机械课程设计(螺旋输送机传动装置).doc

机械设计课程设计 1 机械设计基础课程设计说明书机械设计基础课程设计说明书 设计题目：设计题目： 螺旋输送机传动装置螺旋输送机传动装置 学生姓名：学生姓名： 学学 号：号： 专业年级：专业年级： 0909 机械机械 2 2 指导老师：指导老师： 成成 绩：绩： 20112011 年年 1212 月月 机械设计课程设计 2 机械设计课程设计说明书 学生姓名 专业班级 机械设计制造及其自动化 学 号 指导教师 职 称 讲师 教研室 机电系教研室 题目 螺旋输送机传动装置 传动系统图： 原始数据：输送机工作轴转矩原始数据：输送机工作轴转矩 m265NT 输送机工作轴转速输送机工作轴转速 1 min130 rn 工作条件：连续单向运行，工作时有轻微振动，使用期工作条件：连续单向运行，工作时有轻微振动，使用期 8 8 年，小批量生产，两班制工作输送机工年，小批量生产，两班制工作输送机工 作轴转速允许误差作轴转速允许误差。%5 机械设计课程设计 3 目录目录 1.1.电动机的选择与运动参数的计算电动机的选择与运动参数的计算 1.1、电动机的选择 （4） 1.2、传动比的分配 （6） 1.3、传动装置运动参数 （6） 2.2. 各齿轮的设计计算各齿轮的设计计算 2.1、直齿圆柱齿轮减速设计 （9） 2.2、直齿圆锥齿轮减速设计 （13） 3.3.轴结构设计轴结构设计 3.1 、高速轴的设计 （18） 4.4.校核校核 4.1、高速轴轴承和键的校核 （23） 4.2、联轴器的选择（23） 4.3、减速器的润滑（23） 5.5.箱体尺寸及技术说明箱体尺寸及技术说明 5.1、减速器箱体尺寸 （25） 6.6.福建设计福建设计 附件设计 （26） 7.7.其他技术说明其他技术说明 其他技术说明（27） 8.8.设计心得设计心得（29） 参考文献参考文献 （30） 机械设计课程设计 31 设计计算与说明计算结果 1.1. 电动机的选择与运动参数的计算电动机的选择与运动参数的计算 1.11.1、电动机的选择、电动机的选择 1.1.1、确定传送机所需的功率 w P 设定传送机本身的功率98 . 0 w w P w w nT 9550 kWkW7972 . 3 98 . 0 9550 130265 1.1.2、确定传动总效率 总 其中、分别为联轴器、一对锥齿 4 432 2 1 总1 2 3 4 轮、一对圆柱齿轮、球轴承的效率。 查表可得：、99 . 0 1 90 . 0 2 97 . 0 3 98 . 0 4 78920 . 0 98 . 0 97 . 0 90 . 0 99 . 0 432 总 1.1.3、电动机的输出功率 kW P P w d 6641 . 4 78920 . 0 7972 . 3 1.1.4、选择电动机 单级圆柱斜齿轮的传动比 6 锥齿轮 -32 则总动比的范围是 2-18 所以，的电动机的转速范围为 260-2340 r、 选择电动机型号为：Y132M2-6Y132M2-6 KWP7972 . 3 w 78920 . 0 总 kWPd6641 . 4 电动机型号： Y132M2-6Y132M2-6 机械设计课程设计 3 Y132M2-6 电动机主要技术数据 额定功率 w KkW5 . 5 满载转速 满 n min 960r 同步转速 同 n min 1000r 额定转矩 额 TmN 0 . 2 最大转矩 max TmN 2 . 2 1.1.5、电动机的外型尺寸 3i1 4615 . 2 i2 机械设计课程设计 3 1.21.2、总传动比计算及传动比分配、总传动比计算及传动比分配 1.2.1、总传动比计算 由题目给定参数可知输送机工作轴转速 1 min130n r 38 . 7 130 960 n n ia 满 1.2.2、传动比的分配 一级圆柱齿轮减速器传动比一般。6i 一级圆锥齿轮减速器，用于输入轴与输出轴垂直相交的传动时，若 采用直齿轮一般，因此取一级闭式圆柱斜齿齿轮传动比=33i a i 则一级开式圆锥此轮传动的传动比4615. 2 3 38. 7 i 1 2 i ia 1.1.3、传动装置运动参数的计算 （1）、对于圆柱斜齿齿轮传动： 高速轴的输入功率：kWK6175 . 4 99 . 0 6641 . 4 P 1wI Y132M2-6 电动机外形尺寸为（mm） ABCDEFGH 2161788938801033132 KABACADHDBBL 12280270210315238515 电动机安装尺寸（mm） 中心 高 H 外形尺寸 LX（AC/2+AD） XHD 地脚安 装尺寸 AXB 地脚螺钉 孔直径 K 轴伸尺寸 DXE 装键部位 尺寸 FXGD 132515X345X315216X1781238X8010X41 38 . 7 ia kW2586 . 4 PIII kW7596 . 3 PIv min 960 I r n min 320 II r n min 320 III r n min 130 Iv r n mNTI9345.45 mNTII996.130 mNTIII0925.127 mNTIv9215.275 kW6175 . 4 PI kW3894 . 4 PII 机械设计课程设计 3 低速轴的输入功率：kW3894 . 4 97 . 0 978 . 0 6175 . 4 PP 34III 对于圆锥齿轮传动： 高速轴的输入功率 kW2586 . 4 98 . 0 99 . 0 3894 . 4 PP 41IIIII 低速轴的输入功率 kW7596 . 3 98 . 0 90 . 0 2586 . 4 PP 42IIIIv （2）、各轴转速的计算 对于圆柱齿轮传动： 高速轴转速 min 960n r nI 满 低速轴转速 min 320 3 960n 1 II r i n I 对于圆锥齿轮传动： 高速轴转速 min 320 2 r nnIII 低速轴转速 min 130 4615 . 2 320n 2 Iv r i n III （3）、各轴输入转矩的计算 对于圆柱齿轮传动： 高速轴输入转矩mN n P T I I I 9345.45 960 6175 . 4 95509550 低速轴输入转矩mN n P T II II II 996.130 320 3894 . 4 95509550 对于圆锥齿轮传动： 高速轴输入转矩mN n P T0925.127 320 2586 . 4 95509550 III III III 低速轴输入转矩mN n P T Iv Iv 215.275 130 7560 . 3 95509550 Iv 31 1 Z 93 2 Z 20 MPa650 1H MPa580 2H 机械设计课程设计 3 （4）、各轴功率、转速、转矩列于下表: : 轴 名功率kW转速 min r 转矩mN 高速轴 I 4.617596045.9345 圆柱齿 轮传动 低速轴II 4.3894320130.996 高速轴III 4.2586320127.0925 圆锥齿 轮传动 低速轴IV3.7560130275.9215 6 . 1K 5 . 1m mma96 mm48b1 mmb144 2 机械设计课程设计 3 2.2. 各齿轮的设计计算各齿轮的设计计算 2.12.1、直齿圆柱齿轮减速设计、直齿圆柱齿轮减速设计 2.1.1 工况分析 直齿圆柱斜齿齿轮传动采用软齿面闭式传动，初选传动精度为 7 级，齿轮表面粗糙度为，其主要失效形式为点蚀，考虑传动平稳6 . 1 a R 性，齿数宜取多一些，取，压力角为25 1 Z75325 112 iZZ 。 20 2.1.2 设计原则 1、设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度 计算。 2、按齿根弯曲疲劳强度设计。 2.1.3 设计计算 （ 1）、选择齿轮材料并确定螺旋角 小齿轮用 45 调质，齿面硬度 250HBS 大齿轮用 45 常化 210HBS 选螺旋角为 14 （2）、按齿面接触接触强度设计 即即 3 12 1 1 d H E HtT k t d ）（）（ 】【 (1) 确定公式的各值 1.试选 2.区域系数 6 . 1 t k45 . 2 H Z 3.查得 则78 . 0 1 87 . 0 2 65 . 1 21 4.许用接触应力 ： 2 21 HH H 565 . 2 1Fa Y 2178 . 2 2 Fa Y 机械设计课程设计 3 5.安全系数 S=1 失效概率为 1% 选齿宽系数 1 d 弹性影响系数 2 1 8 . 189 MPaZE 查表，MPa650 2limH MPa580 2limF MPa 5 . 617MPa 1 65095 . 0 S K H Hlim2HN2 H2 MPa522MPa 1 5809 . 0 S K F Flim2FN2 2F MPa H 5 . 569 6.应力循环次数 9 1 1091 . 2 836582196060N 8 32 10 2 . 97 . 8 1 N N 则9382.45 3 75.5693 8 . 48945 . 2 4 5 . 459346 . 123 12 1 1 d H E HtT k t d ）（）（ 】【 7.计算圆周速度 smv nd t /3091 . 2 100060 11 8. 计算齿宽 b 及模数 9382.45 1 tdd bmmzdm tn 7829 . 1 /cos. 1 0115 . 4 25 . 2 nt mh4516.11011 . 4 /9382.45 h b 9. 重合度9822 . 1 tan318 . 0 1 z d 10.计算载荷系数 k 已知使用系数 根据 v=2.3091m/s 动载荷系数1 A k 08 . 1 v k 418 . 1 H k14 . 1 H k2 . 1 FH kk 载荷系数855 . 1 HHVA kkkkk 11.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 20 3 Z 50 4 Z o 20 机械设计课程设计 3 2594.48 3 11 t k k t dd 12.计算模数 8731 . 1 /cos 11 zdmn （3）、按齿根弯曲强度设计 3 cos2 2 1 2 1 F FaFa dz YYYkT n m （1）1.计算载荷系数 8312 . 1 FFVA kkkkk 2.纵向重合度 9822 . 1 查得螺旋角影响系数 85 . 0 Y 3 计算当量齿数 367.27 cos3 1 1 z zv 1011.82 cos3 2 2 z zv （4）查取齿形系数 565 . 2 1Fa Y 2178 . 2 2 Fa Y （5）查取应力校正系数 604 . 1 1Sa Y772 . 1 1Sa Y （6）.计算大小齿轮的 F SaFaY Y = F SaFaY Y 1 /604 . 1 565 . 2 F （7）确定公式内各参数 1.查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 取 MPa FE 440 1 MPa FE 420 2 s=1.4 2.弯曲疲劳系数 92 . 0 1 FN k96 . 0 2 FN k 3. 143.289 1 F288 2 F “385721 1 “21 2 68o 2 机械设计课程设计 3 4.=0.014229 =0.013646 1 F SaFaY Y 2 F SaFaY Y （4）.设计计算 计算的1.23 n m （1）取=1.5=1.5 n m 217.31 cos 1 n m d z 取 31 1 z93 2 Z （2）.几何尺寸的计算 847.95 cos2 )( 21 n mzz a 取 a=96 （3）正螺旋角 3615.14 2 cos 21 a mzz ar n （4） 计算大小齿轮的分度圆直径 99.47 1 d99.143 2 d （5 5）计算齿宽）计算齿宽 99.47db d 圆整后取圆整后取 55 1 B50 2 B （5）、计算齿轮其他参数 齿顶高 mmmhh a 5 . 15 . 11 * a 顶隙 mmmcc375 . 0 5 . 125 . 0 * 齿根高 mmh875 . 1 f 全齿高 mmhhh fa 375 . 2 875 . 1 5 . 1 分度圆直径 mmmZ48d 11 mmd144 2 5 e m mm255R 机械设计课程设计 3 基圆直径 mmdb94.44 1 mmdb83.134 2 齿顶圆直径 512 11 aa hdd 1472 22 aa hdd 齿根圆直径 25.442 11 ff hdd 25.1402 22 ff hdd 齿距 71 . 4 nn mp 齿厚 s=p/2=2.355 齿槽宽 e=p/2=2.355 2.22.2、直齿圆锥齿轮减速设计、直齿圆锥齿轮减速设计 2.2.1 选定高速级齿轮精度等级、材料及齿数 （1）输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 7 级精度。 （3）材料选择 选则小齿轮材料为 45 钢，调质处理，硬度为 250HBS。大齿轮材料为 45 钢，常化，硬度为 210HBS，二者硬度差为 40HBS。 （4）选小齿轮齿数,20 1 z 则：。50z23.49204615 . 2 2112 ，取ziz 2.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 按参考文献1式 10-9a 计算 即 3 2 1 2 1 5 . 01 92 . 2 u KTZ d RR H E t （1)确定公式内的各项数值 试选载荷系数 =1.3. t K 计算小齿轮的转矩：mNT 5 . 127092 1 mm 5 . 20DImin mm25.32DIImin mm 5 . 31DIIImin 机械设计课程设计 3 由机械设计201 页表 10-6 查出材料的弹性影响系数： 2 1 8 . 189 MPZE 由参考文献1209 页表 10-21 按齿面硬度查出： 小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa； 1limH 大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa 2limH 由参考文献1式 10-13 计算应力循环次数： =603201（2183658）=2.246 h jLnN 11 60 8 10 =2.246/3.5=9.111。 212 /iNN 9 10 7 10 由参考文献1207 页图 10-19 查出得接触疲劳寿命系数： =0.94,=0.96。 1HN K 2HN K 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1。 =0.94600MPa=564MPa S K HHN H 1lim1 1 =0.96550MPa=528MPa S K HHN H 2lim2 2 由参考文献1193 页 10-2 取；由机械设计194 页 10-81 A K 试选动载系数；由机械设计226 页表 10-9 取及08 . 1 V K H K 为 1；,，则 H K HbeFH KKK5 . 1 25 . 1 Hbe K =1.51.25=1.875，所以： K 025 . 2 875. 1108 . 1 1 KKKKK VA 锥齿轮传动的齿宽系数常取 R= 3 1 (2)计算 计算小齿轮分度圆直径 t d1 3 2 1 2 1 5 . 01 92 . 2 uR KTZ d R H E t D1=40mm D2=40mm D3=45mm 机械设计课程设计 3 113.27mm 3 2 2 4615 . 2 3 1 5 . 01 3 1 5 . 12092025 . 2 ) 528 8 . 189 ( 计算圆周速度 =1.897m/sv 100060 1 ndm 计算载荷系数 V=1.897m/s,7 级精度，查得与试选值相同，故选取08 . 1 v k08 . 1 v k 故选取mm27.113 1 d 计算小齿轮模数mm65. 5 20 27.113 1 1 z d m 2.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 3 22 1 2 1 15 . 01 4 F SaFa RR t YY uz KT m （1）确定计算参数 计算载荷系数11.0811.875=2.025。 FFaVA KKKKK 由参考文献1208 页表 10-21 查出： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限=460MPa； 1FE 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=440MPa 2FE 由参考文献1206 页 10-18 查表弯曲疲劳寿命系数 =0.88,=0.92。 1FE K 2FE K 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1 =404.8MPa S K FEFE F 11 1 1 46088 . 0 =418MPa S K FEFE F 22 2 1 44092 . 0 计算节圆锥角 “385721arctan 2 1 1 Z Z mm91.20 1 D mmD22.30 2 机械设计课程设计 3 “21 268“38572190 2 计算当量齿数 =21.5647，133.670 “385721cos 20 cos 1 1 1 z zv 2 2 2 cos z zv 由参考文献1200 页 10-5 查取齿形系数及应力校正系数 查表得：=2.74，=2.164.，=1.555，=1.869。 1Fa Y 2Fa Y 1Sa Y 2Sa Y 计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y =0.0105；=0.0094。 1 11 F SaFaY Y 2 22 F SaFa YY 小齿轮值较大 （2）计算 3 22 1 2 1 15 . 01 4 F SaFa RR t YY uz KT m =534 . 3 0105. 0 14615. 220 3 1 5 . 01 3 1 100925.12025 . 2 4 3 22 2 4 综合分析取=5mm ,mmm20 1 Z50 2 Z100 11 mzd 2.2.4 几何尺寸计算 （1）锥齿轮大端分度圆直径 100mm,=250mm 1 d 2 d （2）计算锥距 R =255mm 2 14615 . 2 100 2 1 22 1 u dR （3）节圆锥角： ,“385721 1 “21“268 2 （5）计算齿宽 mmD92.29 3 714.38 4 D 联轴器 YL8 YL9 38 1 L mm84L2 机械设计课程设计 3 ,33.33100 3 1 RB R RB 3 1 取 mmB B 34 38 2 1 2.2.5 计算齿轮其他参数 分度圆直径 100 1 d 250 2 d 齿顶高 5 1a h 齿根高 mmhf6 全齿高 mmhhh fa 1165 顶隙 mmmcc152 . 0 * 齿顶圆直径 3 . 109 1 d 7 . 258 2 d 齿根圆直径 87.88cos4 . 2 111 ef mdd 5 . 250 2 f d 齿宽 ，,3/Rb mmb38 齿根角 “8 332)/arctan(Rhf f 根锥角 “302419 1 ff “542865 f 顶锥角 “463024 11 a 3670 2 mm5L3 mm15L4 mm55L mm33L6 NFt98.1913 NFr96.717 NFBV98.358 NFAV98.358 机械设计课程设计 3 3.3.轴结构设计轴结构设计 3.13.1、高速轴的设计、高速轴的设计 3.1.1 选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择 常用材料 45 钢,调质处理. 3.1.2 初估轴径 按扭矩初估轴的直径,则: 3 Imin CD n p 确定参数，A 为材料系数，查得 A 118-107，在这里取 118，再 考虑键对轴的削弱，若计算的轴截面上有键槽则应将轴颈增大，一个键 槽增大 3%-5%,两个增大 7%-10%。 mm91.20 1 DmmD22.30 2 mmD92.29 3 714.38 4 D 3.2.3、初选轴承 1）I轴选轴承为 6208 2）II轴选轴承为 6208 3）III轴选轴承为 6209 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为: D1=40mm D2=40mm D3=45mm 3.2.4、联轴器的选择 联轴器选择为 YL8 和 YL9 刚性联轴器 3.2.5 结构设计 现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便, NFAH99.956 99.956 BH F MNMH59.24 mNMH56.65 mNM02.70 机械设计课程设计 3 减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示. （1） 各轴直径的确定 初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径。 1）第一段轴要安装联轴器 YL8，故该段轴径为=38mm 1 D 2） 该轴轴段安装轴承 6208,故该段直径为。mmD40 2 3） 轴承右段有轴肩，故该段直径为。mmD46 3 4）轴肩过后为一段 D=40mm 轴，齿轮处，直径为。mmD51 4 5） 齿轮右端用轴肩固定。 6） 轴肩过后为安装轴承处。 （2）各轴段长度的确定 1） 轴段 1 的长度为联轴器的长度38 1 L 2） 轴段 2 为轴承安装处和轴承端盖的安装处和挡油盘安装处， 取mm84L2 3） 轴段 3 为轴肩，取mm5L3 4） 轴段 4 为齿轮左断面和轴肩之间的距离，取。mm15L4 5） 轴段 5 为齿轮，取长度。mm55L 6） 轴段 6 安装轴承和挡油盘，长度为mm33L6 （3）轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性坚固性，采用齿轮轴。与轴承内圈配合轴 应选用 k6，轴与联轴器均采用 C 型普通平键联接，轴与齿轮均采 用 A 型普通平键联接。 （4）轴上倒角与圆角 为保证 6208 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册 的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。 机械设计课程设计 3 根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为。 o 451 3.2.5 轴的受力分析 1）画轴的受力简图 2）计算支座反力 作用于齿轮上的圆周力 N d T Ft98.1913 99.47 9345.4522 1 1 径向力 NFF o tr 96.717cos/20tan 在水平面上 N L LF Ar AV 98.358 137 5 . 6896.717 F N L LF Br BV 98.358F 在垂直面上 N L LF At AH 99.956F N L LF Bt H 99.956FB 3）作轴的水平面和垂直面的弯矩图 作垂直面弯矩图 mN59.24 5 . 6898.358 2 L FM AVV 作水平面弯矩图 mN56.65 5 . 6899.956 2 L FM AHH 计算合成弯矩，作合成弯矩图 mN02.7059.2456.65MMM 22 2 V 2 HA 计算转矩 mN n P T9345.4555 . 9 计算危险截面当量弯矩： 机械设计课程设计 3 mN25.759345.456 . 002.70TMM 2 2 22 A 其中，应力校正系数为。6 . 0 3.2.6 判断危险截面 如上所诉可知，轴的危险截面位于安装齿轮的位置。 其危险截面为 222 57.124 4 14159 . 3 d 4 Acm 3.2.7 轴的弯扭合成强度校核 查表可得 折合系数6 . 0 计算抗扭截面系数 333 6 . 441 . 01 . 0Wmd MPa W TM e 4 . 17 2 2 轴受力图 F Ft t F FA Az zF FB Bz z MM A Av v F Fr r F FA Ay yF FB By y MM A Ah h 机械设计课程设计 3 T T MM A A 图.1 3.2.8.轴的安全系数校核 由表 10-1 查得 1 . 0,02,155,275,640 11 MPaMPaMPa B 由表查得62 . 1 80 . 2 KK， 弯曲应力 MPa W M 36.16 4 . 6 25.75 b 应力幅 MPa a 36.16 b 平均应力 0 m 切应力 MPa W T T 989 . 9 4 . 6 9345.45 MPa T ma 5 2 989 . 9 2 安全系数 94 . 5 1 ma K S 1 . 16 1 mat K S 5 . 157 . 5 SS SS 22 S S 在需用安全系数范围内，故 a-a 剖面安全。 机械设计课程设计 3 4.4. 校校 核核 4.14.1、高速轴轴承、高速轴轴承 NFa t 21.477tanF N96.717Fr NCor0414 . 0 /Fa 选择轴承的型号为 6208， e=0.024 x=0.56 KN r 5 . 25C y=1.85 1）： P=P= )2 . 1(88.1541)21.47785 . 1 71719656 . 0 (2 . 1)( parp fYxFf 2） 验算 60208 的寿命 hh Pn 4556869.200082 88.1541 25500 96060 1025500 60 10 L 3 6 3/10 6 h 4.2、键的校核 键 1 108 L=56 则强度条件为 MPa T lkd T P 71.11 35564 2102 3 查表许用挤压应力MPa P 120 所以键的强度足够 4.3、联轴器的选择 联轴器选择为 YL8 和 YL9 型弹性联轴器 4.4、减速器的润滑 （1） 齿轮的润滑 机械设计课程设计 3 因齿轮的圆周速度12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 低速齿轮浸入油里约 1/3，高速级齿轮靠低速级齿轮带油润滑。 （2） 滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V2m/s 所以采用 脂润滑。 机械设计课程设计 3 5.5.减速器箱体尺寸减速器箱体尺寸 箱体壁厚 箱盖壁厚 mm10 mm8 1 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度mm15b1mm15b 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 16Mdf4n 定位销直径 mm8d 箱盖，箱座肋厚mm12mm 21 大齿轮顶圆与内箱壁距离mm5 . 61 齿轮端面与内箱壁距离mm152 轴承端面至箱体内壁距离mm153 大齿轮齿顶圆至箱体底面内壁间距mm164 减速器中心高 H=102mm 箱体内壁轴向间距 mm101L1 机械设计课程设计 3 6 6. . 附附件件设设计计 6 6. .1 1. .视视孔孔盖盖和和窥窥视视孔孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区位置，并有 足够的空间，以便于能深入进行操作，窥视孔有盖板机体上开窥 视孔与凸缘一块，以便于机械加工出支撑盖板的表面并用垫片加 强密封，盖板用铸铁制成，用 M10 紧固。 6 6. .2 2 放放油油孔孔与与螺螺塞塞 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近 的一侧，与便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁 应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支撑面，并加封油圈加以 密封。 6 6. .3 3 油油标标 油标位于便于观察减速器油面稳定之处。油尺安置的部位不 能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 6 6. .4 4 通通气气孔孔 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大为便于排气， 在机盖顶部窥视孔盖上安装通气器，以便于达到体内为压力平衡。 6 6. .5 5 起起盖盖螺螺钉钉 起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，钉杆端 部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。 6 6. .6 6 定定位位销销 为保证刨分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联 凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 6 6. .7 7 吊吊钩钩 在机盖上直接铸处吊钩和吊环，用以吊起或搬运较重的物体 机械设计课程设计 3 7.7.其他技术说明其他技术说明 7.17.1、对零件的要求、对零件的要求 装配前所有的零件均要用煤油或者汽油清洗，在配合表面涂上润滑 油。在箱体内表面涂防侵蚀涂料，箱体内不允许有任何杂物。 （1）对滚动轴承游隙的调整要求 为保证滚动轴承的正常工作，应保证滚动轴承的轴向有一定的游隙。 对游隙不可调的轴承，可取游隙为 0.25 至 0.4mm。对可调游隙的轴承， 其游隙值可查机械设计手册。本设计采用深沟球轴承，因此可取游隙 0.3mm。 7.27.2 啮合传动侧隙和接触斑点啮合传动侧隙和接触斑点 传动侧隙和接触斑点使齿轮传动中两项影响性能的重要指标，安装 时必须保证齿轮副或蜗杆副所需的侧隙及齿面接触斑点。 传动侧隙的大小和传动中心距有关，与齿轮的精度无关。侧隙检查 可用塞尺或 者把铅丝放入相互啮合的两齿面间，然后测量塞尺或者铅丝变形后的厚 度。本设计中啮合侧隙用铅丝检验不小于 0.16 mm,铅丝不得大于最小侧 隙的四倍。 接触斑点的要求是根据传动件的精度确定的。它的检查时在主动轮 的齿面上涂色，将其转动 2 至 3 周后，观察从动轮齿上的着色情况，从 而分析接触区的位置和接触面积的大小。本设计用涂色法检验斑点，按 齿高接触斑点不小于 40%；按齿长接触斑点不小于 50%.必要时可用研磨 或刮后研磨以便改善接触情况。 若齿轮传动侧隙或者接触斑点不符合设计要求，可调整传动件的啮 合位置或者对齿面进行刮研、跑和。 7.37.3 对润滑密封的要求对润滑密封的要求 减速器剖分面、各接触面及密封处均不允许漏油，渗油。剖分面上 允许涂密封胶或水玻璃，但决不允许使用垫片和使用任何填料。 机械设计课程设计 3 7.47.4 对试验的要求对试验的要求 减速器装配完毕后，在出厂前一半要进行空载试验和整机性能试验， 根据工作和产品规范，可选择抽样和全部产品试验。 先做空载试验，在额定转速下正反转各 1 至 2h。要求运转平稳.噪 声小，连接固定处不松动，不漏油。 负载试验时要求在额定转速和额定功率下，油池温升不要超过 35 摄氏度，轴承温升不能超过 40 摄氏度。 7.57.5 对外观、包装和运输的要求对外观、包装和运输的要求 减速器应根据箱体的要求，在箱体表面涂上灰色油漆。轴的外伸端 及各附件应涂有包装。运输用的减速器包装箱应牢固可靠，装卸时候不 可倒置，安装搬运时候不得使用箱盖上的吊钩、吊耳、吊环等。 7.67.6 对润滑油的要求对润滑油的要求 机座内采用 L-CKD150 润滑油，并装润患有至规定高度。 机械设计课程设计 3 8.8.设计心得设计心得 机械设计基础的课程设计可以说是对机械专业学生的一种非常直接、 非常有效的综合考察方法。 也是机械专业基础知识学习的毕竟途径。通 过这为期两周的课程设计，基本上，我又把书本教材看了一遍，而且比 以前看的更加仔细了。通过理论验算，受力分析，画零件图，装配图， 让我对于设计一个成品的过程，当然，不仅仅是本次设计的减速器，有 了更深的了解，对机械的有关各零部件的有机结合有了深刻的认识。并 且，把所学的理论力学，材料力学，公差与测量技术，工程材料，CAD， 等等许多机械的学科很好的综合起来。对我而言，这样的一种练习，不 仅仅只是课程设计，而是对专业综合知识的强化训练。 虽然，经过将近两周的努力，任务基本完成，但是整个设计还是存 在很多缺陷，在设计过程中还是遇到了很多问题，如标准件的选择，装 配图的绘制等等，虽然是设计出来，但是我也明白，对于其中的尺寸的 设计，以及查表之后的计算过程中产生的误差等都没能够很好的把握。 让我更加彻底的认识到自己专业知识的不足之处。从而更加明确了自己 今后要努力的方向。 我一直觉得，把理论知识应用到实际当中去，这不仅比上理论课有 意思，而且更能够让我们明白机械设计基础这门课程的重要性，也让我 们十分清楚的知道，对于所学知识，哪些是非常重要，必须掌握的。以 实践的方式去学习，我觉得是十分有意义的，而且也是值得提倡的。 希望学院以后能多改变教学方式，多注重实践性的学习，把培养学 生的兴趣作为教学的主要目的，在教学时尽量把理论知识通俗化，而不 是学术化。多提供我们一些途径让我们把所学知识在实践中得到应用。 或许，这种教学方式可以说成是科研型教学模式吧。 机械设计课程设计 3 参考文献参考文献 1 .机械设计蒲良贵 纪名刚 高等教育出版社 2 .机械设计课程设计陆玉 何在洲 佟延伟 主编 第 3 版 机械 工业出版社 3 .机械制图 刘朝儒 吴志军 高政一 主编 4 .机械设计手册 蔡春源 主编 辽宁科学科技出版社 5 .机械设计课程设计手册 张龙 主编 国防工业出版社 机械设计课程设计 3