机械设计二级减速器课程设计

计算过程 1题目及总体方案分析 结果 1题目：设计一个带式输送机用减速器 条件：带式输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载启动， 室内工作有粉尘，使用期限15年，大修期3年，动力源为三相 交流电，小批量生产，输送速度准许误差为5%。输送工作拉 力F=2800N，输送速度v=0.9m/s，卷筒直径D=260mm。 2传动装置总体设计： 1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2.特点：齿轮相关于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均 匀，要求轴有较大的刚度。 3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置 在高速级。其传动方案如下： Iη2 η3 II η1η5 Pw Pd IIIη4IV 2电动机的选择 2.1电动机输出功率确实定 〔1〕确定各级传动效率并计算总效率---查机械设计课程设计 表2-10 1 2 38 5— 讲明：－电机至工作机之间的传动装置的总效率： 421•2•3•4•5 0.960.9940.9820.990.960.842 〔2〕工作机卷筒上所需功率Pw 0.842 F•v28000.9Pw2.52 10001000Pw2.52 （3）电动机所需输出的功率为： Pw2.52P2.993kW 电0.842P电2.993KW4 100060v执行机构的曲曲折折曲曲折折折折柄转速为n＝＝ Dn66.11rmin 1000600.9＝r/min 260 经查表按推举的传动比合理范围，V带传动的传动比i1＝2～4， 二级圆柱齿轮减速器传动比i２＝8～40，那么总传动比合理范围 为ia＝16～160，电动机转速的可选范围为： nd＝ia×n＝〔16～160〕×＝r/min 按电动机的额定功率Pm，要满足Pm≥Pd以及综合考虑电动机 和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为Y132S-4的三相异步电动机，额定功率Pm为5.5kw， 满载转速nm1440r/min。 nm1440rmin 3分配传动比 〔2〕分配传动装置传动比：iai0i式中，i0,i分不为带传动和 减速器的传动比。为使V带外廓尺寸不致过大，初步取i02.2 〔实际的传动比要在V带设计时，由选定大小带轮标准直径之i比计算〕，那么减速器的传动比： ia9.901 i0n144021.783 〔1〕总传动比iamn66.11i21.783ia9.901 i02.2〔3〕分配减速器的各级传动比。 两级齿轮减速器，应按照高速级和低速级的大齿轮浸进油中深度大致相近的条件进行传动比分配，这就要求两个大齿轮直径相近。因为低速级齿轮中心距大于高速级齿轮中心距，故必须使i高i低，故取：i高1.3i低 i高1.3i低 i高3.588i低2.76 i低2.76 4.计算传动装置的运动和动力参数 各轴转速 减速器传动装置各轴转速为 电动机轴：n01440r/min各轴从高速轴至低速轴依次编号n655r/min为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。 i高3.588高速轴Ⅰ：nnm1440655r/min i02.2n183r/min n66r/min n卷筒66/min n655183r/min 中间轴Ⅱ：ni高3.588低速轴Ⅲ：nn18366r/min i低2.76 P05.5kW卷筒轴：n卷筒n66r/min 各轴输进功率 电机轴：P0Pm5.5kW Ⅰ轴：PP0•15.50.965.28kW Ⅱ轴：PP•2•35.280.990.985.123kW Ⅲ轴：PP•2•35.1230.990.984.97kW p5.28KWP5.123KWP4.97KWP卷筒4.72KW 各轴输进转矩T(N•m) 卷筒轴：P卷筒P•4•54.970.990.964.72kW T036.48N•m 电动机输出转矩： T09550Pm5.5955036.48N•m nm1440 T76.98N•m Ⅰ轴输进转矩： T9550P5.28955076.98N•m n655 T267.35N•m Ⅱ轴输进转矩： T9550P5.1239550267.35N•m n183 T719.14N•m Ⅲ轴输进转矩： T9550P4.979550719.14N•m n66 T卷682.97N•m 卷筒轴输进转矩： T卷9550P卷4.729550682.97N•m n卷665设计减速器齿轮 5.1高速级齿轮设计 因传递功率不大，转速不高，选用软齿面齿轮传动。齿轮选用便于制造且价格廉价的材料，小齿轮：40Cr〔调质〕，硬度为260HBS；大齿轮：45钢〔调质〕，硬度为230HBS，二者材料硬度差为30HBS；1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1〕由条件知，选用直齿圆柱齿轮传动； 2〕选择精度等级:带式输送机为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用7级精度； 3〕选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度 z1=24 z2=87 4)选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=243.588=86.112，取 z2=87。 2按齿面接触强度计算 KtT1u1ZE3 d1t2.32du[H]（1）确定公式内的各计算数值 2Kt T17.698104Nmm1〕初选载荷系数Kt； 2〕小齿轮传递转矩 d=1 ZEMPa 12T19.55106P15.289.551067.698104NmmN·mm 655n1123）选取齿宽系数d由表8—7，选齿宽系数d=1。 4〕弹性系数ZE由表8—6，查取弹性系数ZEMPa。 5〕按齿面硬度查得小齿轮的接触疲乏强度极限Hlim1=710MPa；大齿轮的接触疲乏强度极限Hlim2=590MPa。 6〕计算应力循环次数N1、N2 N160n1jLh606551(2836515)3.443109 Hlim1710MPaHlim2590 MPa N13.443109N29.596108 KHN1 KHN2 3.443109N29.596108 3.588[H]1667.4MPa[H]2566.4MPa7〕接触疲乏强度寿命系数，由图8—19查取接触疲乏强度寿命系数 KHN1＝0.94；KHN2＝0.96。 8）计算接触疲乏许用应力 取失效概率为1%，平安系数S=1； K0.94710[H]1HN1lim1667.4MPaMPa S1K0.96590[H]2HN2lim2566.4MPaMpa S1H1H2 566.4MPa d1t56.396mm 取[H]＝[H2]＝5MPa 〔2〕计算 1〕试算小齿轮分度圆直径 vt2.093m/s 2KTu1ZEd1t2.323t1du[H]41.37.695104.588189.82.32356.396mm 13.588566.42 2）计算圆周速度vt3）计算齿宽b。 d1tn16010003.1456.3966552.093m/s mt2.35mm601000h5.29mm b=dd1t156.396mm56.396mm 4）计算齿宽与齿高之比模数mtb hb10.66 h d1t56.3962.35mm z124Kv KHKF1齿高h2.25mt2.252.355.29mm b56.39610.66 h5.295）计算载荷系数。 KA＝1 KH1.421 依据v=2.093m/s，7级精度，由图10—8，动载系数Kv＝1.08； K1.535 直齿轮，KHKF1 由表10—2查取使用系数KA＝1； 由表10—4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布d159.608mm置时，KH1.421。 b 由10.66，KH1.421查图10—13得KF1.38，故载荷系hm2.484数 mmKKAKVKHKH11.0811.4211.535 6）按实际的载荷系数校正所算得小齿轮分度圆直径 3K1.535 56.39659.608mm d1d1t31.3Kt 7）计算模数m d59.608 m12.484mm z124FE1590MPa3按齿根弯曲曲折折曲曲折折折折强度设计 FE2420MPa由式(10-5)得弯曲曲折折曲曲折折折折强度的设计公式为 2KT1YFaYSam32dz1[F] （1）确定公式内的各计算数值 1〕由图10-20c查得小齿轮的弯曲曲折折曲曲折折折折疲乏强度极限FE1590MPa；大齿轮的弯曲曲折折曲曲折折折折疲乏F1383.5MPaF2279MPa 强度极限FE2420MPa 2〕由图10-18查得弯曲曲折折曲曲折折折折疲乏寿命系数 K1.49 KFN10.91,KFN20.93 YFa12.65 YFa22.206 YFa11.58 3〕计算弯曲曲折折曲曲折折折折疲乏许用应力 取弯曲曲折折曲曲折折折折疲乏平安系数S=1.4，得 F1KFN1FE10.91590383.5MPaF2S1.4K0.93420FN2FE2279MPaS1.4 YFa21.777 m1.78mm 4）计算载荷系数 KKAKvKFKF11.0811.381.49 5）查取齿形系数 由表10-5查得YFa12.65;YFa22.206 6）查取应力校正系数 由表10-5查得YFa11.58;YFa21.777 YY7〕计算大、小齿轮的FaSa，并加以比立 [F]YFa1YSa1F12.651.580.010918383.52.2061.7770.014050279YFa2YSa2 Z124 Z290 d160mm d2225mm F2大齿轮的数值大 （2）设计计算 421.497.69810m30.01405mm1.78mm 2124比照计算的结果，由齿面接触疲乏强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲曲折折曲曲折折折折疲乏强度计算的法面模数，取已可满足弯曲曲折折曲曲折折折折强度。但为了同m2.5mm，时满足接触疲乏强度，需按接触疲乏强度算得的分度圆直径d159.608mm来计算应有的齿数。因此由 z1d159.60823.84 m2.5 a142.5mm b60mm 取z124， 大齿轮齿数z2uz13.5882486.112 取整z290。 4几何尺寸计算 〔1〕计算大、小齿轮的分度圆直径 B165mm B260mm 230 60 d1z1m242.5mm60mmd2z2m902.5mm225mm 〔2〕计算中心距 dd260225a1mm142.5mm 22〔3〕计算齿轮宽度 bdd1160mm60mm 圆整后取B165mm,B260mm 5齿轮的结构设计 小齿轮1由于直径较小,设计为实心齿轮。 大齿轮结构尺寸如下表 代号 结构尺寸计算公式 结果/mm 模数 mn2.5 分度圆直径 齿顶圆直径 d2 *da2d22hamn 225 =225+212.5=230 齿根圆直径 df2d22h*fmn 225-21.252.5 中心距 齿宽 轮毂处直径D1 轮毂轴向长L a(d1d2)/2 B1 80 D11.6d1.65080 L(1.2~1.5)d 1.5406060 倒角尺寸n n0.5mn0.52.51.25 齿根圆处厚度0 0(2.5~4)mn32.57.5 腹板最大直径D0 D0df220218.7527.5203.75 板孔分布圆直径D2 D20.5(D0D1)0.5(203.7580)142.875 板孔直径d1 d10.25(D0D1)0.25(203.7580)30.94 z124 z267 腹板厚C 18 C0.3b20.36018 因传递功率不大，转速不高，选用软齿面齿轮传动。齿轮选用便于制造且价格廉价的材料，小齿轮：40Cr〔调质〕，硬度为 260HBS；大齿轮：45钢〔调质〕，硬度为230HBS，二者材料硬 度差为30HBS；1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1〕由条件知，选用直齿圆柱齿轮传动； 2〕选择精度等级:带式输送机为一般工作机器，速度不高，故 齿轮选用7级精度； 3〕选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度 4)选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=242.76=66.24，取T12.673105z2=67。 2按齿面接触强度计算 Nmm2 d1t2.323KtT1u1ZE du[]Hd=1 ZE189.8MPa12（2）确定公式内的各计算数值 1〕初选载荷系数Kt； Hlim1710MPa2）小齿轮传递转矩 Hlim2590MPaP5.1232.673105Nmm T19.551019.55106183n16 N19.618108N23.4851083〕选取齿宽系数d由表8—7，选齿宽系数d=1。 4〕弹性系数ZE由表8—6，查取弹性系数ZEMPa。 大齿轮的接触疲乏强度极限Hlim2=590MPa。 6〕计算应力循环次数N1、N2 N160n1jLh601831(2836515)9.618108 125〕按齿面硬度查得小齿轮的接触疲乏强度极限Hlim1=710MPa； KHN1 KHN2 H1674.5MPa9.618108N23.485108 2.767〕接触疲乏强度寿命系数，由图8—19查取接触疲乏强度寿命系数 KHN1＝0.95；KHN2＝0.96。 H2566.4MPa H1H2566.4MPa d1t87.23 9）计算接触疲乏许用应力 取失效概率为1%，平安系数S=1； [H]1KHN1lim10.95710674.5MPaMPa S1KHN2lim20.96590566.4MPaMpa S1 [H]2 vt0.835m/s 取[H]＝[H2]＝5MPa 〔2〕计算 1〕试算小齿轮分度圆直径 KTu1ZEd1t2.323t1du[H]2 b87.23mm 251.32.673103.76189.82.32387.23mm 12.76566.4mt3.63mm 3.1487.231830.835m/s 4）计算圆周速度vt6010006010005）计算齿宽b。 d1tn1b=dd1t187.23mm87.23mm h8.168mm b10.68 h 5）计算齿宽与齿高之比b hKv1.04 d87.233.63mm 模数mt1tz124KHKF1 KA1 齿高h2.25mt2.253.638.168mm b87.2310.68 h8.1686）计算载荷系数。 KH1.429 KF1.32 K1.486 依据v=0.835m/s，7级精度，由图10—8，动载系数Kv＝1.04； 直齿轮，KHKF1 由表10—2查取使用系数KA＝1； 由表10—4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH1.429。 由 d191.21mm m3.8mm b10.68，KH1.429查图10—13得KF1.32，故载荷系h 数 KKAKVKHKH11.0411.4291.486 7）按实际的载荷系数校正所算得小齿轮分度圆直径 d1d1t3K87.23Kt31.48691.21mm 1.38）计算模数m d91.21m13.8mm z124FE1600MPaFE2480MPaKFN10.93 KFN20.95 3按齿根弯曲曲折折曲曲折折折折强度设计 由式(10-5)得弯曲曲折折曲曲折折折折强度的设计公式为 m32KT1YFaYSadz12[F] F1398.6MPa（2）确定公式内的各计算数值 1〕由图10-20c查得小齿轮的弯曲曲折折曲曲折折折折疲乏强度极限FE1600MPa；大齿轮的弯曲曲折折曲曲折折折折疲乏F2325.7MPa强度极限FE2480MPa 2〕由图10-18查得弯曲曲折折曲曲折折折折疲乏寿命系数 K1.373 KFN10.93,KFN20.95 3〕计算弯曲曲折折曲曲折折折折疲乏许用应力 取弯曲曲折折曲曲折折折折疲乏平安系数S=1.4，得 YFa11.58 YFa21.721 F1KFN1FE10.93600398.6MPaS1.4F2KFN2FE20.95480325.7MPaS1.4 5）计算载荷系数 KKAKvKFKF11.0411.321.373 m2.48mm 6）查取齿形系数 由表10-5查得YFa12.65;YFa22.252 7）查取应力校正系数 由表10-5查得YFa11.58;YFa21.721 7〕计算大、小齿轮的YFa1YSa1YFaYSa，并加以比立 [F]F12.651.580.0105042398.62.2521.7210.0118995325.7YFa2YSa2 z127 z280 F2大齿轮的数值大 （3）设计计算 21.3732.673105m0.0118995mm2.48mm 21243 比照计算的结果，由齿面接触疲乏强度计算的法面模数m大于 由齿根弯曲曲折折曲曲折折折折疲乏强度计算的法面模数，取 已可满足弯曲曲折折曲曲折折折折强度。但为了同 m3.5mm，时满足接触疲乏强度，需按接触疲乏强度算得的分度圆直径 d194.5mm d2280mm d159.608mm来计算应有的齿数。因此由 z1d191.2126.06 m3.5取z127， 大齿轮齿数z2uz12.762774.52 取整z280。 a187.25mm b94.5mm 4几何尺寸计算 〔1〕计算大、小齿轮的分度圆直径 B1100mm B294.5mm d1z1m273.5mm94.5mmd2z2m803.5mm280mm 〔2〕计算中心距 dd294.5280a1mm187.25mm 22〔3〕计算齿轮宽度 bdd1194.5mm94.5mm 95 96 80 圆整后取B1100mm,B295mm 5齿轮的结构设计 小齿轮3设计为实心齿轮。 大齿轮4结构如下 代号 结构尺寸计算公式 结果/mm 模数 mn3.5 分度圆直径 齿顶圆直径 d4 da4d42hmn *a280 287 =280+213.5 =287 齿根圆直径 df4d42h*fmn 280-21.253.5 中心距 齿宽 轮毂处直径D1 轮毂轴向长L a(d4d3)/2 B1 D11.6d1.66096L(1.2~1.5)d 1.56080n0.5mn0.53.51.75倒角尺寸n 齿根圆处厚度0 0(2.5~4)mn33.510.5 腹板最大直径D0 D0df220271.25210.5 250.25 板孔分布圆直径D2 D20.5(D0D1)0.5(250.2596)173.125 板孔直径d1 d10.25(D0D1)0.25(250.2596)38.56 KA1.2 腹板厚C C0.3b20.39528.5 Pca6.6kw Pc6.6kw v7.536m/s 6带传动设计 1确定计算功率Pca 查机械设计课本表8-7选取工作情况系数：KA＝1.2 Pca＝KA×P×5.5＝6.6kw 2选择Ｖ带的带型 依据Pca＝6.6kw，＝1.2,查课本图8-11选用带型为A型带。 dd2224mm 3KA确定带轮基准直径dd并验算带速 1〕初选小带轮的基准直径dd1 查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径dd1＝100mm。 验算带速 601000601000因为5m/sv30m/s，故带速适宜。 2〕计算大带轮的基准直径 a0486mm v＝dd1nm＝10014407.536m/s 大带轮基准直径dd2＝i1dd1×100＝220mm， 式中i1为带传动的传动比，圆整为dd2＝224mm。 确定V带的中心距a和带的基准长度Ld （dd1dd2）（dd1dd2）≤a0≤2，因此初选带传动的中心距a0 a542mm 为： （dd1dd2）＝486mm a02（dd）d1d2因此带长为：Ld0=2a0（dd1dd2）≈1489mm 24a0 查课本表8-2选取v带基准长度Ld＝1600mm，传动的实际中心 距近似为： LdL'd≈542mm a≈a0+2中心距的变化范围为518～590mm。 3〕验算小带轮上的包角1  dd2dd1180oo≈≥90，包角适宜。 1180162.94a 4〕计算带的根数z 因dd1, 那么查课本表8-4a、表8-4b,并由内插值法得单根一般V带的Z5 全然额定功率 P0＝1.31kw，额定功率增量P0＝0.17kw。 查课本表8-2得带长修正系数KL＝0.99。 查课本表8-5,并由内插值法得小带轮包角修正系数K＝0.96， 因此 F0min145N 1.25.5PKAPZ＝ca＝4.69故＝ 1.320.170.960.99Pr(P0P0)KKL取5根。 5〕计算单根V带的初拉力的最小值（Fo）min 查课本表8-3可得V带单位长度的质量q＝0.10kg/m,故: 单根一般Ｖ带张紧后的初拉力为 FPmin1437.6N dd1100mmdd2224mm Pca2.54.85002.522F500(1)qv(1)0.17.17158.80N＝＝145N （Fo）0minzvk57.170.96 6〕计算压轴力Fp 162.94压轴力的最小值为:＝2＝1437.6N F2zFsin25158.80sin1570.43Nz（FP）（F）p0minomin 2217〕带轮结构 V带由轮缘、轮辐、和轮毂组成。依据V带根数Z＝5， B=100mm 小带轮基准直径dd1＝100mm，大带轮基准直径dd2＝224mm。故 由课本p160图8-14小带轮选择腹板式。大带轮选择孔板式. p25.123kw 轮槽的截面尺寸 槽型 bd/mm hamin/mhfmin/me/mm fmin/m n2183r/min m A 11.0 m 15± m 9 T2267.35Nm38o Ft2376.44N 大带轮宽度:B=(z-1)e+2f=80mm 7减速器轴及轴承、键设计 7.1中间轴以及传动轴承的设计 1.求输出轴上的功率p2，转速n2，转矩T2 Fr864.95N Ft Fr2058.28N'p2＝5.123KWn2＝183r/minT2＝N．m 2.求作用在齿轮上的力 因高速级大齿轮的分度圆直径为d2=180mm Ft＝2T22267.35102376.44N ＝225d23Fr＝Fttann＝×tan20＝N 低速级小齿轮的分度圆直径d1 Ft＝ dmin35.22mm ''FrFttanan5658.2tan202058.28N 3.初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。 B600MPa，[0b]95MPa;[M1b]55MPa依据课本 P361表153，取Ao116，因此得 2T22267.35105658.2N ＝94.5d13 4.轴的结构设计 1〕拟订轴上零件的装配方案〔如图〕 dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ =45mm LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ =47mm ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ 2〕依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 h ①初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用， 应选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并依据dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵd50mm =45mm，由轴承产品名目中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子 轴承30309，其尺寸为d×D×T=45mm×100mm×27.25mm，故 l57mm LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=27+20=47mm。 PP5.123dmin＝A0312＝116×335.22mm nn18312两端滚动轴承采纳套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型dⅢ-Ⅳ=55mm LⅢ-Ⅳ=90mm 轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒 右侧的高度为4.5mm。 dⅣ-Ⅴ=50mm ②取安装大齿轮出的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ-Ⅲ=50mm；齿轮的左端 与左端轴承之间采纳套筒定位。齿轮毂的宽度为60m，为了使 套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅡ-ⅢLⅣ-Ⅴ＝97mm ＝57mm。 ③为了使大齿轮轴向定位，取dⅢ-Ⅳ=55mm，又由于考虑到与高、 低速轴的配合，取LⅢ-Ⅳ=90mm。 ④取安装小齿轮出的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=50mm；齿轮的右端 与右端轴承之间采纳套筒定位。齿轮毂的宽度为100m，为了使 套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取LⅣ -Ⅴ＝97mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3〕轴上零件的轴向定位 大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm×9mm×70mm，为了保 证齿轮与轴配合有良好的对中性，应选齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处 选轴的直径尺寸公差为m6。 4〕确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角1.245，各圆角半径见图 轴段编号 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ 总长度 5求轴上的载荷 首先依据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。关于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm。因此，轴的支撑跨距为 L1=56mm，L2=170，L3=76mm。 计算支反力 垂直面支反力〔XZ平面〕 绕支点B的力矩和MBZ0，得 RAZ[Fr(17076)Fr'76]/(5617076)[864.952462058.2876]/302186.58N长度〔mm〕 47 57 90 97 47 直径〔mm〕 45 50 55 50 45 配合讲明 与滚动轴承30309配合，套筒定位 与大齿轮键联接配合 定位轴环 与小齿轮键联接配合 与滚动轴承30309配合 338mm a=21mm L1=56mm L2=170 L3=76mm MBZ0 RAZ186.58NM AZ0 RBZ1379.91N RAY3359.66N 同理，MAZ0，得 RBZ[Fr'(17056)Fr56]/(5617076)[2058.28226864.9556]/3021379.91N ZRBZFrFr'RAZ校核： 1379.91864.952058.28186.580计算无误 水平平面〔XY平面〕 同样，有绕B点力矩和MBY0，得 RAY[Ft(17076)Ft'76]/(5617076)[2376.42465658.276]/3023359.66N RBY4674.94N MCZ10448.48Nmm由MAY0 RBY[Ft'(17056)Ft56]/(5617076)[5658.22262376.456]/3024674.94N MDZ104873.16Nmm MCY188140.96YRBYRAYFtFt'校核： 4674.943359.662376.45658.20计算无误 〔5〕转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图 C处弯矩：MCZRAZ56186.585610448.48Nmm D处弯矩：MDZRBZ761379.9176104873.16Nmm 水平面弯矩 C处弯矩：MCYRAY563359.6656188140.96Nmm D处弯矩：MDYRBY764674.9476355295.44Nmm （6）合成弯矩 C处： 22MCMCZMCY10448.482104873.162105392.36NmmNmmMDY355295.44Nmm MC105392.36Nmm MD402034.66Nmm T2267350Nmm aT1155063Nmm D处： MDM 2DZM2DY188140.96355295.44402034.66NmmNmm 22M'C187488.88（7）转矩及弯矩图 T2267350Nmm M'D430901.85Nmm（8）计算当量弯矩、绘弯矩图 应力校正系数a[1b]/[0b]55/950.58 aT10.58267350155063Nmm dc32.4350 dD42.7950C处： 2M'CMCaT2105392.3621550632187488.88Nmm D处： 2M'DMDaT2402034.6621550632430901.85Nmm （9）校核轴径 C剖面：dc3强度足够 D剖面：dD3强度足够 6轴的细部结构设计 由表查出键槽尺寸bh149〔t=5.5,r=0.3〕； 由表查出键长L=40； 由表查出导向锥面尺寸a3,30； 由表得砂轮越程槽尺寸b13(h0.4,r1.0) M'c187488.88332.43mm50mm 0.1[1b]5.5 bh149〔t=5.5,r=0.3〕 L=40 a3,30M'D430901.85342.79mm50mm 0.1[1b]5.5b13(h0.4,r1.0)P1＝5.28KW n1＝655r/min T1N．m Ft Fr dmin23.26mm7.2高速轴以及传动轴承的设计 1.求输进轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 P1＝5.28KWn1＝655r/minT1＝N．m 2.求作用在齿轮上的力 2T1276980427.67Ft＝ d1360Fr＝Fttanntan20 3.初步确定轴的最小直径 dⅠⅡ＝30 先按课本p370式〔15-2〕初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 P为45钢,调质处理。依据课本p361表153，取Ao116，因此370 得 P15.283dmin＝A0＝116×23.26mm n1655 〔图8.4〕。V带轮与轴配合的毂孔长度L1＝100mm。 (1) 轴的结构设计 1〕拟订轴上零件的装配方案〔如图〕 dⅡ-Ⅲ=32mm LⅠ-Ⅱ=75mm ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ dⅢ-Ⅳ=dⅥ-2〕依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 =35mm ①为了满足V带轮的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，LⅢ-Ⅳ=42mm 故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=32mm。V带轮与轴配合的长度LⅠ-ⅡLⅤ-Ⅵ=211mm =80mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，LⅥ-Ⅶ=23 故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=75mm。 ②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用， 应选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并依据dⅡ-Ⅲ=32mm，由 轴承产品名目中初步选取0全然游隙组、标准精度级的单列圆dⅣ-Ⅴ=40mm 锥滚子轴承30307，其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×22.75mm， 故dⅢ-Ⅳ=dⅥ-Ⅶ=35mm；而LⅢ-Ⅳ=21+21=42mm，LⅤ-Ⅵ=211mm。LⅥ-Ⅶ=23 LⅣ-Ⅴ=62mm 右端滚动轴承采纳轴肩进行轴向定位。由手册上查得30307型 轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，LⅡ-Ⅲ=60mm dⅤ-Ⅵ=44mm。 ③取安装齿轮的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=40mm，取LⅣ-Ⅴ=62mm齿轮 的左端与左端轴承之间采纳套筒定位。 ④轴承端盖的总宽度为36mm〔由减速器及轴承端盖的结构设计 而定〕。依据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面 间的距离L=24mm，故取LⅡ-Ⅲ=60mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3〕轴上零件的轴向定位 V带轮与轴的周向定位选用平键10mm×8mm×63mm，V带轮与轴 的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键12mm×8mm× 70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，应选齿轮轮毂 与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来 保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 4〕确定轴上圆角和倒角尺寸 故圆整取dⅠⅡ＝30，输进轴的最小直径显然是V带轮处的直径Ⅶ 轴段编长度直径 配合讲明 号 〔mm〕 〔mm〕 Ⅰ-Ⅱ 75 30 与V带轮键联接配合 Ⅱ-Ⅲ 60 32 定位轴肩 与滚动轴承30307配合，套筒 Ⅲ-Ⅳ 42 35 定位 Ⅳ-Ⅴ 62 40 与小齿轮键联接配合 Ⅴ-Ⅵ 211 44 定位轴环 Ⅵ-Ⅶ 23 35 与滚动轴承30307配合 总长度 473mm 5求轴上的载荷 首先依据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置 参考表15-2，取轴端倒角1.245，各圆角半径见图 时，从手册中查取a值。关于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距为 L1=118mm，L2=，L3=mm。 计算支反力 垂直面支反力〔XZ平面〕 绕支点B的力矩和MBZ0，得 RAZ[Fr248.5]/(53.5248.5)[155.66248.5]/302128.08NMM BZ0 RAZ128.08NAZ0 RBZ27.58N 同理，MAZ0，得 RBZ[Fr53.5]/(53.5248.5)[155.6653.5]/30227.58N M BY0 RAY351.91N校核：ZRBZFrRAZ128.08155.6627.580 M AY0 计算无误 水平平面〔XY平面〕 同样，有绕B点力矩和MBY0，得 RBY75.76N RAY[Ft248.5]/(53.5248.5)[427.67248.5]/302351.91N 由MAY0 RBY[Ft53.5]/(53.5248.5)[427.6753.5]/30275.76N MCZ6852.28Nmm YRBYRAYFt校核： 75.76351.91427.670计算无误 〔5〕转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图 C处弯矩：MCZRAZ53.5128.0853.56852.28Nmm 水平面弯矩 C处弯矩：MCYRAY53.5351.9153.518827.19Nmm （7）合成弯矩 C处： MCY18827.19Nmm MC20035.39Nmm T276980Nmm a0.58 2CYMCM2CZM6852.2818827.1920035.39Nmm 22aT144648.4Nmm （8）转矩及弯矩图 T276980Nmm dc20.2740（9）计算当量弯矩、绘弯矩图 应力校正系数a[1b]/[0b]55/950.58 aT10.587698044648.4Nmm C处： 2 M'CMCaT220035.39244648.4248937.68Nmm （10）校核轴径 bh128M'c48937.68〔t=5.0,r=0.320.27mm40mm C剖面：dc30.1[1b]5.53〕 L=40 强度足够 6轴的细部结构设计 a装齿轮处 由表查出键槽尺寸bh128〔t=5.0,r=0.3〕； a3,30 b13(h0.4,r1.0)bh87由表查出键长L=40； 由表查出导向锥面尺寸a3,30； 由表得砂轮越程槽尺寸b13(h0.4,r1.0) B装带轮处 由表查出键槽尺寸bh87〔t=4.0,r=0.2〕； 由表查出键长L=40； 由表查出导向锥面尺寸a2,30； 由表得砂轮越程槽尺寸b13(h0.4,r1.0) 〔t=4.0,r=0.2〕 L=40 a2,30 b13(h0.4,r1.0)7.3低速轴以及传动轴承的设计 (1) 低速轴上的功率、转速和转矩 转速〔r/min〕 中速轴功率〔kw〕 转矩T〔Nm〕 66 Ft5136.71NFr1869.61N (2) 作用在轴上的力 低速级齿轮的分度圆直径为d280mm，依据式(10-14)， 那么 2T2719140Ft5136.71Ndmin47.30mmd280FrFttana5136.71tan201869.61N (3) 初步确定轴的最小直径 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。依据表15-3，取A0112，因此得 P4.97dminA03112347.30mm n66 (4) 轴的结构设计 1） 拟订轴上零件的装配方案〔如图〕 ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ dⅤ-Ⅵ=53mm dⅥ-Ⅶ=50mm ①为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出一轴 2〕依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径dⅤ-Ⅵ=53mm,dⅥ-Ⅶ=50mm。半联轴器与轴LⅥ-Ⅶ=105mm。 配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器 上而不压在轴的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的长度应比L1略短一些，现 取LⅥ-Ⅶ=105mm。 ②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用， 应选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并依据dⅥ-Ⅶ=50mm，由dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ 轴承产品名目中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承=55mm LⅠ-Ⅱ=32mm 30311，其尺寸为d×D×T=55mm×120mm×mm，故 LⅣ-Ⅴ=52mm dⅡ-Ⅲ=67mm dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=55mm；而LⅠ-Ⅱ=32mm，LⅣ-Ⅴ=52mm。 LⅡ-Ⅲ=162 左端滚动轴承采纳轴环进行轴向定位。由表15-7查得30311型 轴承的定位高度h=6mm，因此，取得dⅡ-Ⅲ=67mm,LⅡ-Ⅲ=162。右端 轴承采纳套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。 dⅢ-Ⅳ=60mm ③取安装齿轮出的轴段Ⅲ-Ⅳ的直径dⅢ-Ⅳ=60mm；齿轮的右端与 右端轴承之间采纳套筒定位。齿轮轮毂的宽度为95mm，为了使 lⅢ-Ⅳ=92mm 套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅢ- Ⅳ=92mm。 ④轴承端盖的总宽度为30mm〔由减速器及轴承端盖的结构设计 LⅤ-Ⅵ=60mm 而定〕。依据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面 间的距离L=30mm，故取LⅤ-Ⅵ=60mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴段编长度直径配合讲明 号 〔mm〕 〔mm〕 Ⅰ- 32 55 与滚动轴承30311配合 Ⅱ Ⅱ- 162 67 轴环 Ⅲ 与大齿轮以键联接配合，套筒 Ⅲ-Ⅳ 92 60 定位 Ⅳ-Ⅴ 45 55 与滚动轴承30311配合 Ⅴ-Ⅵ 60 53 定位 Ⅵ-Ⅶ 105 50 与联轴器键联接配合 总长度 496mm 5求轴上的载荷 首先依据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置 时，从手册中查取a值。关于30311型圆锥滚子轴承，由手册 L1=216mmL2=72中查得a=25mm。因此，轴的支撑跨距为 mm L1=216mm，L2=72mm，L3=139mm。 L3=139mm 计算支反力 垂直面支反力〔XZ平面〕 绕支点B的力矩和MBZ0，得 MBZ0 与端盖配合，做联轴器的轴向RAZ[Fr72]/(21672)[1869.6172]/288467.4N RAZ467.4N 同理，MAZ0，得 RBZ[Fr216]/(21672)[1869.61216]/2881402.21NM AZ0 RBZ1402.21NZRBZFrRAZ校核： 1402.211869.61467.40计算无误 水平平面〔XY平面〕 同样，有绕B点力矩和MBY0，得 RAY[Ft72]/(216272)[5136.7172]/2881284.18NM BY0 RAY1284.18NM AY0 由MAY0 RBY[Ft216]/(216272)[5136.71216]/28813852.53NRBY13852.53NYRBYRAYFt校核： 1284.183852.535136.710计算无误 〔5〕转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图 C处弯矩：MCZRAZ216467.4216100958.4Nmm 水平面弯矩 C处弯矩：MCYRAY2161284.18216277382.88Nmm （8）合成弯矩 C处： MCZ100958.4Nmm MCY277382.88Nmm MC295184.45Nmm T2719140MCM 2CZM2CY100958.4277382.88295184.45NmmNmm22 （9）转矩及弯矩图 T2719140Nmm a[1b]/[0b]55/950.58aT1417101.2Nmm（10）计算当量弯矩、绘弯矩图 应力校正系数a[1b]/[0b]55/950.58 aT10.58719140417101.2Nmm M'C510986.57NmmC处： 2M'CMCaT2295184.452417101.22510986.57Nmm dc45.2960（11）校核轴径 C剖面：dc3强度足够 6轴的细部结构设计 a装齿轮处 由表查出键槽尺寸bh1811〔t=5.0,r=0.3〕； 由表查出键长L=80； 由表查出导向锥面尺寸a5,10； 由表得砂轮越程槽尺寸b14(h0.4,r1.0) b装联轴器处 由表查出键槽尺寸bh149〔t=4.0,r=0.3〕； 由表查出键长L=80； 由表查出导向锥面尺寸a4,10； b14(h0.4,r1.0)M'c510986.57345.29mm60mm 0.1[1b]5.5 bh1811〔t=5.0,r=0. L=80 a5,10bh149〔t=4.0,r=0.L=80； a4,10 由表得砂轮越程槽尺寸b14(h0.4,r1.0) b13(h0.4,r1.0)8滚动轴承的校核 高速轴的轴承校核 选用30307型圆锥滚子轴承，查?课程设计?表15-7，得 Cr75.2kN,C0r82.5kN Cr75.2kNC0r82.5kN Fr1374.49NFr280.62N 〔1〕求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2 由高速轴的校核过程中可知： Fr1RAZRAY128.082351.912374.49N Fr2RBZRBY27.58275.76280.62N 〔2〕求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 2222Fd1116.1NFd225N X10.56Y11.5Fd1eFr10.31374.49116.1NFd2eFr20.3180.6225N因为Fd1Fd2 因此轴承Ⅰ被压紧 〔3〕求轴担负量动载荷P1和P2 Ⅰ轴承，Fd1/C0r116.1/82.51.407 Fd1/Fr1116.1/374.490.3109e X10.56,Y11.5；载荷系数fd1.1 fd1.1 当量动载荷Pr1fd(X1Fr1Y1Fa1)1.1(374.491.5116.1)603.504 Ⅱ轴承，Fd2/C0r25/82.50.303 Fd2/Fr225/80.620.31009e X10.56,Y11.5；载荷系数fd1.1 当量动载荷Pr2fd(X1Fr2Y1Fa2)1.1(80.621.525)129.932 （4）验算轴承寿命 因Pr1Pr2，故只需验算Ⅰ轴承 轴承预期寿命为：53651629200h 轴承实际寿命 Lh1049238788 Lh1016670Cr1667075200655603.50449238788 n1Pr133具有足够使用寿命。 8.2中间轴的轴承校核 选用30309型圆锥滚子轴承，查?课程设计?表15-7，得 Cr108kN,C0r130kN Fr13364.84NFr24874.34N（1） 求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2 由高速轴的校核过程中可知： Fr1RAZRAY186.5823359.6623364.84N Fr2RBZRBY1379.9124674.9424874.34N （2） 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 2222 Fd11043.1NFd21511.05N Pr13701.324 Fd1eFr10.313364.841043.1NFd2eFr20.314874.341511.05N因为Fd1Fd2 因此轴承Ⅱ被压紧 〔3〕求轴担负量动载荷P1和P2 Ⅰ轴承，Fd1/C0r1043.1/1308.02 Fd1/Fr11043.1/3364.840.309e X11,Y10；载荷系数fd1.1 当量动载荷Pr1fd(X1Fr1Y1Fa1)1.13364.843701.324 Ⅱ轴承，Fa2/C0r25/82.50.303 Fd2/Fr21511.05/4874.340.31e Pr25361.774 X11,Y10；载荷系数fd1.1 当量动载荷Pr2fd(X1Fr2Y1Fa2)1.14874.345361.774 （5）验算轴承寿命 因Pr1Pr2，故只需验算Ⅱ轴承 轴承预期寿命为：53651629200h 轴承实际寿命 Lh1016670Cr166701080001835361.774744441 n2Pr233 Lh10744441 具有足够使用寿命。 8.3低速轴的轴承校核 选用30309型圆锥滚子轴承，查?课程设计?表15-7，得 Cr152kN,C0r188kN Fr11366.59NFr213923.32N〔1〕求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2 由高速轴的校核过程中可知： Fr1RAZRAY467.41284.181366.59N Fr2RBZRBY1402.21213852.53213923.32N （3） 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 222222 Fd1478.30NFd24873.16N Lh10246897 Fd1eFr10.351366.59478.30NFd2eFr20.3513923.324873.16N因为Fd1Fd2 因此轴承Ⅱ被压紧 〔2〕求轴担负量动载荷P1和P2 Ⅰ轴承，Fd1/C0r478.30/1882.54 Fd1/Fr1478.30/1366.590.349e X11,Y10；载荷系数fd1.1 当量动载荷Pr1fd(X1Fr1Y1Fa1)1.11366.591503.249 Ⅱ轴承，Fa2/C0r4873.16/18825.92 Fd2/Fr24873.16/13923.320.3499e X11,Y10；载荷系数fd1.1 当量动载荷Pr2fd(X1Fr2Y1Fa2)1.113923.3215315.652 （6）验算轴承寿命 因Pr1Pr2，故只需验算Ⅱ轴承 轴承预期寿命为：53651629200h 轴承实际寿命 Lh1016670Cr166701520006615315.652246897 n3Pr233 具有足够使用寿命。 9键联接的选择及校核计算 2T103pa 由?机械设计?式(6-1〕得pp110MPa kld键、轴和轮毂的材料根基上钢，由?机械设计?表6-2，取 p110MPa 〔1〕V带轮处的键 取一般平键10×63GB1096-79 键的工作长度lLb40832mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.573.5mm 2T103276.98103p45.82MPap110MPa kld3.53230 l32mm k3.5mm p45.82MPa l28mm k4mm 〔2〕高速轴上小齿轮处的键 取一般平键12×70GB1096-79 键的工作长度lLb401228mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.584mm p34.36MPa 2T103276.98103p34.36MPap110MPa kld42840 〔3〕中速轴上大齿轮处的键 l28mm k4.5mm 取一般平键14×70GB1096-79 键的工作长度lLb401426mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.594.5mm 2T1032267.35103p91.4MPap110MPa kld4.52650p91.4MPa l26mm k4.5mm 〔4〕中速轴上小齿轮处的键 取一般平键14×70GB1096-79 键的工作长度lLb401426mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.594.5mm 2T1032267.35103p91.4MPap110MPa kld4.52650p91.4MPa l62mm k5.5mm 〔5〕低速轴上大齿轮处的键 取一般平键20×80GB1096-79 键的工作长度lLb801862mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.5115.5mm 2T1032719.14103p70.3MPap110MPakld5.56260 p70.3MPa l66mm k9.5mm 〔6〕联轴器周向定位的键 取一般平键18×80GB1096-79 p96.85MPa键的工作长度lLb801466mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.599.5mm 2T1032719.14103p96.85MPapkld4.56650 110MPa KA1.5 Tca1078.71Nm联接挤压强度足够。 10联轴器的选择 从减速器输出转矩为Nm 由表查出KA1.5 TcaKAT1.5719.14103Nmm1078.71Nm Tn1250Nm 选用弹性柱销联轴器HL4 型号选择：选用弹性柱销联轴器HL4，公称扭矩Tn1250Nm， 许用最大转速为 4000r/min，轴径40~56之间，故可用。 11箱体结构设计及密封与润滑 11.1减速器箱体设计 名称 计算依据 计算过程 计算结 果(mm) 箱座壁厚(0.025~0.03)a0.025*188+38 8 ＝  箱盖壁厚(0.8~0.85)8 8 (0.8~0.85)× 1 10=8 箱座凸缘1.5 ×8 12 厚度b 箱盖凸缘1.51 ×8 12 厚度b1 箱座底凸2.5 ×8 20 缘厚度b2 a188+12= 地足螺栓a+12多级传动中a为20 直径df 低速级中心距 地足螺钉a250时,n4 4 数目n 轴承旁联接螺栓直径d1 箱盖与箱座联接螺栓直径d2 0.75df ×20=15 16 0.5~0.6df 0.5x20=10 10 联接螺栓查[3]表3 d2的间距 轴承端盖(0.4-0.5)df 螺钉直径d3 150～200 160 d3＝8 0.4x20=8 检查孔盖螺钉直径 定位销直径d (0.3~0.4)df 0.4208 〔0.7～0.8〕×10 8 0.7~0.8d2 8 df、d1、查表4 d2至外26 22 16 箱壁距离C1 d2至查表4 df、 24 14 凸缘边缘距离C2 轴承旁凸 台半径R1 R1＝10 凸台高度作图得到 h=120 h 轴承座宽C1C2(5~10) 度B1 8+22+20+5 55 大齿轮顶≥1.2 圆与内箱壁距离1 ×8 10 齿轮端面≥10~15 与内箱壁距离2 箱盖、箱座肋厚m1、m 10 m10.851 ×8 m0.85 轴承端盖外径D2 轴承旁联接螺栓距离S D(5~5.5)d3;D轴承外径120+5×8=160 160 120 140 160 120 140 184 80+5×8=120 100+5×8=140 SD2 箱座深度 Hdds/2(30~50) Hd288/240ds大齿轮齿顶圆直径 184+8+6 198 箱座高度 Hd(5~10) 减速器附件设计 1)窥视孔和视孔盖 窥视孔应该在箱盖顶部,以便瞧瞧,应在凸台上以便加工。 2)通气器 在箱盖顶部,要适合环境,其尺寸要与减速器大小相适宜。 3)油面指示器 应该设在油面比立稳定的地点,如低速轴四面。 用圆形油标,有标尺的位置不能太高和太低,以免溢出油标尺孔座。 4)放油孔和螺塞 放在油的最低处,平常用螺塞塞住,放油孔不能低于油池面,以免排油不净。 5)起吊装置 吊环可按起重重量选择,箱盖安装吊环螺钉处设置凸台,以使吊环螺钉有足够的深度。 6)定位销 用圆锥销作定位销,两定位销的距离越远越可靠,常设在箱体连接凸缘处的对角处,对称置直径dd2。 7)起盖螺钉 装在箱盖连接凸缘上,其螺纹长度大于箱体凸缘厚度,直径可与连接螺钉相同。 8)密封与润滑 轴承采纳接触式密封。 传动采纳浸油润滑,尽量使各传动油深度相同。 轴承润滑采纳刮油润滑。 12设计小结 我们这次机械设计课程设计是做?带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器?。在几个星期的设计过程中，让我明白一个简单机械设计的过程，明白一个设计所必须要预备些什么，要如何样往安排工作，并学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律；也通过课程设计实践，培养了我综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计咨询题的能力；学会如何样往进行机械设计计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和标准。还有确实是根基激发了我的学习喜好，能起到一种鼓舞奋斗的作用，让我更加对课堂所学内容的更加理解和掌握。 这次机械课程设计中，我碰到了许多咨询题，但同学讨论和老师指导起到了特别大的作用，这确实是根基团队的精神。自己在设计中所碰到的困难，让我明白要做好一个机械设计是一件不轻易的事，必须有丰富的知识面和实践经验，还必须有一个好的导师。设计让我感到学习设计的紧张，能瞧到同学间的奋 斗努力，能让大伙儿特别好地回忆往常所学习的理论知识，也 明白只有在学习理论根底上才能做设计，让我以后更加注重理 论的学习并回到实践中往。还这次自己没有特别好地掌握设计 时刻的分配，前面传动方案设计和传动件设计时刻太长，而在 装配草图设计、装配工作图设计时刻太紧，还有确实是根基在 装配草图设计中碰到一些尺寸不是特别确定，而减慢了AutoCAD 工程制图的速度，这也特别好让我们更加掌握AutoCAD工程制 图的操作。这是自己设计思维不太严谨，没有特别好地熟悉一 些理论知识，没有过此类设计的经验；在设计过程中自己也做 了一些重复的计数，许多往往是一个参数所取不正确或没有太 在意一些计数，而在尺寸计算校核才发现咨询题，而白白花了 重复工作的时刻，但也能让我更加深刻一些设计的过程，积存 了一些设计的经验。 这次机械设计课程设计是我们一次进行的较长时刻、较系统、 较全面的工程设计能力练习，特别好地提高了我们实践能力和 运用综合能力的水平。我们能够通过设计，明白到学习的内容 的目的，更加明确大学学习的目标方向，能激起学生学习激情， 也让我们有学习的成就感，盼瞧以后有更多适宜实训教学安排。 13参考资料 1、?机械设计?〔第八版〕濮良贵，纪名刚 主编出版社：高等 教育出版社 2、?机械设计课程设计指导书?〔第3版〕吴宗泽主编，高等教 育出版社，1990； 3、?机械零件手册?〔第五版〕周开勤主编，高等教育出版社， 2001； 4、?材料力学?〔第4版〕刘鸿文主编，高等教育出版社，2006.1； 5、互换性与测量技术根底〔第3版〕王伯平主编，机械工业出 版社2021-3-1 6.?机械设计课程设计手册?(第二版)——清华大学吴宗泽，北 京科技大学罗圣国主编。 7.?机械设计课程设计指导书?〔第二版〕——罗圣国，李平林等主编。 8.?机械课程设计?〔重庆大学出版社〕——周元康等主编。 9.?机械设计根底?〔第四版〕课本——杨可桢程光蕴主编。