm, =58mm第二對齒輪（低速齒輪）1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）選用斜齒圓柱輪傳動； （2）精度等級選7級精度（GB10095-88） （3）材料選擇 小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。二者材料硬度差為 40HBS （4）選小齒輪齒數(shù)為 =24，大齒輪齒數(shù) 。 （5）選取螺旋角。初選螺旋角 =2、按齒面接觸強度設計 公式如下： （1）確定公式內(nèi)的各值計算 1）、試選=1.3 2）、由圖10-30選項取區(qū)域系數(shù)=2.433。 3）、由圖10-26查=0.78, =0.87則 =+=1.65 4）、計算小齒輪傳遞的轉矩 5）、由表10-7選取齒寬系數(shù)=1 6）、由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 7）、由圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限=600，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550。 8）、由式（10-30） N=60j 計算應力循環(huán)系數(shù)。=60317.391（282808）=.= 9）、由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.95, =0.98。 10）、計算接觸褡許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得：=0.95600=570=0.98550=539所以 =554.5 (2) 計算 1）、試算小齒輪分度圓直徑=79.37mm 2)、計算圓周速度 =1.32 m/s 3）、計算齒寬b及模數(shù)=181.34=79.37 mm=3.21mmh=2.25=2.253.21=7.22mm= =10.99 4)、計算縱向重合度=1.905 5）、計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)。根v=1.32 m/s ,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.06 。由表10-4查得=1.426 由圖10-13查得=1.38 由表10-3查得=1.2 ，所以載荷系數(shù) =11.061.21.417=1.814 6)、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=88.69mm 7)、計算模數(shù)= mm3 按齒根彎曲強度設計 （1）確定計算參數(shù) 1）、計算載荷系數(shù)=11.061.21.38 =1.755 2)、根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.78 3)、計算當量齒數(shù) 4)、查取齒開系數(shù) 由表10-5查得 ， 5)、查取應力校正系數(shù)得： ， 6）、由圖10-20C，查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7）、由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.95, =0.98 8)、計算彎曲疲勞許用應力 取疲勞安全系數(shù)S=1.4： 9）、計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 （2）設計計算=2.17mm 對比計算結果；由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2.5 mm。已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=82.76 mm來計算應有的齒數(shù)。于是有： 取 =334幾何尺寸計算 （1）計算中心距mm 將中心距圓整為：183mm (2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，所以參數(shù)、等不必修正 （3）計算大小齒輪的分度圓直徑mmmm (4) 計算齒輪寬度mm. 圓整后取 =85mm, =90mm傳動齒輪的參數(shù)匯總齒數(shù)Z：個法向模數(shù)，分度圓直徑d，中心距a：mm表3I-II軸261192.053.44244.5713.31o5853149II-III軸331092.585.01280.7913.969085183五、軸的計算高速軸的設計1）.已知輸入軸上的功率P 、轉速n 和轉矩T高速軸：； ；材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。取 C=108。2） 確定軸的最小直徑，因此根據(jù)聯(lián)軸器選擇（后面將有計算），取選用LX3聯(lián)軸器。半聯(lián)徑d1=30mm,故取 d1-2=30mm,半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L60mm軸配合的轂孔長度L 56mm3）結構設計擬定軸上零件的裝配方案采用圖1所示的裝配方案圖14）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑。查手冊，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值，因此取。（2）設計軸段，為使軸承裝拆方便，查手冊,采用軸肩膀給軸承定位。選軸承30307，根據(jù)軸承孔徑，所以mm，長度略比軸承寬度短，取為mm.（3）齒輪分度圓直徑為53.44mm，齒輪寬度為60mm,因此,mm（4）軸承由軸肩膀定位， 取,mm，。中速軸的設計：材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。取C=110。圖2，最小軸徑段安裝軸承，在此選擇30307軸承，因此，裝配低速級小齒輪，且取，軸長比齒寬略短取L3-2=86。段主要是定位高速級大齒輪，所以取mm，軸長比齒寬略短取L4-5=50mm。段軸肩定位齒輪，所以取mm，mm,。低速軸的設計1、軸的計算 軸的輸入功率為，軸的轉速為，軸的輸入轉矩為 。 2、求作用在齒輪上的力 由前面齒輪計算所得：低速大齒輪的分度圓直徑 ，則：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。根據(jù)“軸常用幾種材料的及值表”（表15-3）可查得于是有： 輸出軸的最小直徑軸段安裝半聯(lián)軸器，需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩 由傳動平穩(wěn)，查“工作情況系數(shù)表”（表14-1）可查得= 1.5按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件查標準GB/T 52722002，選用GY7型TU凸緣連軸器，半聯(lián)軸器的孔徑= 60mm，故取=60mm。半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸的配合長度L=105mm。4、 軸的結構設計 圖3 （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a為了滿足軸向定位要求，I-II軸段要制出一軸肩，故取II-III段的直徑=64mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=68mm。為使軸端擋圈能夠有效工作，取=105mm。 b初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=64mm，初步選取 03尺寸系列，0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30313，其尺寸為，故和均取65mm， =36mm 右端滾動軸承采用軸肩進行定位。由30313的安裝高度可知，則=70mm。c軸段VI-VII安裝齒輪，取直徑=70mm；齒輪的右端面與右軸承之間采用套筒定位。由大齒輪齒寬= 85mm，取=82mm。齒輪的左端面由軸肩定位，軸肩高度h=（2-3）R，R=2，取h = 6mm，則軸環(huán)直徑=84mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取 = 11mm。d初定端蓋總長為20mm，聯(lián)軸器右端面與端蓋左端面的距離為l = 30mm，可初步確定=50mm。e取齒輪斷面距離箱體內(nèi)壁距離a = 16mm，II軸上的大齒輪與III軸上的大齒輪端面間應保持一定的距離c，取c = 20mm。由于鑄造誤差，軸承內(nèi)端面與機箱內(nèi)壁應保持一段距離s，取s = 8mm，有30313軸承的尺寸參數(shù)可知，軸承寬度T = 36mm，II軸上的大齒輪輪轂長度L = 50mm。則軸的基本尺寸可初步確定：63mm機箱內(nèi)壁寬度圓整后調(diào)整為63mm =83mm（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。齒輪與軸的連接選用A型平鍵，按段，根據(jù)“普通平鍵和普通楔鍵的主要尺寸表”（表6-1）可得，鍵槽用指裝銑刀加工，為了齒輪與軸有良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合采用；半聯(lián)軸器與軸的連接選用C型平鍵，配合選用。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，選軸的尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考“零件倒角C與圓角半徑R的推薦值表”，倒角選用2圓角有畫圖和校核時確定。5、求軸上的載荷 在確軸承的支點位置時，從手冊中查得30313型圓錐滾子軸承a=29mm.由圖可知作為支梁的軸的支承跨距：。所得軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示： 圖4（1）計算支反力（2）計算彎矩M （3）計算總彎矩 （4）計算扭矩T表4荷載水平面H垂直面V支反力 彎矩總彎矩扭矩T5、按彎矩合成應力校核軸的強度校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，取 ，則：根據(jù)選定材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理， 所以安全。六、鍵的選擇和校核1、I軸（1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級為7級，故采用平鍵聯(lián)接。根據(jù)聯(lián)軸器的要求，選用C型平鍵。當軸（與聯(lián)軸器連接）的直徑d=32mm。根據(jù)此直徑從“普通平鍵和普通楔鍵的主要尺寸表”（表6-1）中查得鍵的截面尺寸為：鍵寬. 由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=56mm。（2）鍵聯(lián)接強度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。2、II軸（小齒輪）（1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級為7級，故采用平鍵聯(lián)接。采用A型平鍵。連接直接d = 48mm。根據(jù)此直徑從“普通平鍵和普通楔鍵的主要尺寸表”（表6-1）中查得鍵的截面尺寸為：. 由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=80mm。（2）鍵聯(lián)接強度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可見小齒輪聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。大齒輪的連接鍵選用，A型，長度為l=45，同樣滿足聯(lián)接的擠壓強度滿足要求3、III軸（1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級為7級，故采用平鍵聯(lián)接。根據(jù)聯(lián)軸器的要求，選用C型平鍵。當軸（與聯(lián)軸器連接）的直徑d=44mm。根據(jù)此直徑從“普通平鍵和普通楔鍵的主要尺寸表”（表6-1）中查得鍵的截面尺寸為：. 由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=100。（2）鍵聯(lián)接強度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。齒輪連接鍵選用，A型，L = 80，工作長度，可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。鍵的主要參數(shù)如下表5作用類型主要參數(shù)鍵1I軸聯(lián)軸器C型鍵2II軸小齒輪A型鍵3II軸大齒輪A型鍵4III軸齒輪A型鍵5III軸聯(lián)軸器C型七、軸承的的選擇與壽命校核第III軸的軸承計算 軸承預期計算壽命：282808=35840h，軸的轉速為（1）選擇軸承型號為30313。（2）求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。由力分析可知 圖5 、分別為左右軸承的水平面方向徑向載荷和鉛垂面方向徑向載荷；、分別為左右軸承的徑向載荷。 (3) 求兩軸承的計算軸向力和 對于30313型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力， ， ， 。則： 按式13-11得 （4）求當量載荷、 由表13-5分別查表或插入值得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承1 對軸承2 因軸承運轉中載荷變動較小，按表13-6，。5故左右軸承當量動載荷為： 因為，所以按左邊軸承的受力大小驗算： >> 108000h故所選軸承可滿足壽命要求。其余兩軸的軸承壽命計算同理可得，滿足壽命要求。八、聯(lián)軸器的選擇電動機與高速軸之間的聯(lián)軸器選擇1、類型選擇 為了隔離振蕩和沖擊，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器 2、載荷計算 由前面計算得軸的輸入轉矩為， 根據(jù)“工作狀況系數(shù)表”（表14-1），選取工作情況系數(shù) 于是計算轉矩得 3、型號選擇按滿足，被聯(lián)接軸的轉速不應超過所選聯(lián)軸器允許的最高轉速，即，協(xié)調(diào)軸孔的直徑等校核的要求選擇聯(lián)軸器 選取型號為：LX3型此型號聯(lián)軸器的一些參數(shù)如下列：公稱轉矩1250Nmm ，許用轉速為 ，軸孔直徑d = 42（主動端）軸孔類型為Y型，其長度為112mm， D = 160mm質(zhì)量為8Kg ，轉動慣量為0.026Kg。低速軸與滾筒軸之間的聯(lián)軸器選擇1、類型選擇 滾筒的轉速與III軸相同，= 96.18r/min，可選用剛性聯(lián)軸器2、載荷計算 由前面計算得軸的輸入轉矩為， 根據(jù)“工作狀況系數(shù)表”（表14-1），選取工作情況系數(shù) 于是計算轉矩得 3、型號選擇 按滿足，被聯(lián)接軸的轉速不應超過所選聯(lián)軸器允許的最高轉速，即，協(xié)調(diào)軸孔的直徑等校核的要求選擇聯(lián)軸器。 選取型號為：GY8型 此型號聯(lián)軸器的一些參數(shù)如下列： 公稱轉矩3150Nmm ，許用轉速為 ，軸孔直徑d =60mm（主動端） 軸孔類型為Y型，其長度為142mm， D =200mm質(zhì)量為27.5Kg ，轉動慣量為0.103Kg九、減速器的結構鑄鐵減速器機體結構尺寸表： 表6名稱符號數(shù)值機座壁厚10機蓋壁厚10機座凸緣厚度b15機蓋凸緣厚度15機座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑M10聯(lián)接螺栓的間距150200軸承端蓋螺釘直徑M8窺視孔蓋螺釘直徑M6定位銷直徑dM8至外機壁距離26至外機壁距離22至外機壁距離16至凸緣邊緣距離24至凸緣邊緣距離14軸承旁凸臺半徑20凸臺高度h64外機壁至軸承座端面距離50圓柱齒輪外圓與內(nèi)機壁距離15圓柱齒輪輪轂端面與內(nèi)機壁距離15機座肋厚m9機蓋肋厚9軸承端蓋凸緣厚度t12軸承旁聯(lián)接螺栓距離s十、潤滑方法、潤滑油牌號 對于此二級斜齒圓柱齒輪減速器，由傳動零件設計部分可知傳動件的圓周速度遠遠小于12m/s，所以采用浸油潤滑，為此箱體內(nèi)需有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時沉渣泛起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x不小于3050mm,此減速器為50mm。 由前面?zhèn)鲃蛹O計部分知道浸油齒輪圓周速度大于2m/s,故對軸承采用機體內(nèi)潤滑油潤滑。 選取全損耗系統(tǒng)用油（GB443-1989） 牌號：L-AN22因為此牌號潤滑油主要適用于小型機床齒輪箱，傳動裝置軸承，中小型電機，風動工具等。十一、密封及密封的選擇 軸承端蓋于軸間的密封：由于傳動件的圓周速度小于5m/s,故可由機械設計手冊選擇密封形式為半粗羊毛氈封油圈密封。 機蓋與機座聯(lián)接處的密封：為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封的可靠性，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精刨，其表面粗糙度應不大于6.3。參考資料機械設計（第九版）機械設計手冊機械設計課程設計手冊（第4版）機械設計課程設計指導書（第二版）機械設計課程設計圖冊（第三版）機械原理（第八版）液壓與氣壓傳動（姜繼海、宋錦春、高常識主編）總結本次機械設計課程設計所設計的是帶輸送機傳動裝置。歷時三個星期，從發(fā)布設計任務到擬定傳動方案，從選擇電機到計算傳動比等各種參數(shù)，從設計齒輪到設計軸再到設計減速器機體，一步步地把減速器設計完成。期間大部分時間是在信工樓作業(yè)，但回到宿舍也往往鉆研到凌晨一兩點。雖辛苦，卻也感到分外滿足。也算是初步了解了機械設計的一些步驟和流程。在本次機械設計中，真正要我們設計的地方不多，大多數(shù)是參照指導書一步一步跟著流程計算參數(shù)，從而初步學習機械設計的方法。這當中也遇到一些難題，譬如自身對減速器的結構了解不深，很多概念難以理解。于是我下載了一些經(jīng)典減速器的UG三維圖，對這些三維圖拆解后加深了我對減速器結構的了解。所以我認為機械設計不能一味地跟書學習，要從各種渠道學習了解，借鑒經(jīng)驗。 在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力，通過這次設計再次熟悉了AUTOCAD繪圖軟件和microsoft word文字處理軟件，在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。最后，感謝指導老師這些天對我們的指導。使我們少走了很多彎路。