链板输送机课程设计

精选优质文档-倾情为你奉上 机械设计课程设计计算说明书题 目 螺旋输送机传动装置 指导教师 杨金勇 院 系 机电学院 班 级 机自2012级10班 学 号 姓 名 梁 威 目录一、机械传动装置的总体设计. 1.1.1螺旋输送机传动装置简图 1.1.2，原始数据 1.1.3，工作条件与技术要求 1.2.4，设计任务量二、电动机的选择.2.1 选择电动机的类型和结构形式2.2 选择电动机的功率2.3 初选电动机 三、计算总传动比及分配各级的传动比 3.1 计算总传动比 3.2 分配传动装置各级传动比四、计算各轴的功率，转数及转矩 4.1 已知条件 4.2 电动机轴的功率，转速及转矩 4.3 轴的功率，转速及转矩 4.4 轴的功率，转速及转矩 4.5 轴的功率，转速及转矩五、齿轮的设计计算 5.1齿轮传动设计准则 5.2 斜齿1、2齿轮的设计5.3 斜齿3、4齿轮的设计5.4 开式锥齿轮的设计六、铸造齿轮结构尺寸.七、轴的设计计算. 7.1轴的尺寸设计及滚动轴承的选择 7.2轴的强度校核八、轴承端盖的选择九、键联接的选择及计算.十、联轴器的选择十一、减速器箱体的设计.十二、润滑及密封设计.十三、减速器的维护和保养十四、附录（零件及装配图）.专心-专注-专业计 算 及 说 明结 果一、机械传动装置的总体设计1.1螺旋输送机传动装置简图1螺旋输送机；2减速器3电动机；4开式齿轮传动1.2减速器装置运动简图1.3原始数据 螺旋轴上的功率 P = 6.5kW螺旋筒轴上的转速 n=100 r/min1.4工作条件与技术要求 1)机器功用：输送散装物料 2)工作情况：单向转动，连续工作，工作平稳；3)运动要求：输送机转速允许误差为7%； 4)使用寿命：5年，每年300天，每天8小时； 5)检修周期：两年大修，半年小修；6)生产厂型：中小型机械制造厂；7)生产批量：中批生产。1.5，设计任务量减速器装配图一张（A1）、零件工作图2张、说明书1份二、电动机的选择1.1 选择电动机的类型和结构形式 生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电动机。我国已制订统一标准的Y系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于Y系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)。在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重及冶金用的YZ型或YZR型三相异步电动机。 三相交流异步电动机根据其额定功率(指连续运转下电机发热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上)和满载转速(指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速磁场转速)的不同，具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构又制成若干种安装形式。各型号电动机的技术数据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩之比等)、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。 按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。1.2 选择电动机的功率 工作机所需的电动机输出功率为： 弹性联轴器的传动效率 =0.99（0.98） （2对）圆柱齿轮的传动效率 =0.97 （2对）球轴承的传动效率 =0.99 （4对）锥齿轮的传动效率 =0.95 （1对）螺旋筒的传动效率 =0.96 （1个）电动机至运输带之间总效率 = =0.8001.3 初选电动机选择电动机型号为Y160M-4其额定功率为11kw，满载转数为1460r/min（机械设计课程上机与设计P215） 三、计算总的传送比及分配各级的传动比3.1 计算总传动比总传动比 3.2 分配传动装置各级传动比考虑两级齿轮润油问题，两级齿轮应有相近的浸油深度，所以高速级齿轮传动比与低速级齿轮传动比的比值取1.3，即=1.3取=1.3; if =16.2/1.3=11.2=3.8；四、计算各轴的功率，转数及转矩4.1 已知条件4.2 电动机轴的功率，转速及转矩Nmm 4.3 轴的功率，转速及转矩 kw r/minNmm4.4 轴的功率，转速及转矩 kw r/min Nmm4.5 轴的功率，转速及转矩 kw r/min Nmm传动和动力参数结果 轴 参数 电机轴 轴 轴 轴螺旋轴功率P/KW8.1257.967.647.346.5转矩T/（Nmm）53.1552.07189.90529.88620.75转速n/（r/min）14601460384.21132.49100传动比i43.11.3效率0.990.970.970.95五、齿轮的设计计算5.1齿轮传动设计准则齿轮传动是靠轮齿的啮合来传递运动和动力的，齿轮失效是齿轮常见的失效形式。由于传动装置有开式、闭式，齿面硬度有软齿面（硬度350HBS）、硬齿面（硬度350HBS），齿轮转速有高与低，载荷有轻与重之分，所以实际应用中常会出现各种不同的失效形式。分析研究试销形式有助于建立齿轮设计的准则，提出防止和减轻失效的措施。设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效情况等，合理地确定设计准则，以保证齿轮传动有足够的承载能力。工作条件、齿轮的材料不同，轮齿的失效形式就不同，设计准则、设计方法也不同。对于闭式软齿面齿轮传动，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。闭式硬齿面齿轮传动常因齿根折断而失效，故通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数和其他尺寸，然后再按接触疲劳强度校核齿面的接触强度。对于开式齿轮传动中的齿轮，齿面磨损为其主要失效形式，故通常按照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数，考虑齿轮的模数，考虑磨损因素，再将模数增大10%20%，而无需校核接触强度。5.2 斜齿1、2齿轮的设计(一)根据已知条件选择材料 1、 kw 2、 r/min （二）选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用 40Cr （合金钢） 调质 硬度为280HBS 大齿轮45（碳钢） 调质 硬度为240HBS （机械设计P191查表10-1）精度等级：8级 (三)按齿轮接触疲劳强度设计转矩 Nmm ；(四）载荷系数和材料弹性影响系数 试选载荷系数=1.6 查机械设计P201表10-6得材料的弹性影响系数(五）齿宽系数齿轮齿面为软齿面，查机械设计P205表10-7得，(六)许用接触疲劳许用应力由机械设计P209图10-2(d)查得， 查机械设计P207图10-19得， ， 安全系数MPaMPa=594 MPa（七）选小齿轮齿数Z1=23,则大齿轮齿数Z2=23*4=92.圆整=90 初选螺旋角（八） 查图选取区域系数（九）查机械设计P215图10-26得 则1.试算小齿轮分度圆直径 ， mm 2.计算圆周速度V 圆周速度v=3.2m/s 3.计算齿宽b及模数 mm mm 4.纵向重合度5. 查课本P193表10-2得使用系数由精度等级为8，V=3.2m/s查课本机械设计P194图10-8得动载系数=1.15 查课本P195表10-3得斜齿轮.4 查课本P196表10-4以及采用插值法得小齿轮相对于轴承非对称布置时，1 查机械设计P198图10-13得 =1.45 因此，载荷系数K=2.3366.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径(选=1.6) 7.计算模数mm8.按齿根弯曲疲劳强度校核设计 由式：1）确定有关系数与参数（1）查机械设计P208图10-20（c）得小齿轮（40Cr）弯曲疲劳强度极限mpa；大齿轮（45钢）弯曲疲劳强度极限mpa（2）查机械设计P206图10-18图得弯曲疲劳寿命系数；（3）计算弯曲疲劳许用应力 查机械设计P206取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 MPa MPa（4）.计算载荷系数K （5）查齿形系数和应力校正系数 查图10-28得螺旋角影响系数 计算当量齿数 查机械设计P200表10-5得，（6）.计算齿轮的 由此得知大齿轮的数值较大设计计算 由计算公式得： mm 对比计算结果，由于齿轮模数m的大小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的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=1.50，并取圆整为标准值m=2，前面计算得=47.82mm,得小齿轮的齿数 取 则,大齿轮齿数几何尺寸计算齿顶高：齿根高： 全齿高：中心距：133.980mm 取134mm螺旋角：分度圆直径： mm 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 齿宽： 取5.3 斜齿3、4齿轮的设计(一)根据已知条件选择材料 1， kw 2， r/min （二） 齿轮材料及精度等级。小齿轮选用40Cr调质 硬度HB3=280HBS大齿轮选用45钢调制 硬度HB4=240HBS 精度等级：8级 (三)按齿轮接触疲劳强度设计 转矩 Nmm ；（四）载荷系数和材料弹性影响系数 选载荷系数=1.6, 查机械设计P201表10-6得材料的弹性影响系数(五)齿宽系数因二级齿轮传动为非对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，(六)许用接触应力 由机械设计P209图10-21（d）查得， 查机械设计P207图10-19得， ，安全系数MPa MPaMPa（七）选小齿轮齿数Z3=25则大齿轮齿数Z4=25*3.1=77.5，取Z=78 初选螺旋角 （八）查机械设计P217图10-30选取区域系数（九）查机械设计P215图10-26得端面重合度 则1.试算小齿轮分度圆的直径，2.计算圆周速度vV=1.280m/s3.计算载荷系数 纵向重合度 根据v=1.280m/s，8级精度，由课本机械设计P194图10-8查得动载荷系 由课本机械设计P195图10-3查得斜齿轮， 查课本机械设计P193表10-2得使用系数 查课本机械设计P196表10-4得小齿轮相对于轴承非对称布置时， 查机械设计图10-13得 得，载荷系数K=2.2424.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 =64.04= 71.25（取1.6）mm5.按齿根弯曲疲劳强度设计 由式：1）确定有关系数与参数（1）查机械设计图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限（2）查机械设计图10-18得，弯曲疲劳寿命系数；（3）计算弯曲疲劳许用应力 查机械设计P206表10-6得弯曲疲劳安全系数 MPa MPa （4）计算载荷系数K （5）查齿形系数和应力校正系数 查图得螺旋角影响系数 计算当量齿数 查机械设计P200表10-5得，（6）计算两齿轮的 并比较 由此得知，取大齿轮数据 设计计算 对比计算结果，由于齿轮模数m的大小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的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=2.22，并取圆整为标准值m=2.5，前面计算得=71.66mm,得小齿轮的齿数 得 取28则大齿轮齿数 取87齿顶高：齿根高： 全齿高：中心距：148.15mm 取148mm螺旋角：分度圆直径： mm 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 齿轮宽度： 圆整后取 高速级齿轮参数低速级齿轮参数模数22.5小轮分度圆/d353.672.07大轮/d4214.4223.93中心距134148小轮/df348.665.82大轮/df4209.4217.68小轮/da357.677.07大轮/da4218.4228.92小轮/b36078大轮/b45472小轮齿数2628大轮齿数104875.4.外传动（开式直齿锥齿轮传动）1.齿轮材料，确定许用应力 小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS 大齿轮 45 正火 硬度240HBS 2.许用接触应力 由式6-6， 查机械设计P209图10-21d得 工作条件：使用寿命5,每天8小时，每年300天。连续工作，工作平稳 接触疲劳极限，查图6-4接触强度寿命系数：3.按齿轮接触疲劳强度设计 转矩 Nmm ；4.载荷系数和材料弹性影响系数 选载荷系数=1.6, 查机械设计P201表10-6得材料的弹性影响系数查机械设计P207图10-19得， ，安全系数MPa MPaMPa 选小齿轮齿数Z=25则大齿轮齿数Z=25*1.3=33， 5.试算小齿轮分度圆的直径mm6.计算圆周速度vV=1.056m/s 齿宽 B=53.48 根据v=1.005m/s，8级精度，由课本机械设计P194表10-8查得动载荷系 由课本机械设计P226 查课本机械设计P193表10-2得 使用系数 查课本机械设计P 226 得，载荷系数K=2.17.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （取1.6） 8.按齿根弯曲疲劳强度设计 由式：1）确定有关系数与参数（1）查机械设计P108图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限（2）查机械设计P206图10-18得，弯曲疲劳寿命系数； （3）计算弯曲疲劳许用应力 查表得弯曲疲劳安全系数 MPa MPa （4）.计算载荷系数K （5）查齿形系数和应力校正系数 得 计算当量齿数 查机械设计表得，（6）计算两齿轮的 并比较 (2)设计计算 对比计算结果，由于齿轮模数m的大小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的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=6.227，并取圆整为标准值m=7，前面计算得=207.909mm,得小齿轮的齿数 得 取30则大齿轮齿数 mm锥距mm六、铸造齿轮结构尺寸根据机械设计课程上机与设计P155表12-10与由齿顶圆直径选择腹板式（200da500）得到齿轮2： d0=126.2mm，1=10.5mm，dk=31.1,mm，lb=54mm，C=18.9mm齿轮4： d0=146.465mm，1=10.375mm，=16，dk=25.2325mm，lb=54mm，C=25.2mm七、轴的设计计算7.1 轴选40Cr 调质由机械设计P370确定 高速轴 A01=100，中间轴 A02=112，低速轴 A03=112高速轴：=17.60mm有联轴器d=30mm中间轴：=30.34mm因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值d2min=35mm低速轴：=42.70mm有联轴器d=45mm1）高速轴各轴直径d11:最小直径，安装HL3弹性柱销联轴器，d11=d1min=30mm（由电动机机座号160M依次参考机械设计课程上机与设计P217、P192得出）d12:密封处轴段，定位高度h=（2.13），所以d12=30+5=35mm,该处与密封圈标准（毡圈密封）取d12=35mmd13：角接触球轴承处轴段， 查机械设计课程上机与设计P170表13-4轴承选7008C其尺寸为 d*D*B=40*68*15，d13=40mmd14：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度 d14=46mmd15：d15为齿轮轴d16：d16=46mmd17：角接触球轴承轴段，d16=40mm各轴长度L11：由半联轴器和轴配合的毂孔宽L=82mm确定 L11=80mm（比L短一些）l12：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，L12=90mmL13：由角接触球轴承，档油盘：L13=36mmL14：由高速小齿轮B1=60mm，由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定L14=87mmL15：齿轮轴段L16=60mmL16：L16=10mmL17：角接触球轴承轴段，由滚动轴承，档油盘：L17=26mm2)中间轴各轴直径d21:最小直径，角接触球轴承处轴段，应与轴承的内径孔一致查机械设计课程上机与设计P170表13-4取d21=35mm，角接触球轴承选7007C其尺寸为d*D*B=35*62*14 d22:高速级大齿轮轴段，d22=40mmd23：轴承，根据齿轮的轴向定位要求，d23=46mmd24：低速小齿轮轴段，d24=d22=40mmd25：d25=d21=35mm各轴长度L 21：由角接触球轴承，档油盘，l21=38mmL22：由低速级小齿轮的毂孔宽度B2=78mm确定，所以L22=75mmL23：l23=12mmL 24：由高速速级大齿轮的毂孔宽度B3=54确定，所以l24=51mmL25：由滚动轴承挡油盘及装配关系确定l25=41mm3）低速轴各轴直径d31:联轴器段，联轴器的计算转矩：Tca=KAT3=1.3*529.07=687.791N/m按计算Tca应小于联轴器公称转矩的条件，参考机械设计课程上机与设计P192表14-6，选用HL4弹性柱销联轴器，d31=45mm,d32:密封处轴段，根据定位要求以及密封圈的标准取，=50mm,d33：角接触球轴承段选7011c其尺寸为d*D*B=55*90*18，d34：低速级大齿轮轴段d34=60mm，d35：过度轴段d35=68mm，d36：，d36=60mm，mm。各轴长度L31：安装HL4弹性柱销联轴器，由半联轴器和轴配合的毂孔宽L=112mm确定（比L短一些）mm，L32：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，mm，L33：由角接触球轴承挡油盘及装配关系确定mm，L34：由低速级大齿轮的毂孔宽度B4=72确定取mm，L35：过度轴段mm，L36：由箱体结构mm，：由角接触球轴承挡油盘及箱体结构，轴承端盖装配关系确定mm。7.2轴的校核1.高速轴的校核： r/min 已知轴材料40Cr调制，故符合强度要求2.中间轴校核 kw r/min Nmm而作用在小齿轮上的圆周力Ft2=2T2/d2=2*/214.4=1771.46N径向力：Fr2=Ft2*tan /cos1=664.60N作用在大齿轮上的圆周力Ft3=2T2/d3=2*/72.07=5269.88N径向力：Fr3=Ft3*tan /cos2=1974.75N 轴向力：Fa2=Ft2*tan1=442.82N Fa3=Ft3*tan2=1363.97N求水平面的支承力:FNH1=(Ft3(L1+L2)+Ft2*L3)/(L1+L2+L3)=4087.54NFNH2=(Ft2(L1+L2)+Ft3*L1)/(L1+L2+L3)=2953.80N求垂直面的支反力：FNV1=(Fr3(L2+L3-Fr2*L3)/(L1+L2+L3)=1166.56NFNV2=Fr3-Fr2-FNH1=143.59N计算水平弯矩MH1=FNH2*(L2+ L3)-Ft2* L2=.02N*mmMH3=FNH1*(L1+ L2)-Ft3* L2=.65N*mm计算垂直弯矩 MV1=FNV2*(L2+ L3)+Fr2* L2=70577.30N*mmMV2=FNV1*(L1+ L2)-Fr3* L2=6707.06N*mm总弯矩：其轴的力学模型及转矩、弯矩如图所示抗弯扭合成力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和最大转矩的截面（即危险截面C）的强度。由轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的当量力矩为：轴的计算应力：故符合强度要求低速级轴的校核:输出轴上的功率 kw Nmm由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面故危险截面的直径d=45mm由于只受扭矩作用，故按扭转强度计算。 r/min圆周力：Ft4=2T3/d2=2*529.07/60=1763.57N径向力：Fr4:=Ft4*tan /cos2=660.85N 求水平面的支承力:FNH1=Ft4 *L2/(L1+L2)=1206.11NFNH2=Ft4 - FNH1=557.46N求垂直面的支反力：FNV1=Fr *L3/(L1+L2)=451.96NFNV2=Fr4 -FNV1=208.89N计算水平弯矩MH=FNH1*L1 =1206.11*59.3=71522.32N*mm计算垂直弯矩 MV=FNV1*L1=451.96*59.3=26801.23N*mm总弯矩：轴的材料45号钢，调质处理。查表8.2得=60 故轴的强度满足要求八、轴承端盖的选择根据轴承外径的大小，按照机械设计课程上机与设计P202表15-3得到：高速轴：轴承外径D1=68mm，螺栓直径d3=8，4个螺栓。计算结果如下：螺栓孔d0=d3+1=11mm，D0=D1+2.5d3=88mm，D2=D0+2.5d3=108mm，厚e=1.2d3=9.6mm，D4=D-（10-15）中速轴：轴承外径D2=62mm，螺栓直径d3=8，4个螺栓。计算结果如下：螺栓孔d0=d3+1=9mm，D0=D1+2.5d3=82mm，D2=D0+2.5d3=102mm，厚e=1.2d3=9.6mm低速轴：轴承外径D3=62mm，螺栓直径d3=10，4个螺栓。计算结果如下：螺栓孔d0=d3+1=11mm，D0=D1+2.5d3=115mm，D2=D0+2.5d3=140mm，厚e=1.2d3=12mm九、键联接的选择及其校核计算7.1键的选择与强度验算选取45钢作为平键材料，连接方式为静链接，取载荷性质为冲击高速轴连接联轴器的键： 选 中速轴大齿轮： 选 小齿轮： 选 低速轴 连接联轴器的键： 选 大齿轮： 选 十、联轴器的选择 由机械设计P370表15-3确定 高速轴 A01=100，中间轴 A02=112，低速轴 A03=112。根据许用转矩TP和最小直径，按照机械设计课程上机与设计P192表14-6得到高速轴：=17.60mm选择联轴器：HL3，d=30mm低速轴：=42.70mm选择联轴器：HL4，d=45mm十一、减速器箱体的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构,为了保证齿轮配合质量，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2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm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3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，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B 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。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：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.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,并匀均布置，保证部分面处的密封性.铸铁主要结构尺寸名称符号减速器形式及尺寸关系/mm齿轮减速器箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径24地脚螺钉数目6轴承旁联接螺栓直径18盖与座联接螺栓直径14轴承端盖螺钉直径10检查孔盖螺钉直径6定位销直径12箱盖、箱座肋厚8.5至外机壁距离34,24,2028,22,18大齿轮顶圆与内机壁距离20齿轮端面与内机壁距离15轴承端盖外径轴1-3分别为108,102,140十二、润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，表面粗超度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,并匀均布置，保证部分面处的密封性.十三、减速器的维护与保养对皮带运输机实行定期维护保养的目的是。减少机器的故障，延长机器使用寿命；缩短机器的停机时间；提高工作效率，降低作业成本。齿轮的维护（1）使用齿轮传动时，在启动、加载、卸载及换档的过程中应力求平稳，避免产生冲击载荷，以防引起断齿等故障。（2）经常检查润滑系统的状况（如润滑油的油面高度等）。油面过底则润滑不良，油面过高会增加搅油功率的损失。对于压力喷油润滑系统还需检查油压状况，油压过底会造成供油不足，油压过高则可能是因为油路不畅通所致，需及时调整油压，还应按照使用规则定期更换或补充规定牌号的润滑油。（3）注意检查齿轮传动的工作状况，如有无不正常的声音或箱体过热现象。润滑不良和装配不符合要求是齿轮失效的重要原因。声响监测和定期检查是发现齿轮损伤的主要方法。轴的维护在工作过程中，对机械要定期检查和维修，对于轴的维护重点注意三个方面。（1）认真检查轴和轴上零件的完好程度，若发现问题应及时维修或更换。轴的维修部位主要是轴颈及轴端。对精度要求较高的轴，在磨损量较小时，可采用电镀法或热喷涂（或喷焊）法进行修复。轴上花键、键槽损伤，可以用气焊或堆焊修复，然后再铣出花键或键槽。也可以将原键槽焊补后再铣制新键槽。（2）认真检查轴以及轴上主要传动零件工作位置的准确性、轴承的游隙变化并及时调整。（3）轴上的传动零件（如齿轮、链轮等）和轴承必须保证良好的润滑，应当根据季节和工作地点，按规定选用润滑剂并定期加注。要对润滑油及时检查和补充，必须及时更换。十四、附录（零件1张及装配图2张）=0.800=8.125kw=1460r/min=14.6=1.3=3.8=2.9Nmm=7.96kwr/min52.077.57kw=365r/min189.90Nmm7.34kw=132.49r/minmmm=2=26104a=134mm=53.6mmmmmmHB3=280HBSHB4=240HBS V=1.280m/sm=2.5=28=87a=148mm=72.07mm=223.93mmmm+硬度280HBS硬度240HBSV=1.056m/smmR=171.57mmA01=100A02=112A03=112d11=30mmd12=35mmd13=40mmd14=46mmd15=d13L11=80mmL12=90mml13=36mmL14=87mmL15=60mmL16=60mmL16=10mmL17=26mmd21=35mmd22=40mmd23=46mmd24=d22=40mmd25=d21=35mmL21=38mmL22=75mm l23=12mmL24=51mmL25=41mmd31=45mmd32=50mmd33=55mmd34=60mmd35=68mmd36=60mmmmL31=112mmL32=107mmL33=45mmL34=69mmL35=10mmL36=62mmL37=32mm 计 算 及 说 明结 果参考文献1程志红、唐大放.机械设计课程上机与设计.南京：东南大学出版社，20072程志红.机械设计.南京：东南大学出版社，20073金清肃.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，20074吴宗泽.机械设计师手册（上、下册）.北京：机械工业出版社，20025韩正铜、王天熠.机械精度设计与检测.徐州：中国矿业大学出版社，20096李爱军、陈国平.画法几何及机械制图.北京：机械工业出版社，20087孙海波、姚新港.AutoCAD2008使用教程.北京：机械工业出版社，2008计 算 及 说 明结 果