一級圓柱斜齒輪減速器機械設(shè)計

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1、 機械設(shè)計《課程設(shè)計》 課題名稱 一級圓柱齒輪減速器的設(shè)計計算 學(xué) 院 材料與冶金學(xué)院 專 業(yè) 高分子材料與工程 　　 班 級 081班 姓 名 胡桐 學(xué) 號 080802110198

2、 指導(dǎo)老師 鄭偉剛 老師 完成日期 2011年1月8日星期六 目錄 第一章 緒 論 4 第二章 課題題目及主要技術(shù)參數(shù)說明 5 2.1課題題目 5 2.2 主要技術(shù)參數(shù)說明 5 2.3 傳動系統(tǒng)工作條件 5 2.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇 5 第三章 減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關(guān)性能參數(shù)計算 6 3.1 減速器結(jié)構(gòu) 6 3.2 電動機選擇 6 3.3 傳動比分配 7 3.4 動力運動參數(shù)計算 7 第四章 帶輪設(shè)

3、計 9 第五章 齒輪的設(shè)計計算 10 5.1 齒輪材料和熱處理的選擇 10 5.2 齒輪幾何尺寸的設(shè)計計算 11 5.2.1 按照接觸強度初步設(shè)計齒輪主要尺寸 11 5.2.2 齒輪幾何尺寸的確定 13 5.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 14 第六章 軸的設(shè)計計算 15 6.1 軸的材料和熱處理的選擇 15 6.2 軸幾何尺寸的設(shè)計計算 16 6.2.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設(shè)計軸的最小直徑 16 6.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 16 6.3輸出軸幾何尺寸的設(shè)計計算 21 6.3.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設(shè)計輸出軸的最小直徑 21 6.3.2 輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 22 第七章 軸承、鍵和聯(lián)

4、軸器的選擇 25 7.1滾動軸承的校核計算 25 7.1.1輸入軸承的校核（型號7208C） 25 7.1.2輸出軸承的校核（型號7210C） 26 7.2 鍵的選擇計算及校核 27 7.3聯(lián)軸器的選擇 28 第八章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算 28 8.1 潤滑的選擇確定 28 8.1.1潤滑方式 29 8.1.2潤滑油牌號及用量 29 8.2密封形式 29 8.3減速器附件的選擇確定 29 8.4箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算 30 第一章 緒 論 參考文獻 1、 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》，楊可楨等主編，高等教育出版社。

5、2、 《機械設(shè)計課程設(shè)計》，周元康等主編，重慶大學(xué)出版社《機械制圖》教材 3、 《機械零件設(shè)計手冊》 4、 《工程力學(xué)》教材 第二章 課題題目及主要技術(shù)參數(shù)說明 2.1課題題目 帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。 2.2 主要技術(shù)參數(shù)說明 輸送帶的最大有效拉力F=2800N，輸送帶的工作速度V=1.4m/s，輸送機滾筒直徑D=275 mm。 2.3 傳動系統(tǒng)工作條件 帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷較平穩(wěn)；

6、兩班制（每班工作8小時），要求減速器設(shè)計壽命為8年，大修期為3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。 2.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇 圖1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 第三章 減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關(guān)性能參數(shù)計算 3.1 減速器結(jié)構(gòu) 本減速器設(shè)計為水平剖分，封閉臥式結(jié)構(gòu)。 3.2 電動機選擇 （一）工作機的功率Pw =F*V/1000η=2800×1.4/(1000*1)=3.92kw (η—工作及傳動效率為1) （二）總效率 = =0.95

7、×0.98×0.99×0.98=0.903 （三）所需電動機功率 Pd=Pw=3.92/0.9=4.34 kw 查《機械零件設(shè)計手冊》得 Ped = 5.5 kw 電動機選用 Y100L2-4 電動機額定功率P 5.5kw 電動機滿載轉(zhuǎn)速nm 1440r/min 電動機軸伸出端直徑 38mm 電動機伸出端安裝長度 60mm 3.3 傳動比分配 工作機的轉(zhuǎn)速n=60×1000v/（D）

8、 =60×1000×1.4/(π×275) =97.22r/min i總=nm/nw=1440/97.22=14.810 取 i齒 =4 則 i帶= i總/i齒=14.810/4=3.7025 取高速小齒輪齒數(shù)Z1=20， 大齒輪齒數(shù)Z2=80 3.4 動力運動參數(shù)計算 （一）轉(zhuǎn)速n ==1440（r/min） =/=/=1440/3.7=389（r/min） =/=389/4=97（r/min） ==97（r/min）

9、 (二)功率P P1=P=5.5×0.95=5.23 kw P2=P1=5.23×0.98=5.12 kw P2=P=5.12×0.99=5.07kw （三）轉(zhuǎn)矩T T1=9550P1/n1=9550×5.23/1440=34.65 N﹒m T2=9550P2/n2=9550×5.12/398=135.84 N﹒m T3=9550P3/n3=9550×5.07/97=499.06 N﹒m

10、 電動機 選用： Y132S-4 i輪=3.7025 =4 計 算 及 說 明 結(jié)果 結(jié)果 將上述數(shù)據(jù)列表如下： 軸號 功率 P/kW N /(r.min-1) / (N﹒m) i 1 5.23 1440 34.652 3.7025 2 5.12 389 135.835 4 3 5.07 97 499/061 第四章 帶輪設(shè)計 1.計算功率Pc 由表13-8 得KA=1.2 Pc=KA×

11、P=1.2×5.5kw=6.6KW 2.選擇V帶型號 Pc=6.6KW n1=1440r/min 選擇A型普通V帶 3.求大小帶輪基準(zhǔn)直徑 d1、d2 由表13-9 應(yīng)不小于75 取d1=125mm d2=n1n2d1（1-ε）=1440//389×125×（1-0.02）=490mm 由表13-9 取d2=500mm 4.驗算帶速V V=πd1n160×100=3.14×125×144060×100=9.4m/s 帶速在5-25m/s范圍內(nèi) 選擇合適 5.求V帶基準(zhǔn)長度Ld和中心距a 初步選取中心距 a0=1.5（d

12、1+d2）=1.5×（125+500）=937.5mm 取a0=900mm 符合0.7（d1+d2）

13、 =1.90KW 由i=d2d1（1-ε）=900125×1-0.02=4.1 查表13-5得 ?P0=0.16KW 由α=1560 查表13-7得Kα=0.94 查表13-2得 KL=1.06 Z=PcP0+?P0KdKl=3.61.05+0.16×0.93×1.06=2.98 取z=3根 8.求作用在帶輪軸上的壓力FQ 查表13-1得 q=0.1kg/m 單根V帶的初拉力： F0=500PcZV2.5Kα-1+qv2 =500×6.63×9.42.50.94-1+0.1×9.42=203 N 作用在軸上的壓力：

14、FQ=2ZF0sinα12=2×3×203×sin15602N=1191N 第五章 齒輪的設(shè)計計算 5.1 齒輪材料和熱處理的選擇 小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度250HBS 大齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度200HBS 5.2 齒輪幾何尺寸的設(shè)計計算 5.2.1 按照接觸強度初步設(shè)計齒輪主要尺寸 （1）由《機械零件設(shè)計手冊》查得 σHlim1=600MPa σHlim2=550MPa SH = 1 σFE1=460 MPa σFE2= 410MPa SF = 1.25

15、 σF1=σFE1/ SF= 460/1.25=368MPa σF2=σFE2/ SF= 410/1.25=328MPa σH1=σHlim1/ SH = 600/1 =600 MPa σH2=σHlim2/ SH = 550/1 =550 MPa （2）按接觸強度設(shè)計： a≥(u﹢1) 3(335σH)2 K*T2φd*u 由已知得：T2=135.835 N﹒m 載荷系數(shù)：k=1.2 (表11-3) φd=1.2 (表11-6) a≥(u﹢1) 3(335σH)2 K*T2φd*u

16、=(4﹢1) 3(335550)2 1.2×135.8351.2×4 =143.86 取 a=155 初選螺旋角：β=150 模數(shù)：Mn=2a﹒cosβz1+z2 =2*155﹒cos15020+80=2.99 ?。篗n=3 校核螺旋角：β=cos-1[Mn*（z1+z2）2*a]=cos-13*（20+80）2*155 =14°35'33″ （3）驗算彎曲強度： 校核公式：σF=2k·T2·YFaYSab·Mn2·z1≤σF 計 算 及 說 明 結(jié)果 齒形系數(shù)：（查圖11-8）得： YFa1=2.93 YFa2=

17、2.25 YSa1=1.57 YSa2=1.77 d1=mZ1/cosβ=60 b=φd1=1.2*60=72取b2=75mm,b1=80mm σF1=2k·T2·YFaYSab·Mn2·z1=149Mp<σF1=368MPa 同理， σF2=129MPa<σF2=328MPa 所以彎曲強度符合要求。 （4）齒輪的圓周速率：V=πd1n160×100=πMn·Z1cosβ·38960×100=1.17 m/s 對照表11-2，選8級精度制造合適。 5.2.2 齒輪幾何尺寸的確定 由《機械零件設(shè)計手冊》得 h*a =1 c* = 0.25 法面模數(shù)

18、 Mn 螺旋角 β 14°35′33″ 法面壓力角 an 20° 分度圓直徑 d1 60.0 mm d2 240.0mm 齒頂圓直徑 da1=d1+2 h*a·Mn 在此處鍵入公式。 66mm da2=d2+2 h*a·Mn 246 mm 齒根圓直徑 df1=d1+2 h*f·Mn 52.5 mm df2=d2+2 h*f·Mn 在此處鍵入公式。 232.5 mm 中心距 a =Mn*(z1+z2)cosβ 155mm 齒 寬 b2=b 75 mm b1=b2+(5~10) 80 mm 5.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （

19、1）小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)， （2）大齒輪采用平腹板鑄造結(jié)構(gòu)大齒輪的有關(guān)尺寸計算如下： 軸孔直徑： d=60 輪轂直徑： =1.6d=1.6×60=96 D0=df2-2=252.5-16=216mm 輪轂長度： L=(1.2~1.5) d =72 mm 輪緣厚度 ： δ0 = (2.5～4)mn =7.5(mm) 取 =8mm 輪緣內(nèi)徑 ： =0.25（D0+）=156mm 分布孔徑： d1=0.25（D0-）=0.25×（216-96）=30mm 腹板厚： C=0.2b2=15mm 齒輪倒角 ： n=0.5mn

20、=0.5×3=1.5 第六章 軸的設(shè)計計算 6.1 軸的材料和熱處理的選擇 由《機械零件設(shè)計手冊》中的圖表查得 選45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB217～255HBS =650MPa =360MPa =280MPa 6.2 軸幾何尺寸的設(shè)計計算 6.2.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設(shè)計軸的最小直徑 查表14-2，取C=115 從動軸d=C=115×35.1205360 =27.86 mm 考慮軸上有鍵槽，將直徑增大5％.則 d1=27.86×（1+5％）=29.25mm 考慮到帶輪結(jié)構(gòu)，取 d1=30mm 6.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）

21、軸上零件的定位、固定和裝配： 單機減速器可將此輪安排在箱體中央，相對與兩軸承對稱分布，小齒輪直徑較小，可以直接鑄造在軸上，做出齒輪軸。根據(jù)軸上零件的定位、裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設(shè)計為階梯軸。 （2）確定軸各段直徑和長度 軸承型號 基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 7208C d D B da/min Da/max 40 80 18 47 73 初選用7208C型角接觸球軸承，其內(nèi)徑d=40mm,外徑D=80mm,寬度B=18mm.安裝尺寸da=47mm,Da=73mm. Ι段：d1=40mm 長度取l1=18mm

22、 ∵h=2c c=1.5mm II段:為軸承的軸間，d2=da=47mm 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁的距離為10-13mm，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為29mm， l2=△1+△2 =30 mm III段鑄造鍛：直徑d3=da1=66mm(齒頂圓直徑) L3 為齒輪的寬度l3= 80mm Ⅳ段與II段關(guān)于III段對稱：故直徑d4=47mm l4=29mm Ⅴ段與Ι段關(guān)于III段對稱：直徑d5=40mm. 長度l5=18mm Ⅵ段： 它的設(shè)計是

23、為區(qū)分加工表面，便于軸承裝配，取h=2mm 所以 d6= d5-2*2=36 mm l6=△4+△5 = 57 mm Ⅶ段要求安裝帶輪，且?guī)л啺惭b3根V帶。此段的左邊的階梯作為定位軸肩考慮，查圖11-10，取l7=45mm,L=(1.5 ~2)d d7= d6-2*3=30 mm 軸的總長度L= l1+ l2 +l3+ l3+ l4+ l5 +l6+ l7=276mm. (3)按彎矩復(fù)合強度計算 已知：分度圓d=60mm,轉(zhuǎn)矩T2=135.835Nm,軸向力Fa=Fttanβ=1213.2N 圓周力Ft

24、=2T2/d=4527.83N 徑向力Fr=Fttanβ/cosβ=1706.1N. 因為兩軸承對稱分布，所以 L1=L2=78mm L3=88.5 mm 由帶輪設(shè)計已知 FQ=1191 N 軸的受力分析如下圖: ① 垂直面支座反力 FAy=Fr·L1-Fa·d32L =1706.13×78-1213.2×30156N = 619.7 N FBy=Fr-FAy=1086.4N ② 水平面支撐反力 FZA=FZB=Ft/2=2263.9 N ③ FQ在支撐點產(chǎn)生的反

25、力 FQA=FQ×L3 L1+L2=1191×88.5156N=675.66N FQB=FQ+FQA=1191+675.66=1866.67 N 外力FQ作用方向與帶傳動的布置有關(guān)，在具體布置尚未確定時，按最不利因素考慮。 ④ 算垂直面的彎矩圖： My= FBy×L2=1086.47×78/1000=84.7392N·m My'= FAy×L1=619.7×78/1000=48.3366N·m ⑤ 計算水平面的彎矩 Mz=FZA×L1=2263.9×78/1000=176.5842 N·m ⑥ FQ產(chǎn)生的彎矩 MQ=FQ×L3=1191×88.5/1000=105.4

26、035 N·m 在a-a截面上，F(xiàn)Q產(chǎn)生的彎矩為 MAQ=FQA×L1=675.66×78/1000=52.7015 N·m ⑦ 求合成彎矩 考慮到最不利因素，所以 M =MAQ+My2+Mz2=52.7015+84.73922+176.58422=248.565 N·m M' =MAQ+My'2+Mz2=52.7015+48.33662+176.5842=235.78 N·m ⑧ 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩： T =Ft×d32=135.8349 N·m ⑨ 從彎矩圖可知，a-a截面最危險,按脈動循環(huán)應(yīng)變力a=0.6 Me=M 2+(aT)2 = 248.565 2+(0.6

27、×135.8349)2=261.585 N·m 所以 δe=MeW = 10.1×603Me=13.04MPa＜[σ-1b]=60MPa 故選擇符合要求 6.3輸出軸幾何尺寸的設(shè)計計算 6.3.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設(shè)計輸出軸的最小直徑 由《機械零件設(shè)計手冊》中的圖表查得 選40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241～286HBS 查表14-2，取C=98 從動軸d =C=98×35.120597 =36mm 考慮軸上有鍵槽，將直徑增大5％.則 d1=36×（1+5％）=37.8 mm 考慮到聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)，取 d =38 mm 6.3.2 輸

28、出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）輸出軸上零件的定位、固定和裝配： 單機減速器可將此輪安排在箱體中央，根據(jù)軸上零件的定位、裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，輸出軸設(shè)計為階梯軸。齒輪相對與兩軸承對稱分布，齒輪左邊用軸肩定位，右手用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位。 （2）確定輸出軸各段直徑和長度 初選軸承7210C角接觸軸承 軸承型號 基本尺寸 安裝尺寸 7210C d D B da/min Da/max 50 90 20 57 83 Ⅰ段：因為選擇聯(lián)軸器HL3J型 （表6.8） 所以取

29、 d1=38mm l1= B1 =60mm Ⅱ段：它的設(shè)計是為區(qū)分加工表面，便于軸承裝配，取h=2mm 所以: d2= d1+2h=42 mm l2=△1+△2 =60 mm Ⅲ段：d3=d=50mm 長度為軸承的寬度 ： l3= B2=20 mm Ⅳ段：為軸承軸肩，考慮齒輪內(nèi)端面和箱體內(nèi)壁之間的距離為10—13 mm,通過密封蓋軸端長應(yīng)根據(jù)封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器與箱體外壁有一段距離。所以 d4=da=57mm

30、 l4=20.5mm Ⅴ段：由圖14-10 d5= d6+2×7=74mm l5 =B3=10 mm Ⅵ段：其直徑為齒輪的內(nèi)徑 所以 d6=60 mm l6=B4-△5 = 75 mm （參考齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計） Ⅶ段：其與軸三對稱，所以 d7= d3=50mm l7=△5+△6+△7+B5=50.5mm 所以 軸的總長度L= l1+ l2 +l3+ l3+ l4+ l5 +l6+ l7=278mm （3）按彎矩復(fù)合強度計算： 已知 分度圓直徑 d = 240 mm 轉(zhuǎn)矩 T3=499.061 N·

31、m 所以 圓周力：Ft=2T3/d =4148.8N 軸向力：Fa=Ft×tanβ=1114.3 N 徑向力：Fr=Fttanα/cosβ=4158.8×tan20°/cos15° =1567.1 N 軸的受力分析如下圖: ① 垂直面支座反力 FAy=Fr·L1-Fa·d 2L =1567.1×78-1114.3×120156 = 73.6 N FBy=Fr+FAy=1640.7 N ② 水平面支撐反力 FZA=FZB=Ft/2=2079

32、.4 N ③ 算垂直面的彎矩圖My= FBy×L2=1640.7×78/1000=127.97N·m My'= FAy×L1=73.6×78/1000=5.74N·m ④ 計算水平面的彎矩 Mz=FZA×L1=2079.4×78/1000=162.19N·m ⑤ 求合成彎矩 考慮到最不利因素，所以 M =My2+Mz2=206.6 N·m M' =My'2+Mz2=162.3N·m ⑥ 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩： T =Ft×da2=4158.8×120/1000=499.1 N·m ⑦ 從彎矩圖可知，a-a截面最危險,按脈動循環(huán)應(yīng)變力a=0.6 Me=M 2+(aT)2

33、 = 206.6 2+(0.6×499.1)2=363.8 N·m 所以 δe=MeW = 10.1×603Me=16.84Mpa <δ-1b = 75Mpa 符合要求。 第七章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 7.1滾動軸承的校核計算 7.1.1輸入軸承的校核（型號7208C） 作用在軸承上的徑向力 A處 FrA=FAZ2+FAY2=2263.92+619.72 =2347.2N B處 FrB= FBZ2+FB

34、Y2=2263.92+1086.42 =2511.1 N 作用在軸承上的軸向力 A處 FSA=eFrA=0.47×2347.2=1103.2N B處 FSB=eFrB=0.47×2511.1=1180.2N 又已知 FA=1312.2 N ∴ A松段 FaA=FSA=1180.2 N B緊段 FaB=FA+FSA=2393.4 N ∴ PA=0.44FrA+1.19FaA=0.44×2347.2+1.19×1180.2=2437.2N PB=

35、0.44FrB+1.19FaB=0.44×2511.1+1.19×2393.4=3953.0N 取 f1=1 ，fP=1.2 ε=3 表16-8、16-9 由 ∵ C=30.5kN (附表1) ∴L1=10660nf1CPBε=10660×3601×30.5×10001.2×39533=18190 h ∵ 軸承的設(shè)計壽命為3年，雙班工作， 即 L=3×16×365=17520 h L1>L ∴軸承使用壽命符合條件。 7.1.2輸出軸承的校核（型號7210C） 作用在軸承上的徑向力： A處 FrA=FAZ2+FA

36、Y2=2079.42+73.62 =2080.7N B處 FrB= FBZ2+FBY2=1692.52+1659.22 =2648.7 N 作用在軸承上的軸向力 A處 FSA=eFrA=0.42×2080.7=873.9N B處 FSB=eFrB=0.42×2648.7=1112.45N 又已知 FA=1114.3 N ∴ A松段 FaA=FSA=1112.45 N

37、 B緊段 FaB=FA+FSA=2226.8N ∴ PA=0.44FrA+1.3FaA=0.44×2080.7+1.3×1112.45=2361.6N PB=0.44FrB+1.3FaB=0.44×2648.7+1.3×2226.8=4060.3N 取 f1=1 ，fP=1.2 ε=3 表16-8、16-9 由 ∵ C=42.8kN (附表1) ∴L1=10660nf1CfP·PBε=10660×971×42.8×10001.2×4060.33=108489 h ∵ 軸承的設(shè)計壽命為8年，雙班工作， 即 L=8×2×365×8=

38、46720 h L1>L ∴軸承使用壽命符合條件。 7.2 鍵的選擇計算及校核 （一）主動軸外伸端d=25mm，故選鍵8×7 GB/T1096—2003， b=8mm，L=30mm，h=7mm， 選45號鋼，其許用擠壓力=100MPa ====63.8 MPa < 則強度足夠，合格 （二）與齒輪聯(lián)接處d=60mm，選鍵18×11 GB/T1096—2003，b=18mm，L=60mm，h=11mm，選45號鋼，其許用擠壓應(yīng)力=100MPa ====41.9 MPa < 則強度足夠，合格 7.3聯(lián)軸器的選擇 由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方

39、便及經(jīng)濟問題，選用彈性注銷聯(lián)軸器 K=1.3 =9550 K P3/n3 =9550×1..3×5.069/97 =628.8 N﹒m 選用HL3型彈性注銷聯(lián)軸器，公稱尺寸轉(zhuǎn)矩=630，< 采用J型軸孔，TL3型彈性套住聯(lián)軸器有關(guān)參數(shù)： 型號 公稱 轉(zhuǎn)矩T/(N·m) 許用 轉(zhuǎn)速 n/r· 軸孔 直徑 d/mm 軸孔 長度 L/mm 軸孔 類型 HL3 630 5000 38 60 J型 第八章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算 8.1 潤滑的選擇確定 8.1.1潤滑方式 1.

40、齒輪V=1.2＜＜12 m/s選用浸油潤滑 2.軸承采用潤滑脂潤滑 8.1.2潤滑油牌號及用量 1.齒輪潤滑選用150號機械油，最低～最高油面距10～20mm，需油量為1.5L左右 2.軸承潤滑選用2L—3型潤滑脂，用油量為軸承間隙的1/3～1/2為宜 8.2密封形式 1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 2.觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封 3.軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應(yīng)的軸承外部軸的外伸端與透蓋的間隙，由于V<3（m/s），故選用半粗羊毛氈加以密封 4.軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封

41、，防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi)部 8.3減速器附件的選擇確定 名稱 功用 數(shù)量 材料 規(guī)格 螺栓 安裝端蓋 12 Q235 M6×16 GB 5782—1986 螺栓 安裝端蓋 24 Q235 M8×25 GB 5782—1986 銷 定位 2 35 A6×40 GB 117—1986 墊圈 調(diào)整安裝 3 65Mn 10 GB 93—1987 螺母 安裝 3 M10 GB 6170—1986 油標(biāo)尺 測量油 面高度 1 組合件 通氣器 透氣 1 8.4箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算 名稱 符

42、號 具體尺寸mm 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱體凸緣厚度 、、 b=12 b1=8 b2=20 加強肋厚 、 m=6.8 m1=6.8 地腳螺釘直徑 18 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 14 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑 10 軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑和數(shù)目 、n =8、 n=4 軸承蓋（軸承座端面）外徑 135 觀察孔蓋螺釘直徑 6 、、至箱體外壁距離；、至凸緣邊緣距離 、 20、18 軸承旁凸臺高度和半徑 h、 18 箱體外壁至軸承座端面距離 48 一個

43、人在兩星期內(nèi)完成這次設(shè)計不可謂不艱辛，然而，我卻從這兩星內(nèi)學(xué)到了許多大三、大四都沒來得及好好學(xué)的關(guān)鍵內(nèi)容，而且在實踐中運用，更是令我印象深刻，深切體會到機械這門課程并非以前所想像的那樣紙上談兵。所有理論、公式都是為實踐操作而誕生的。 慶幸自己終于認(rèn)真獨立地做了一次全面的機械設(shè)計，真的，從中學(xué)到了很多很容易被忽視的問題、知識點，甚至還培養(yǎng)了自己的耐心細(xì)心用心的性格。從一頁頁復(fù)習(xí)課本，一次次計算數(shù)據(jù)，一遍遍修改草圖，一遍遍打印裝配圖，這些都是我從來未曾獨立做過的。確定電動機傳動方案，選擇聯(lián)軸器又費了番功夫，軸和齒輪更使我翻爛了《機械設(shè)計》……我想，這對于以后的工作肯定有莫大的幫助。 最后，感謝所有幫助過的老師、師兄和同學(xué)們。 33