机械设计课程设计盘磨机传动装置的设计

提供全套，各专业毕业设计编号： 8-2 机械设计课程设计说明书题 目： 盘磨机传动装置的设计 院 （系）： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： 学 号： 指导教师单位： 姓 名： 职 称： 2014年6月25日目录引言 3一、设计题目 31、盘磨机的工作原理 32、工作条件 33、原始数据 4二、总体传动方案的选择与分析 41、传动方案的选择 42、传动方案的分析 4三、电动机的选择 4 1、电动机功率的确定 4 2、确定电动机的转速 5四、传动装置运动及动力参数计算 5 1、各轴的转速计算 62、各轴的输入功率 6 3、各轴的输入转矩 6五、齿轮传动的设计及其参数计算 7 1、高速级齿轮传动材料及强度计算 7 2、低速级齿轮传动材料及强度计算 11 3、齿轮传动的几何尺寸计算 15 4、齿轮传动的润滑 18六、轴的设计计算及校核 18 1、选择轴的材料及热处理 18 2、高速轴的设计计算及结构设计 18 3、中间轴的设计计算及结构设计 21 4、低速轴的设计计算及结构设计 22 5、联轴器的选择 25 6、轴承的选择及计算 26七、键联接设计计算 26 1、高速轴联接键选择与校核 26 2、中间轴联接键的选择与校核 26 3、低速轴联接键的选择与校核 27八、箱体的设计计算 27 1、箱体的构形式和材料 27 2、箱体主要结构尺寸和关系 27九、螺栓等相关标准的选择 28十、减速器润滑与密封的概要说明 29 1、减速器的润滑 29 2、减速器附的密封 29十一、设计小结 31参考文献引言机械设计是机械产品开发设计的一个重要组成部分，是机械生产的第一步，是决定机械性能的最主要因素。机械设计的过程实际上就是如何实现机械设计理论的过程。机械设计课程设计是培养学生具有机械设计能力的技术设计课程。课程设计是机械设计课程中得一部分，属于实践性教学环节，同时也是高等院校机械专业学生的一次全面的设计能力的训练。因此对于我们必须要利用学习的资源充实自己。将理论基础打扎实，实现实践与理论相结合。机械设计课程设计的目的：（1）通过机械设计课程设计，建立起一个合理的正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计、机械原理等相关课程的理论知识与实际分析和解决机械设计问题的能力。（2）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件的尺寸及掌握机械零件的能力，能较全面的考虑制造工艺，使用维护要求，结构设计，以达到了解和掌握机械零件、机械传动装置和简单机械设计的方法。（3）学习机械设计基础技能的训练，如：计算、查阅资料和手册、绘图、懂得运用标准和规范等内容。 一、 设计题目1、设计原理：盘磨机传动装置的设计（二级斜齿圆柱齿轮减速器） 图11电动机；2、4联轴器；3圆柱斜齿轮减速器；5开式圆锥齿轮传动；6主轴；7盘磨2、工作条件 每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，盘磨机转速允许误差为5%；盘磨机效率=0.95（包括轴承与开式圆锥齿轮传动效率损失）；工作环境：灰尘较大，环境最高温度35；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；检修间隔期：四年一次大修，一年一次小修；使用年限：10年。3、原始数据盘磨主轴输出转矩T（N*m）：1680；主轴直径D(mm)：50;主轴转速n(r/min)：25。二、总体传动方案的选择与分析1、传动方案的选择选择二级斜齿圆柱齿轮减速器与锥齿轮传动 图2两级展开式圆柱齿轮减速器 图3锥齿轮传动2、传动方案的分析 该减速器是二级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对与轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常分布在远离转矩输入端的一边，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。高速级常用斜齿，建议用于载荷较平稳的场合。锥齿轮传动平稳，机械效率高，传动力矩大，常布置在高速级。三、电动机的选择1、电动机功率的确定由设计的条件可以知道盘磨机的功率：通过查手册可以的出各零件的传动效率：盘磨机效率：联轴器4效率：二级圆柱减速器效率：联轴器2的效率：四对滚动轴承效率： 则总效率：电动机功率：2、确定电动机的转速由题目可知锥齿轮的传动比为：查手册知二级圆柱齿轮减速器传动比为：则电动机转速：Y系列三相异步电动机符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min。3、电动机型号的选择以及参数 表1 通过以上的计算以及查表1选择Y系列三相异步电动机(型号：Y160M2-8)。其额定功率：5.5kW；同步转速：750r/min；满载转速720r/min。四、传动装置运动及动力参数计算对于展开式二级圆柱齿轮减速器，两级齿轮的传动比可按下式分配： (1)总传动比:i=Nm/Nw=720/25=28.8 (2)分配传动装置各级传动比： 由题目给定锥齿轮的传动比为，则减速器的传动比： 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比： 则低速级的传动比： 1、各轴的转速计算高速轴：; 中间轴 ：;低速轴：; 主轴： 2、各轴的输入功率高速轴： ；中间轴：；低速轴：；主轴：3、各轴的输入转矩高速轴：中间轴：低速轴：主轴： 五、齿轮传动的设计及其参数计算1、锥齿轮传动比 锥齿轮齿数为Z5=18， Z6=27，则齿数比； 2、高速级、低速级齿轮传动材料 2.1、高速级齿轮传动材料及强度计算2.1.1 高速级齿轮传动材料 (1）因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选 项毛坯，大齿轮、小齿轮均调质钢，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS， 大齿轮硬度为240HBS。 齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。 （2）因为传动平稳性的条件，齿数宜取多些，取Z3=24,则Z4=245.0=120。 （3）选取螺旋角。初选螺旋角：2.1.2 按齿面接触强度设计 由设计公式（2-1）；试算; (1)确定公式内各计算数值1） 试选载荷系数;2） 计算小齿轮传递的转矩： ; 3)由教材书表10-7选取齿宽系数; 4)由教材书表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa; 5)由教材书图6-23按齿面强度查得： 小，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa。 6)计算应力循环次数 7)由教材书图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91,KHN2=0.96; 8)接触疲劳许用应力,取失效概率为0.01，安全系数S=1由式10-12得： 9) 由教材书图10-30选取区域系数；10）由图10-26查得 则；11）许用接触力： ；(2)计算1）小齿轮分度圆直径由公式（2-1）得： 2) 圆周速度： 3）齿宽：4）模数： 5）计算纵向重合度： 6）计算载荷系数K 根据V=1.65m/s，教材书表10-8查得齿轮传动精度等级：选7级精度，由教材书图10-8查得动载系数：；从教材书表10-3查得：；由教材书表10-2查得使用系数：;由教材书表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时：；查图10-13得;故载荷系数： 7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 8）计算模数：2.1.3按齿根弯曲强度设计由设计公式 (2-2)； （2-3）；试算：（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数K： 2）根据纵向重合度，从教材书图10-28查得螺旋角影响系数。 3）计算当量齿数 4）查取齿形系数 由教材书表10-5查得：5）查取应力校正系数 由教材书表10-5查得： 6）由教材书图10-20c查得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限； 7）由教材书图10-18取弯曲疲劳寿命系=0.86,=0.97:； 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（2-3）得： 9）计算大、小齿轮的并加以比较： ； ； 大齿轮的数值大。 （2）计算 由公式（2-2）可得： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的模数，由于齿轮模数的大于主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取,按接触强度算得的分度圆直径。算出小齿轮齿数：；取；则。计算中心距：取整按整圆后的中心距修正螺旋角：取修正值：2.2、低速级齿轮传动材料及强度计算 2.2.1低速级齿轮传动材料 (1）因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选 项毛坯，大齿轮、小齿轮均调质钢，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS， 大齿轮硬度为240HBS。 齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。 （2）因为传动平稳性的条件，齿数宜取多些，取Z3=24,则。 （3）选取螺旋角。初选螺旋角： 2.2.2按齿面接触强度设计 试算; (1)确定公式内各计算数值1)试选载荷系数;2)计算小齿轮传递的转矩： ; 3)由教材书表10-7选取齿宽系数; 4)由教材书表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa; 5)由教材书图6-23按齿面强度查得： 小，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa。 6)计算应力循环次数 7)由教材书图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96,KHN2=0.97; 8)接触疲劳许用应力,取失效概率为0.01，安全系数S=1由式10-12得： 9) 由教材书图10-30选取区域系数；10）由图10-26查得 则；11）许用接触力： ； (2)计算 1）小齿轮分度圆直径由公式（2-1）得： 2) 圆周速度： 3）齿宽：4）模数： 5）计算纵向重合度： 6）计算载荷系数K 根据V=0.63m/s，教材书表10-8查得齿轮传动精度等级：选7级精度，由教材书图10-8查得动载系数：；从教材书表10-3查得：；由教材书表10-2查得使用系数：;由教材书表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时：；查图10-13得;故载荷系数： 7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 8）计算模数：2.2.3按齿根弯曲强度设计试算：（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数K： 2）根据纵向重合度，从教材书图10-28查得螺旋角影响系数。 3）计算当量齿数 4）查取齿形系数 由教材书表10-5查得：5）查取应力校正系数 由教材书表10-5查得： 6）由教材书图10-20c查得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限； 7）由教材书图10-18取弯曲疲劳寿命系=0.89,=0.90:； 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（2-3）得： 9）计算大、小齿轮的并加以比较： ； ；大齿轮的数值大。 （2）计算 由公式（2-2）可得： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取,按接触强度算得的分度圆直径。算出小齿轮齿数：；取；则。计算中心距：按整圆后的中心距修正螺旋角：3、齿轮传动的几何尺寸计算（1）高速齿轮几何尺寸计算 1）计算大、小齿轮的分度圆直径： 2）计算齿轮宽度： 圆整后取3）结构设计： 齿顶高齿根高齿高齿顶圆直径：小齿轮大齿轮 齿根圆直径：小齿轮大齿轮高速级齿轮传动的几何尺寸如表5-1所示名称计算公式结果法面模数2法面压力角螺旋角150分度圆直径51.7mm258.8mm齿顶圆直径 da155.7mmda2262.8mm齿根圆直径46.7mm253.8mm中心距154.6mm齿宽 ；52mm； 57mm表5-1（2）低速齿轮几何尺寸计算 1）计算大、小齿轮的分度圆直径： 2）计算齿轮宽度： 圆整后取3）结构设计： 齿顶高齿根高齿高齿顶圆直径：小齿轮大齿轮 齿根圆直径：小齿轮大齿轮低速级齿轮传动的几何尺寸如表5-2所示名称计算公式结果法面模数3法面压力角螺旋角150分度圆直径96.3mm372.7mm齿顶圆直径102.3mm3787mm齿根圆直径89.3mm365.7mm中心距a234.5mm齿宽； 96mm；101mm 表5-2（3）由设计的齿轮确定的传动比；传动比满足要求。4、齿轮传动的润滑齿轮传动时，相啮合的齿面间由相对滑动，因此就要发生摩擦和磨损，增加动力损耗，降低传动效率，特别是高速传动，就更需要考虑齿轮的润滑。轮齿列和面间较加注润滑剂，可以避免金属直接接触，减少摩擦损失，还可以散热及防锈蚀。因此，对齿轮传动进行适当的润滑，可以大为改善齿轮工作状况，且保持运转正常并达到预期寿命。六、轴的设计计算1、选择轴的材料及热处理 轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，由的直接用圆钢。 由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故减速器的轴采用45号调质钢。2、高速轴的设计计算及结构设计 1）高速轴的结构设计示意图（图6-1） 图6-1 2）初步确定轴的最小直径 （6-1） 通过式（6-1）初算高速轴的最小直径： 轴的直径小于100mm，且有一个键槽，轴径增大（5%-7%）； 则。 此轴的最小直径即安装在联轴器处轴的最小尺寸，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩查教材书表14-1，取,则： 按照及电动机轴尺寸等限制条件，以及根据传动装置的工作条件拟选用HL3型弹性注销联轴器。其公称转矩，半联轴器的孔径；可满足电动机的轴径要求。 3）初选轴承 选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求,选轴承型号30208，其尺寸为dDT=40mm80mm19.75mm,故40mm，而 4）各轴段直径与长度的确定 由所选半联轴器的孔径，取高速轴最小直径；半联轴器与轴配合的毂孔长度为；为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端要求制出一轴肩，故取II-III段的直径；轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为15mm，故取。由于高速轴上的小齿轮的尺寸较小，通常设计成齿轮轴。取轴上轴段-处为高速小齿轮，直径d-=51.7mm。已知小齿轮的轮毂宽度为57mm,故取L-=57mm。高速级小齿轮轮毂长L=57mm，则取，高速轴参数轴段III直径d(mm)3035404351.74340长度L(mm)564531.75118571131.75 5）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-由教材书表6-1查得平键截面bh=10mm8mm,键槽用键槽铣刀加工，长为22 mm；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。6）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考教材书表15-2，取轴端倒角为C=1.245。7）确定轴及求作用在齿轮上的力 输入轴上的P1=5.45KW ；n1=720r/min ；T1 = Nmm已知高速级小齿轮的分度圆直径为： =51.7而 圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示：3、中间轴的设计计算及结构设计1）中间轴的结构设计示意图（图6-2） 图6-22）初步确定轴的最小直径 通过式（6-1）初算高速轴的最小直径： 轴的直径小于100mm，且有一个键槽，轴径增大（5%-7%）；则。3）初选轴承 选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，选轴承型号30209，其尺寸为dDT=45mm85mm20.75mm。考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm。4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。取轴上安装大齿轮和小齿轮处的轴段-和-的直径d-=d-=56mm.两端齿轮与轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽度为57mm,小齿轮的轮毂宽度为101mm.为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故分别取L-=98mm,L-=54mm。两齿轮的另一端采用轴肩定位，轴肩高度:h0.07d-=0.0756=3.92mm，取h=4mm;轴环处的直径:d-=56+8=64 mm;轴环宽度:b1.4h=1.44=5.6mm,取L-=10mm。由于安装齿轮的轴段比轮毂宽度略短，则 ； 中间轴参数轴段直径d(mm)45 56645645长度L(mm) 45.759865445.755) 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d-和d-分别由表6-1查得平键截面bh=10 mm8 mm,长度分别为63 mm和36 mm, 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；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。6)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为1.245。 7) 确定轴及求作用在齿轮上的力中间轴上的功率P、转速n：P= P2=5.28KW, n= n2=144r/min求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为： =258.8则 已知低速级小齿轮的分度圆直径为： =96.3则 4低速轴的设计计算及结构设计1) 低速轴的结构设计示意图轴的设计示意图如下：2)初选轴承选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求,选轴承型号30213，其尺寸dDT=65mm120mm24.75mm,故，而。3)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度低速轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d-.为了使所选的轴直径d-与联轴器的孔径相适应， 故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩。按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为3150。半联轴器的孔径为60mm,故取d-=60mm,联轴器长142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=114mm.为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取-段的长度应比L1略短一些，现取L-=112mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求,-轴段左端需制出一轴肩,故取-段的直径d-=65mm,右端挡圈定位，按轴 端直径取挡圈直径D=67mm。取安装齿轮处的轴段-的直径d-=78mm.齿轮的的左端与左端轴承之间采用甩油环和套筒定位。已知齿轮毂的宽度为101mm,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L-=98mm.齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d=0.0778=5.46,则轴环处=90mm。轴环宽度b1.4h=1.46=8.4,取=10mm。低速轴参数轴段III直径d(mm)60626575907865长度L(mm)1124545.7550109845.75 5）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-由表6-1查得平键截面bh=6 mm6 mm,键槽用键槽铣刀加工，长为22 mm,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。6）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考教材书表15-2，取轴端倒角为245。7) 确定轴及求作用在齿轮上的力中间轴上的功率P、转速n：P= P3=5.12KW, n= n3=37.5r/min求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为： =372.4则 8）低速轴的载荷计算及校验首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定轴承的支点位置。对于30213型单列圆锥滚子轴承,从手册中查取有a=23.8mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 现将计算出的危险截面C处的MH、MV和M列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩按弯曲扭转合成应力校核轴的强度前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全 输出轴的载荷分析图如下:5、联轴器的选择 1）高速轴上联轴器联轴器的计算转矩查教材书表14-1，取,则：；按照及电动机轴尺寸等限制条件，以及根据传动装置的工作条件拟选用HL3型弹性注销联轴器。其公称转矩，半联轴器的孔径；可满足电动机的轴径要求。 2）低速轴上联轴器 低速轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d-.为了使所选的轴直径d-与联轴器的孔径相适应， 故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩。按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为3150。 6、轴承的选择1）高速轴上轴承选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求,选轴承型号30208，其尺寸为dDT=40mm80mm19.75mm。 2）中间轴上轴承 选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，选轴承型号30209，其尺寸为dDT=45mm85mm20.75mm。 3) 低速轴上轴承选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求,选轴承型号30213，其尺寸为dDT=65mm120mm24.75mm。七、键联接设计计算 1)高速轴上的键的设计与校核 联轴器与轴的周向定位都是平键连接，由表6-1查得联轴器上的键尺寸为bhL =8748 mm，联轴器采取过渡配合，但不允许过盈，所以选择H7/k6，轴与轴承之间采取过度配合，轴的直径公差采用m6（具有小过盈量，木锤装配）d=30 mm,T1=72.3 Nm, 查表得=100120，所以所选键符合强度要求。2）中间轴上的键的设计与校核已知d-=d-=56mm，T2=350.2 Nm，参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于d=5058 mm所以取bh=1610 mm，查表得=100120取低速级键长为63 mm. 高速轴为齿轮轴，则设L=40符合强度条件。 3）低速轴上的键的设计与校核已知装齿轮处轴径d=78mm， T=1303.9Nm。参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于dyiz=7585mm,所以取bhL=22 mm14mm63 mm，查表得=100120联轴器处轴径d=60mm，T=1303.9Nm，由于d=5865mm，所以取bhL=18 mm11 mm100 mm所以所选键符合强度要求。八、箱体的设计计算1、箱体的构形式和材料 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为2.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=2。机体外型简单，拔模方便.3.对附件设计1) 窥视孔盖和窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔,大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内。窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。I 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内。 2、箱体主要结构尺寸和关系箱体长度L=370mm，高度H=180mm，宽度B=130mm。 箱座壁厚=10mm。箱座凸缘厚度b=1.5mm,mm。箱盖厚度=8mm。箱座凸缘厚度b1=12mm。箱底座凸缘厚度=2.5mm。齿轮轴端面与箱体内壁距离L=10mm。大齿轮端面与箱体内壁距离L=12mm。九、螺栓等相关标准的选择1）放油螺塞：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，以便放油，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承面，并加封油圈加以密封。2） 通气孔：减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,为便于排气，所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成。3） 启盖螺钉：为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整。启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。4） 定位销：为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。以提高定位精度，两销相距尽量远些。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置。 5） 环首螺钉、吊环和吊钩 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在上出吊钩。 6） 调整垫片 用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用。十、减速器润滑与密封的概要说明齿轮减速器中，除少数低速(v0.5m/s)小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮都采用油润滑。对于齿轮圆周速度v12m/s的齿轮传动可采用浸油润滑，即将齿轮浸入油中，当齿轮回转时粘在其上的油液被带到啮合区进行润滑，同时油池的油被甩上箱壁，有助散热。为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮齿啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿轮的一个齿高为适宜，速度高的还可浅些(约为0.7倍齿高左右)，但不应少于10mm；锥齿轮则应将整个齿宽(至少是半个齿宽)浸入油中。对于多级传动，为使各级传动的大齿轮都能浸入油中，低速级大齿轮浸油深度可允许大一些，当其圆周速度v=0.812m/s时，可达1/6齿轮分度圆半径；当v0.50.8m/s时，可达1/61/3分度圆半径。如果为使高速级的大齿轮浸油深度约为一个齿高而导致低速级大齿轮的浸油深度超过上述范围时，可采取下列措施：低速级大齿轮浸油深度仍约为一个齿高，可将高速级齿轮采用带油轮蘸油润滑，带油轮常用塑料制成，宽度约为其啮合齿轮宽度的1/31/2，浸油深度约为0.7个齿高，但不小于10mm；也可把油池按高低速级隔开以及减速器箱体剖分面与底座倾斜。为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮齿啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，合适的浸油深度见表10-1。减速器类型传动件浸油深度一级圆柱齿轮减速器（图6.3a）m3m/s时，飞溅的油可形成油雾并能直接溅入轴承室。有时由于圆周速度尚不够大或油的粘度较大，不易形成油雾，此时为使润滑可靠，常在箱座接合面上制出输油沟，让溅到箱盖内壁上的油汇集在油沟内，而后流入轴承室进行润滑。在箱盖内壁与其接合面相接触处制出倒棱，以便于油液流入油沟。在难以设置输油沟汇集油雾进入轴承室时，亦有采用引油道润滑或导油槽润滑。间隙0.5刮油板 图5-1 图5-22）.刮板润滑当浸油齿轮的圆周速度v1.52m/s时，油飞溅不起来；下置式蜗杆的圆周速度即使大于2m/s，但因蜗杆的位置太低，且与蜗轮轴线成空间垂直交错，飞溅的油难以进入蜗轮轴轴承室。此时可采用刮板润滑（图5-2）。利用刮油板将油从蜗轮轮缘端面刮下后经输油沟流入蜗轮轴轴承。刮板润滑装置中，刮油板与轮缘之间应保持一定的间隙(约0.5mm)，因而轮缘端面跳动和轴的轴向窜动也应加以限制。 2减速器的密封1）.毡圈式密封如图6.4所示，利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，获得防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等侵入轴承室的密封效果。用压板压在毛毡圈上，便于调整径向密封力和更换毡圈。毡圈式密封简单、价廉，但对轴颈接触面的摩擦较严重，主要用于脂润滑以及密封处轴颈圆周速度较低(一般不超过45m/s)的油润滑。2）.间隙式密封间隙式密封装置结构简单、轴颈圆周速度一般并无特定限制，但密封不够可靠，适用于脂润滑、油润滑且工作环境清洁的轴承3).其他部位的密封检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面间均需加纸封油垫或皮封油圈密封。螺钉式轴承端盖与箱体之间需加密封垫片密封，嵌入式轴承端盖与箱体间常用O形橡胶密封圈密封防漏。十一、设计小结 这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是自己能够完成了设计任务，更重要的是在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。而这份艰难不仅仅体现在设计内容与过程中为了精益求精所付出的艰辛。 对于课程设计，我只能说我已经尽了我最大的努力。这就是我最好，最出色的设计。过程我只能用不堪回首来形容，但是结果确实意义重大的。我付出了远比设计内容更多的毅力与决心。而我也应该保留这份精神，继续奋斗。感觉设计对我们这些刚刚入门（或者在某种意义上来说还是门外汉）就是按照条条款款依葫芦画瓢的过程，有的时候感觉挺没有劲的。反正按照步骤一定可以完成设计任务，其实不然。设计过程中有许多内容必须靠我们自己去理解，去分析，去取舍。就拿电动机型号选择来说，可以分别比较几种型号电动机总传动比，以结构紧凑为依据来选择；也可以考虑性价比来选择。前者是结构选择，后者确实经济价格选择。而摆在我们面前的却是两条路，如何将两者最优化选择才是值得我们好好深思的。课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，本次课程设计时间不到两周略显得仓促一些。但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。这次课程设计我得到的题目是设计一个盘磨机减速箱，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中的每一天都是很累的，有的同学更是选择了一整夜的学习画图找资料。其实正向老师说得一样，设计所需要的东西都在书上了，每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处。我因为这个就吃了不少的亏，比如在我设计减速器的装配草图时我没有太注意相关尺寸，致使我设计的箱体出现了较大的结构错误，间接导致了我以后的装配图的步履维艰。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。抱着这个心理我一步步走了过来，最终完成了我的任务。经过两周的努力,我们终于将机械设计课程设计做完了。在这次作业过程中,我们遇到了许多困难,大量的计算,大量地查找资料。这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,细细想来，我们的收获还是很大的.不仅仅给予以前的实践很好的理论透析，而且也对制图有了更进一步的掌握caxa、Word、图画这些工具软件的应用也得到了锻炼。 对我们来说,收获最大的是方法的积累和能力的锻炼。在整个过程中,我们发现对好多东西不熟悉。没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节，在设计计算的过程中，参考了书本或其他方面的装配图最终完成了作业。在设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计由于时间的仓促，还有许多地方有不足之处。希望以后的学习过程中继续发扬刻苦专研的精神，改正自己的不足之处，希望下次做的更好。参考文献：1濮良贵，纪名刚主编.机械设计（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006.52成大先主编.机械设计手册（第五版）M.北京：化学工业出版社，2008.33陆玉主编，机械设计课程设计（第四版）M.机械工业出版社，2006.124孙桓，机构原理（第七版）M.北京，高等教育出版社，200633