單級圓柱齒輪傳動機構設計【F=3650,V=1.2,D=310】
28頁 8000字數(shù)+論文說明書+任務書+4張CAD圖紙【詳情如下】
任務書.doc
單級圓柱齒輪傳動機構裝配圖.dwg
單級圓柱齒輪傳動機構設計說明書【F=3650,V=1.2,D=310】.doc
課程設計指導書.doc
軸.dwg
齒輪.dwg
齒輪軸.dwg
單級圓柱齒輪傳動機構設計
目 錄
第一章 前言 ……………………………………………………………….…1
第二章 計算說明…………………………………………… ………3
2.1.1傳動方案擬定…………….……………………………………3
2.1.2電動機的選擇……………………………………..…..……….4
2.1.3 確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比………….…..…….6
2.1.4傳動裝置的運動和動力設計……………………………………..7
2.2 普通V帶的設計………………………………………………….10
2.3 齒輪傳動的設計……………………………………..…………..15
2.4 傳動軸的設計………………………….………….……………..18
2.5 箱體的設計………..…………………….……………………….27
2.6 鍵連接的設計……………………………………………………29
2.7 滾動軸承的設計………………………………….………………31
2.8 潤滑和密封的設計………………………………..………………32
2.9 聯(lián)軸器的選擇…………………………….………………………33
設計小結….…………………………………………………....…….41
參考文獻…...……………………………………………………...…43.
前言
當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結構形式和多種功率型號的產(chǎn)品。近十幾年來,由于近代計算機技術與數(shù)控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機械傳動產(chǎn)品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產(chǎn)品更加精致，美觀化。
關鍵字：減速器 軸承 齒輪 機械傳動
一、 計算說明
設計:單級圓柱齒輪傳動機構設計
序號 主軸帶輪拉力F(N) 帶速度V(m/s) 帶輪直徑(mm) 齒輪傳動比i
19 3650 1.20 310 5.33
方案擬定：
采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便
1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器
4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶
2.1.2電動機選擇
1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。
2、電動機容量選擇：
（3）選擇軸承型號
查課本表11-5，選擇6211軸承 Cr=43.2KN
由課本式11-3有
∴預期壽命足夠
∴此軸承合格
十一、密封和潤滑的設計
1.密封
由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。
2．潤滑
(1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
(2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。
十二．聯(lián)軸器的設計
（1）類型選擇
由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。
（2）載荷計算
計算轉矩TC=KA×TⅡ=1.3×1022.29=1158.98Nm，
其中KA為工況系數(shù)，由課本表14-1得KA=1.3
（3）型號選擇
根據(jù)TC，軸徑d，軸的轉速n， 查標準GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉矩[T]=1250Nm, 許用轉速[n]=3750r/m ,故符合要求。
設計小結
機械畢業(yè)設計是我們機械類專業(yè)學生最后一次較全面的機械設計，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。
(1) 通過這次機械畢業(yè)設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。
(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。
(3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。
參考文獻
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[4]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編，2002年6月第一版；
[5]《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編
[6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年8月第四版；
[7]《互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001年1月第四版[8]《機械設計基礎課程設計指導書（第二版）》，高等教育出版社，陳立德主編，牛玉麗副主編，2004年7月第二版。
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[10]機械零件 吳宗澤主編 中央廣播電視大學出版社 1996
[11]潤滑油應用及設備潤滑 張晨輝 林亮智編 中國石化出版社 2002年
單級圓柱齒輪傳動機構設計 目 錄 第一章 前言 ……………………………………………………………… .… 1 第二章 計算 說明 …………………………………………… ……… 3 ………… .…………………………………… 3 ………………………………… ..… ..……… 確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比 ………… .… ..…… 傳動裝置的運動和動力設計 …………………………………… .通 …………… ………………………………… 輪傳動的設計 …………………………………… ..………… .動軸的設計 ………………………… .………… .…………… .體的設計 ……… ..…………………… .……………………… 連接的設計 …………………………………………………… 29 動軸承的設計 ………………………………… .……………… 31 滑和密封的設計 ……………………………… ..……………… 32 軸器的選擇 …………………………… .………………… …… 33 設計小結 … .………………………………………………… ....…… 考文獻 … ...…………………………………………………… ...… 43. 前言 當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結構形式和多種功率型號的產(chǎn)品。近十幾年來 ,由于近代計算機技術與數(shù)控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機械傳動產(chǎn)品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及 造型設計藝術化，使產(chǎn)品更加精致，美觀化。 關鍵字： 減速器 軸承 齒輪 機械傳動 一、 計算說明 設計 :單級圓柱齒輪傳動機構設計 序號 主軸帶輪拉力 F(N) 帶速度 V(m/s) 帶輪直徑 (齒輪傳動比 i 19 3650 10 案擬定： 采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便 。 動機選擇 1、電動機類型和結構的選擇：選擇 Y 系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇： 電動機所需工作功率為： 式（ 1）：Ｐ d＝ＰＷ／η a ( 由式 (2)：ＰＷ＝Ｆ V/1000 (因此 V/1000η a (由電動機至運輸帶的傳動總效率為： η 總 =η １ ×η２ ３ ×η ３ ×η ４ ×η 5 式中：η 1、η 2、η 3、η 4、η 5 分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。 取η １ =η２＝ ３＝ η ４＝０ 則： η 總 = 以：電機所需的工作功率： 000η 總 =(3650× (1000× = 3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： n 卷筒＝ 60× 1000· V/（π· D） =(60× 1000× （ 310·π） =r/據(jù)手冊Ｐ ７ 表１推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ｉ’ =3～６。 ?。謳鲃颖龋桑薄?=２～４ 。則總傳動比理論范圍為：Ｉ a’＝ 6~24 故電動機轉速的可選范為 N’ d=I’a× n 卷筒 =(16～ 24)× 443～ r/符合這一范圍的同步轉速有： 750、 1000 和 1500r/據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表） 方案 電 動機 型號 額定功率 電動機轉速 (r/電動機重量 N 參考價格 傳動裝置傳動比 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 V 帶傳動 減速器 1 500 1440 650 1200 000 960 800 1500 50 720 1240 2100 合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格 定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比： 由選定的電動機滿載轉速 工作機主動軸轉速 n 1、 可得傳動裝置總傳動比為 ： ia=nm/n=nm/n 卷筒 =960/帶傳動、減速器傳動比，可見第 2 方案比較適合。 此選定電動機型號為 主要性能： 電動機主要外形和安裝尺寸 ： 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比 ia=i （ 式中 i 分別為帶傳動 和減速器的傳動比 ） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導書 1， 取 普通 V 帶 i=2～ 4） 因為： i 所以： i＝ 、傳動裝置的運動和動力設計： 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸 ，Ⅱ軸， .....i0,.....η 01， η 12， .....PⅠ， PⅡ， ..... （ TⅠ， TⅡ， ..... （ N· m） nⅠ ,nⅡ ,..... （ r/ 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù) 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 1）計算各軸的轉數(shù)： Ⅰ軸： nⅠ =960/ r/ Ⅱ軸： nⅡ = nⅠ / =r/筒軸： nⅢ = nⅡ （ 2）計算各軸的功率 ： Ⅰ軸： PⅠ = 01 = 1 = Ⅱ軸： PⅡ = PⅠ ×η 12= PⅠ ×η 2×η 3 =11（ 卷筒軸： PⅢ = PⅡ· η 23= PⅡ· η 2· η 4 =11× 計算各軸的輸入轉矩 ： 電動機軸輸出轉矩為： 550· Pd/550× 60 =· m Ⅰ軸： TⅠ = 01= 1 =· m Ⅱ 軸： TⅡ = TⅠ · 12= TⅠ · 2· η 4 =· m 卷筒軸輸入軸轉矩 ： T Ⅲ = TⅡ· η 2· η 4 =N· m 計算各軸的輸出功率： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率： 故： P’Ⅰ =PⅠ ×η 軸承 =’Ⅱ = PⅡ ×η 軸承 =11× 算各軸的輸出轉矩： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則： T’Ⅰ = TⅠ ×η 軸承 =N· m T’ Ⅱ = TⅡ ×η 軸承 =N· m 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下 = 軸名 效率 P （ 轉矩 T （ N· m） 轉速 n r/動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 60 軸 軸 筒軸 速驗算： V= /（ 1000× 60） =960× 100·π /（ 1000× 60） =m/s 介于 5~25m/s 范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距 a： （ d1+ 2·（ d1+ V 帶的設計 （ 1）選擇普通 V 帶型號 由 A· P= 根據(jù)課本 、 B 型交 界線處，故 A、 方案 1：取 帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 00mm d2=(1· (1 =100× (表 9 74 (雖使 但其誤差小于 5%，故允許 ) 100+274） ≤ 2×（ 100+274） 定中心距 00 ，則帶長為 · ·（ d1++（ 2/(4· =2× 500+π·（ 100+274） /2+（ 2742/(4× 500) =表 9d=1400 實際中心距 a=2=500+(2=算小帶輪上的包角 α 1 α 1=180-( 57.3/a =180-(274 20 合適 確定帶的根數(shù) Z= ( =（ = 要取 7根 帶 計算軸上的壓力 由書 9 00· α · c+q· 500× （ 7× +N 由課本 9· z· /2) =2× 7× )=N 方案二：取 帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 40d2=(1· (1 =140× (表 984 (雖使 其誤差小于 5%，故允許 ) 帶速驗算： V= /（ 1000× 60） =960× 140· π /（ 1000× 60） =m/s 介于 5~25m/s 范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距 a： d1+ 2· （ d1+ 140+384）≤ 2×（ 140+384） 1048 初定中心距 00 ，則帶長為 · ·（ d1++（ 2/(4· =2× 700+π·（ 140+384） /2+（ 3842/(4× 700) =2244.2 表 9d=2244 a=2=700+(2=算小帶輪上的包角 α 1 α 1=180-( 57.3/a =180-(384 20 合適 確定帶的根數(shù) Z= ( =（ = 取 3根 帶 計算軸上的壓力 由書 9 00· α · c+q· =500× （ 3× +N 由課本 9· z· /2) =2× 3× ) =N 綜合各項數(shù)據(jù)比較得出 方案二 更適合帶速驗算： V= /（ 1000× 60） =960× 140· π /（ 1000× 60） =m/s 介于 5~25m/s 范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距 a： d1+ 2· （ d1+ 140+384）≤ 2×（ 140+384） 1048 初定中心距 00 ，則帶長為 · ·（ d1++（ 2/(4· =2× 700+π·（ 140+384） /2+（ 3842/(4× 700) =2244.2 表 9d=2244 a=2=700+(2=算小帶輪上的包角 α 1 α 1=180-( 57.3/a =180-(384 20 合適 確定帶的根數(shù) Z= ( =（ = 取 3根 帶 計算軸上的壓力 由書 9 00· α · c+q· 500× （ 3× +N 由課本 9· z· /2) =2× 3× ) =N 綜合各項數(shù)據(jù)比較得出 方案二 更適合 輪傳動的設計 ： (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為 45號鋼調(diào)質，齒面硬度為 250齒輪選用 45號鋼正火，齒面硬度為 200 齒輪精度初選 8級 (2)、初選主要參數(shù) 0 ， i= 1· i=20× 07 取ψ a=ψ d= i+1）· = 3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 21 123????????? ］［ σΨ ε○ 1 載荷系數(shù) 查課本表 6 K=○ 2 小齒輪名義轉矩 106× P/106× 105 N· 3 材料彈性影響系數(shù) 由課本表 6○ 4 區(qū)域系數(shù) 5 重合度系數(shù) ε t= 1/） =（ 1/20+1/107） =ε = ??? ○ 6 許用應 力 查課本圖 6a） M P 1 01l i m ?］［ σ 602］［ σ 查表 6按一般可靠要求取 則 1 01?σ］［ σ 6 02?σ］［ σ 取兩式計算中的較小值 ，即［σ H］ =560是 21 123????????? ］［ σΨ ε????? ?????? =4)確定模數(shù) m=1≥ 0=取標準模數(shù)值 m=3 (5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 ］［ σσε ?112校核 式中 ○ 1 小輪分度圓直徑 d1=m· Z=3× 20=602齒輪嚙合寬度 b=Ψ d· 60=603復合齒輪系數(shù) 4重合度系數(shù) t =5許用應力 查圖 6a） σ 45 σ 20表 6取 9 51l i ??σ］［ σ 7 02l i ??σ］［ σ ○6計算大小齒輪的0 2 2 3 ?］［ ?］［ σ σ2］［ σ則有 2112 ???? ????? εσ T =σ F］ 2 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 （ 6） 幾何尺寸計算 d2=m· × 107=321a=m ·（ 2） =3×（ 20+107） /2=190.5 mm b=60 0 取小齒輪寬度 5 （ 7）驗算初選精度等級是否合適 齒輪圓周速度 v=π· 60× 1000） =60× 60× 1000） =m/s 對照表 6知選擇 8級精度合適。 輪軸的設計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1， 5— 滾動軸承 2— 軸 3— 齒輪軸的輪齒段 4— 套筒 6— 密封蓋 7— 軸端擋圈 8— 軸承端蓋 9— 帶輪 10— 鍵 d1=m· (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用 45#調(diào)質，硬度 217~255的輸入功率為 PⅠ =W 轉速為 nⅠ =r/據(jù)課本 13式，并查表 13 c=115 d≥ 33 ???Ⅰ(3)確定軸各段直徑和長度 ○ 1 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加 5%，取 30帶輪的寬度 B=（ e+2· f =（ 3 18+2× 8=52 則第一段長度 02右起第二段直徑取 38據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為 30取第二段的長度 03右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用 6208型軸承，其尺寸為 d× D× B=40× 80× 18，那么該段的直徑為 40度為 04右起第四段，為滾動軸承的定位軸徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取 48度取 105右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ 66度圓直徑為Φ 60輪的寬度為 65，此段的直徑為 66度為56右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩 ,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取 48度取 107右起第 七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 40度84)求齒輪上作用力的大小、方向 ○1小齒輪分度圓直徑： 02作用在齒輪上的轉矩為： 105 N· 3求圓周力： t=2T2/× 105/60=4求徑向力 r=t， （ 5）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力： B= = 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 那么 = =62/124= （ 6）畫彎矩圖 右起第四段剖面 水平面的彎矩： A× 62=m 垂直面的彎矩 ： 62=m 合成彎矩： 221221 ??????（ 7）畫轉矩圖： T= =m （ 8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α =得右起第四段剖面 2222 ??? α （ 9）判斷危險截面并驗算強度 ○ 1 右起第四段剖面 其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 已知 由課本表 13 ［σ =60 則： σ e= = =1000/(443)=m<［σ ○2右起第一段 該面也為危險截面： ??? ）（ α σ e= = =1000/(303)=m<［σ 所以確定的尺寸是安全的 。受力圖如下 ： 輸出軸的設計計算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖 ） 1， 5— 滾動軸承 2— 軸 3— 齒輪 4— 套筒 6— 密封蓋 7— 鍵 8— 軸承端蓋 9— 軸端擋圈 10— 半聯(lián)軸器 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用 45#調(diào)質，硬度 217~255的輸入功率為 PⅡ =W 轉速為 nⅡ =r/據(jù)課本 13，并查表 13 c=115 d≥ 33 ???Ⅰ(3)確定軸各段直徑和長度 ○1從聯(lián)軸器開始右 起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加 5%，取Φ 45據(jù)計算轉矩 A× TⅡ =標準 5014— 2003，選用 彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為 4段長 22右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ 52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)軸器左端面的距離為 30取該段長為 43右 起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向 力為零，選用 6211 型軸承，其尺寸為 d× D× B=55× 100× 21，那么該段的直徑為Φ 55度為 6 ○4右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加 5%，大齒輪的分度圓直徑為 270第四段的直徑取Φ 60輪寬為 b=60了保證定位的可靠性，取軸段長度為 85右起第五段，考慮齒輪的軸向定位 ,定位軸肩，取軸肩的直徑為 66長度取 06右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 55度 14)求齒輪上作用力的大小、方向 ○1大齒輪分度圓直徑： 70 2 作用在齒輪上的轉矩為： 105N· 3求圓周力： t=2T2/× 105/270=4求徑向 力 r=t， （ 5）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力： B= = 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 那么 = =62/124= （ 6）畫彎矩圖 右起第四段剖面 水平面的彎矩： A× 62= m 垂直面的彎矩： = =× 62=m 合成彎矩： 221221 ??????（ 7）畫轉矩圖： T= =m （ 8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α =得右起第四段剖面 2222 ??? α （ 9）判斷危險截面并驗算強度 ○1右起第四段剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 已知 由課本表 13 ［σ =60 則： σ e= = =1000/(603)=m<［σ ○2右起第一段 該面也為危險截面： ??? ）（ α σ e= = =1000/(453)=m<［σ 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計 算所需的圖如下： 體結構設計 (1)窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。 (2)放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。 (4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上 安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于 需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。 (7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。 (8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 (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)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。 箱體結構尺寸選擇如下表： 名稱 符號 尺寸（ 機座壁厚 δ 8 機蓋壁厚 δ 1 8 機座凸緣厚度 b 12 機蓋凸緣厚度 b 1 12 機座底凸緣厚度 b 2 20 地腳螺釘直徑 0 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 6 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 2 聯(lián)軸器螺栓 間距 l 160 軸承端蓋螺釘直徑 0 窺視孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑 d 8 外機壁距離 6, 22, 18 凸緣邊緣距離 4, 16 軸承旁凸臺半徑 4, 16 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外機壁至軸承座端面距離 60， 44 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 △ 1 12 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 △ 2 10 機蓋、機座肋厚 ， 7 軸承端蓋外徑 07， 105 軸承端蓋凸緣厚度 t 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以 不干涉為準，一 般 s=聯(lián)接設計 1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑 01=50手冊得，選用 C 型平鍵，得： 8× 7 L=02=m h=7據(jù)課本 10得 σ p=4 · T/(d· h· L) =4× 1000/（ 30× 7× 42） = [σ R] (1102、 輸入軸與齒輪 1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑 43TⅠ =m 查手冊 選 鍵 12× 8 l=20 h=8σ p=4 · TⅠ /（ d· h· l） =4× 1000/（ 44× 8× 50） = [σ p] (1103、輸出軸與齒輪 2 聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑 0 8 TⅡ =手冊 用 A 型平鍵 鍵 18× 11 l=02 h=11 p=4· TⅡ /（ d· h· l） =4× 1000/（ 60× 11× 42） = [σ p] (110 十．滾動軸承設計 根據(jù)條件，軸承預計壽命 365× 8=14600 小時 計計算 （ 1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 以 P=）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 50 48 . 38 0 010 60··'1616??????? εε ）（）（ （ 3）選擇軸承型號 查課本表 11擇 6208軸承 課本式 110)(6010 366 ???????? ）（ε∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 （ 1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 以 P= 2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 6 6 9 6 . 6 3 60··'1616??????? εε ）（）（ （ 3）選擇軸承型號 查課本表 11擇 6211軸承 課本式 110)(6010 366 ???????? ）（ε ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 十一、密封和潤滑的設計 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的 目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑 。 2．潤滑 (1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度 v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x H 不應小于 30~50于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動 ,每傳遞 1油量 (2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這 樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 十二．聯(lián)軸器的設計 （ 1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單， 對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。 （ 2）載荷計算 計算轉矩 A× TⅡ = 其中 課本表 14A= 3）型號選擇 根據(jù) 徑 d，軸的轉速 n， 查標準 5014— 2003，選用 彈性柱銷聯(lián)，其額定轉矩 [T]=1250許用轉速 [n]=3750r/m ,故符合要求。 設計小結 機械畢業(yè)設計是我們機械類專業(yè)學生最后一次較全面的機械設計，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。 (1) 通過這次機械畢業(yè)設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 (2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 (3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、 標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 參考文獻 [1]《機械設計課程設計》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編，1995年 12月第一版； [2]《機械設計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編， 2001年 7月第七版； [3]《簡明機械設計手冊》，同濟大學出版社，洪鐘德主編， 2002 年 5 月第一版； [4]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002 年 6 月第一版； [5]《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編 [6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年 8月第四版； [7]《互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編， 2001年 1月第四版 [8]《機械設計基礎課程設計指導書（第二版）》，高等教育出版社，陳立德主編，牛玉麗副主編， 2004 年 7 月第二版。 [9]裝卸機械技術性能手冊 交通部海洋運輸管理局主編 港口裝卸雜志社 1987年 11月 [10]機械零件 吳宗澤主編 中央廣播電視大學出版社 1996 [11]潤滑油應用及設備潤 滑 張晨輝 林亮智編 中國石化出版社 2002年