1、机械设计课程设计计算说明书题 目 设计运输机传动装置（带式二级圆柱齿轮减速器） 指导教师 郭海波 院 系 机电工程学院 班 级 机械 0807 学 号 0806080808 姓 名 李长福 完成时间 计 算 及 说 明 结 果一课程设计任务书1.1 设计题目设计一带式运输机的传动装置（两级展开式圆柱齿轮减速器） ，传动示意图如下：1电动机 2V 带传动 3减速器 4联轴器5鼓轮 6输送带已知条件：鼓轮上轴的转矩 T（N.m） 1300 鼓轮上转度 n（r/min） 48电机同步转速 n （r/min）11500技术条件与说明：1）传动装置的使用寿命预定为 10 年，每年按 300 天计算，3
2、班制工作每班按 8 小时：2）工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击、单向回转：3）电动机的电源为三相交流电，电压为 380/220 伏;4) 传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许做适宜的选择;5)输送带允许的相对速度误差3-5%。1.2 设计要求1）减速器 A1 装配图 1 张;2) A3 零件图 2 张（CAD 绘图，低速轴和闷盖） ；3）设计计算说明书一份（标准格式） 。 目 录课程设计（论文）任务书 1、 系统总体方案设计 11.1、电动机选择11.2、传动装置运动及动力参数计算12、 V 带传动的设计与计算 33、 传动零件的设计计算 4
3、3.1、 高速级齿轮的设计43.2、 低速级齿轮的设计84、 轴的设计 124.1、 高速轴的设计124.2、 中间轴的设计134.3、 低速轴的设计145、 键的设计与校核166、 滚动轴承的选择与校核 187、 箱体及各部位附属零件的设计 197.1、铸造减速箱体主要结构尺寸表197.2、各部位附属零件的设计 20设计总结与参考文献22计算与说明 主要结果1 、系统总体方案设计1.1 电动机选择（1） 选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过 35，因此可选用 Y 系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，
4、B 级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。（2）确定电动机功率和型号运输带机构输出的功率： Pw = = =6.53kw950nT4816传动系得总的效率： = 3 2 =0.868a149.07.7.,.64321联 轴 器 的 效 率 ， 取 ， 取级 精 度 齿 轮 传 动 的 效 率取滚 动 轴 承 效 率 ， 取带 式 输 送 机 的 传 动 效 率电机所电动机所需的功率为： kw59.786.03Pwd由题意知，选择 Y132M-4 比较合理，额定功率 =11kw,满载dP转速 1460r/min.。1.2 传动装置运动及动力参数计算（1）各传动比的计算卷筒的转速
5、min/48rw总传动比: 42.308/16i取 V 带的传动比为: .20i则减速器的传动比为： 8.14./di高速级齿轮传动比： ；低速级圆柱齿轮传动比: ;1i 2iPw=6.53kw86.0kwPd59.7min/48rw2.30i9.31i由 ，可令 ； 。21)5.(ii9.31i2.i 2.3i（2）各轴的转速（r/min） 。电机转速 =1460 0n高速轴 5984.2/160/0iI中间轴 3598n低速轴 ./2i滚动轴 4IV（3）各轴的输入功率（kw）高速轴 56.109.1mP中间轴 14.732低速轴 9.4.滚动轴 P=9.740.990.99=9.55（4
6、）各轴输入扭矩的计算（ ）mN5.168/5.109/950nT349.7/./PT=95509.55/48=1900将以上算得的运动和动力参数列表如下：项 目 电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III滚筒轴转速（r/min）1460 730 176 48 48功率（kW）11 10.56 10.14 9.74 9.55转矩（Nm）72 138 550.2 1937.9 19000=1440/min/598rn13i/4rn8nIVkwP56.104k7.9mNT5.16839.7传动比 2.44 ： 3.9 ： 3.2 ： 12、V 带传动的设计与计算（1） 确定计算功率 Pca 由表 8-7
7、 查得工作情况系数KA=1.3, 故 Pca= P=1.311kw=14.3kw（2）选择 V 带的型号 根据 Pca、 由图 8-10 选用 B 型。n（3）确定带轮的基准直径 d1和 d2 并验算带速 初选小带轮的基准直径 d1。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径 d1=132mm验算带速 v,根验算带的速度V=3.14 d1 /601000=3.141401460/(601000)=10.99m/sn因为 5m/sV25m/s，故带速合适。 计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 d2d2=id1=2.44140=341.6(mm)（4） 确定 V 带的中心距 a 和基准
8、长度 L00.7（d 1+d2）a2（d 1+d2）得 323.4a924初定中心距 a0=600（mm） 。计算带所需的基准长度L0=2a+3.14（d 1+d2）/2+(d 2-d1)2/4a =2600+3.14（140+341.6）/2+（341.6-140） 2/(4600)=1973（mm）由表 8-2 选带的基准长度 L=1800（mm）得实际中心距:a= a0+（L- L 0）/2=600+（1800-1973）/2=513.5（mm）（5）验算小带轮上的包角 =1800 -（d 2-d1）57.3 0 /a =1800 -（341.6-140）57.30/571=176.48
9、120 0 合适。（6）确定带的根数Z= Pca/（P 0+ P）K a KL ;由 d1=140 和 =1460r/min,查表得 P 0=2.806（kw ）n根据 =1460r/min ，i=2.44 和 B 型带，查表得 P=0.463(kw）查 表得 Ka=0.952,KL=0.95 于是：Z=14.3/(2.806+0.463)0.9520.95=4.83 取 Z=5 根（7）确定初拉力 和计算轴上的压力0FQF查得 B 型带的单位长度质量 q=0.18 (kg/m) KA=1.3d1=140mmV=10.99m/sd2=341.6mmL0=1973mma=513.5mm=176Z
10、=5初拉力 F0=500 Pca（2.5/ Ka -1）/（K a zv）+qv 2=500*14.3*（2.5-0.952）/(0.948510.99)+0.1810.412=233.3(N)（8）计算压轴力=2Z F0Sin( /2)=25233.3Sin（176 0/2） =2331.5(N)Q3、传动零件的设计计算因减速器中的齿轮传动均为闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。对于两级传动的齿轮可设计为：运输机要求的速度为 1.1m/s，速度不高，故选用 7 级精度的直齿轮。材料的选择：选择两个小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为280H
11、BS，两个大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。3.1 高速级齿轮的设计3.1.1 试选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数为 ，241z 6.9324.2z取 ,精度选为 7 级。 942z3.1.2 按齿面接触强度设计由设计公式：2.32td1 3 21HEdtZuTK（1）确定公式内的各计算数值试选 Kt1.3计算小齿轮传递的转矩。mNn5151 10*68.P09.T由表 107 选取尺宽系数 d1由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8 12由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 MPa
12、；01limH 502limH 由式 1013 计算应力循环次数60n1jLh60 1460 1 （3 8 300 10） 6.30721NKt1.3 mN5140*68.T910992 105731076N 图 1019 查得接触疲劳寿命系数由1图 1019 查得接触疲劳寿命系数: 0.88； 0.961HNK2HN计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得0.89600MPa528MPaH0.93550MPa 528MPa2（2）计算试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入 中较小的值。Htd1 321. EdtZuTK= =76.2943 258.19.3068.
13、2.计算圆周速度v= = =5.83m/s106ndt 10642.7计算齿宽 bb=d =172.294mm=72.294 mmt1计算齿宽与齿高之比模数 = = =3.179mmtm1zdt249.7齿高 h=2.25m=2.253.179mm=7.153mmb/h=72.294/6.01=10.667计算载荷系数。根据 v=5.83m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数 =1.15；vK直齿轮 =1FHK由表 10-2 查得使用系数 KA=1.25由表 104 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时=2.491N90921372.6 0.881HNK0.962V=5.83m/
14、sb=72.294mm=3.179mmtmh=7.153mmb/h=10.667=1.425HK由 b/h=10.667， =1.425H查表 1013 查得 =1.35F故载荷系数K=KAKVKHK H=1.251.1511.425=2.048按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得= = mm=88.774mm1d3/tt 3.1/048.29.7计算模数 m m = mm=3.21mm1z24.83.1.3 按齿根弯曲强度设计由式(105)m 321cosFSadYzK （1）确定公式内的计算数值由图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；1FE大
15、齿轮得弯曲疲劳极限强度 =380MPa2FE由 10-18 查得弯曲寿命系数 =0.82 =0.861NK2FN计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=1.4 见表 10-12 得=（ ）/S= =292.86Mpa1FE1FEN4.5086= （ ）/S= =233.43Mpa22K139计算载荷系数=1.251.1511.35=1.941FvA查取应力校正系数由表 105 查得 =2.65； =1.7481SaY2Sa查取齿形系数由表 105 查得 =2.19280.1Fa2Fa=1.425HKK=2.048=64.176mm1dK=1.941计算大、小齿轮的并 加以比较FSaY= =0.01
16、42971FSaY 4.307582= =0.016752Sa .6大齿轮的数值大。(2)设计计算m =2.673250167.1*68.94.对结果进行处理取 m=3= /m=88.774/3301Zd大齿轮齿数， = =3.9 30=117 取 =1172Z1i2Z3.1.4 几何尺寸计算(1)计算大、小齿轮的分度圆直径= m=21 3=90mm = m=117 3 =351mm1d2d(2)计算中心距a=( + )/2=(90+351)/2=220.5mm，12(3)计算齿轮宽度b=d =901d=95mm， =90mm 1B23.1.5 小结实际传动比为： 9.3017i误差为： %5
17、.由此设计有模数 分度圆直径 齿宽 齿数小齿轮 3 90 95 30大齿轮 3 351 90 117m=3=301Z=1172a=220.5mm=90mm1d=351mm2=95mm1B=90mm23.1.6 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。 mZmD321)217(30564 6.89543 mD3.205.31201 4.69).8(.30BC52523.2 低速级齿轮的设计3.2.1 试选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数为 ，241z 8.7624.32z取 77。3.2.2 按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 2.32td
18、1 3 21HEdtZuTK（1）确定公式内的各计算数值试选 Kt1.3计算小齿轮传递的转矩。mNmNn 55252 103.64.1309.P109.T由表 107 选取齿宽系数 d1T52103.6由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 MPa；01limH 502limH由式 1013 计算应力循环次数60 jLh60 153.4 1 （3 8 300 10）2.5834 3N2n910894 10*73.2.31058由图 1019 查得接触疲劳寿命系数由1图 1019 查得接触
19、疲劳寿命系数: 0.93； 1.013HNK4HN计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得0.93600MPa 558MPa3H1.01550MPa555.5MPa4（2）计算试算小齿轮分度圆直径 d1ttd1 321. HEdtZuTK= =116.23mm3 255.819.30.62. 计算圆周速度v= = =3.64m/s1062ndt 1064 计算齿宽 bb=d =1116.23mm=116.23mmt1计算齿高与齿高之比m= = =4.8431zdt243.6h=2.25m=2.254.843mm=10.90mmb/h=116.23/10.90=1
20、0.66计算载荷系数。已知载荷平稳，所以取 =1.25AK=2.5834 3N910847.V=3.64m/sb=116.23mmm=4.843h=10.90b/h=10.66KA=1.25根据 v=3.64m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数 =1.12；vK由表 104 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 的计H算公式和直齿轮的相同.=1.12+0.18(1+0.6d )d +0.2310 b =1.435HK23由 b/h=11.56， =1.435查表 1013 查得 =1.35F由表 103 查得 =1。故载荷系数HKK=KAKVKHK H=1.251.1211.4
21、29=2.009 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得= = mm=134.378mm3d/tt3.1/09.2.16计算模数 m m = mm=5.59mm3z478.3.2.3 按齿根弯曲强度设计由式(105)m 321cosFSadYzK （1）确定计算参数由图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；1FE大齿轮得弯曲疲劳极限强度 =380MPa2FE由 10-18 查得弯曲寿命系数 84.03NK9.04FN计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=1.4 见表 10-12 得=（ ）/S= =300Mpa31FE3FEN4.15= （ ）/S=
22、=244.29Mpa42 24EK.3809计算载荷系数K=KAKV =1.251.1211.35=1.89F=1.35FKK=2.009 md378.14m=5.5984.03FNK9=3001FE=244.292查取应力校正系数由表 105 查得 ；58.13SaY764.1Sa 查取齿形系数由表 105 查得 6.23Fa2.4Fa 计算大、小齿轮的并 加以比较FSY= =0.0139573FSaY 058.162= =0.0160744FSa 9.74大齿轮的数值大。（2）设计计算m =3.9732501674.413.689对结果进行处理取 m=3= /m=134.378/434 3
23、Zd大齿轮齿数， = =3.2 34=108.8 4Z32i1094Z3.2.4 几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径= m=34 4=136mm = m=109 4 =436mm3d4d（2）计算中心距a=( + )/2=(136+436)/2=286mm 12（3）计算齿轮宽度b=d =136mm3d=145mm， =145mm 3B43.2.5 小结实际传动比为： 2059.31i误差为： %8.由此设计有K=1.89；58.13SaY764.23Fa4Ym=434Z109=136mm1d=436mm2a=286mmmm1453Bmm6模数 分度圆直径 齿宽 齿数小齿轮 4 13
24、6 145 34大齿轮 4 436 136 1093.2.6 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。 mZmD396412)09(46.43 mD2701439201 6.75)14396(.0302mBC2.54、轴的设计4.1 高速轴设计：（1）材料：选用 45 号钢调质处理，查表 15-3 取=35Mpa，A=120（2）各轴段直径的确定由 ，P=10.56kw,n=598.4r/min,则3npAd16.293右起第一段装带轮，由 V 带的结构及其尺寸，查表得取；右起第二段其左端用轴端定位，其右端轴肩高md21（0.07-0.
25、1） ，取 3mm，则 ；右起第三段装滚动轴1 md382承，初选 6208，则 ，其右端用轴肩定位，查表得3=40；第七段装轴承，所以 ；第六段装齿轮，采用d5047=40系列，取 ，其右端用轴肩定位，右端轴肩高20 d506（0.07-0.1） ，取 3.5mm，则 ； 6 md605端盖的总宽为，根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，取齿轮距箱体内壁 10mm，6208 轴承厚 18mm，齿轮宽 95mm，所以初取， ， ，mL31902L1231524mL15， ， 。76m457综上所述：该轴的长度 L=419m4.2 中间轴设计：（1）材料：选用 45 号钢调质处理，查表 15-3
26、 取=35Mpa，A=120（2）各轴段直径的确定：md3218403md560mm7=40mL3619023mL154276L45由 , p=10.14,n=153.4 则 mm,3npAd 29.453nPAd1段要装配轴承，选用 6210 轴承， 1=50mm， =38mm1L2d装配低速级小齿轮，由上边方法判断的 e5，故无需用齿轮轴，且 21取 =56mm， =90-5=85mm，22L3d段主要是定位高速级大齿轮，取 =64mm， =12mm，3d3L4装配高速级大齿轮，取 =56mm， =140mm445段要装配轴承，取 =50mm， =35mm5d5L取齿轮距箱体内壁距离为：1
27、6mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。故该轴总长为：L=310mm4.3 低速轴设计：（1）材料：选用 45 号钢调质处理，查表 15-3 取=35Mpa，A=112（2）各轴段直径的确定：由 , 则 ,3npAd mnPCd86.59.4712331d=50mm=56mm2=64mm3=56mm4d=50mm5=38mm1L=85mm2=12mm3=140mm4L=35mm5md7152803md941506第一轴段装联轴器，查表取 ，md71L071第二段右端用轴端定位，轴肩高为（0.07-0.1） ,取 2，则7md752L72第三段装配轴承,选用 6
28、216,取 , d803mL63第四段右端用轴肩定位，取 ，m94124第五段靠轴定位，取 ,155第六段装齿轮，采用 系列，取 ，20 d06mL76第七段装配轴承，选用 6216 轴承,取 ,8745该轴的总长为：L=501mm（3）校核该轴 =93mm, =203mm1l2l作用在齿轮上的圆周力为： NdTFt 8.9074369.23径向力为 tr 17.324tan.an0求垂直面的支承反力： NlFrV 5.2)039(17.421Vr 6.0182 求水平面的支承反力：由 12()HtFll得 Nlt 06.1903928.721mL107263mL142576mL4NFt8.9
29、07r1324mNMav79.206aH1.58NFHtH 73.29806.18.9712 绘制垂直面弯矩图 mlMVav .352.1绘制水平面弯矩图 NlFHa 19.568096.31求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把2avHM直接相加mMaHvam 32.60519.587.06222求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数0.6） mNTae 6 32223213. 109.46.0(.65）算危险截面处轴的抗弯系数 =332()22 8.7143902)(53903计算危险截面处轴的应力因为材料选择 #45调质，查得 6BMPa，查课本 23
30、1 页表 14-3 得许用弯曲应力 10b，则： paWTMamca 6034.18.743)(623 所以该轴是安全的。(4)弯矩及轴的受力分析图如：mNMam32.605e6310.W=71431.883Mpaca34.185 键的设计与校核选择 A 型普通键 =100120选择 C 型普通键 =1001205.1 高速轴上键的设计与校核(1)与 V 带轮联接的键 由 d=32mm，查表选 bh=108， 取 L =45mm则工作长度 l=L-b=35 k=0.5h=5所以强度 64.235108.92103 MPakldT所以所选键为: b h L=10 8 45 (2)与齿轮联接的键
31、由 d=50mm，选 bh=149，取 L=80则 l=L-b=66，k=0.5h=4.5 所以 69.2506.41821033 MPakldTb h L=8 7 45b h L=14 9 80b h L=16 10 70b h L所以所选键为:b h L=14 9 805.2 中间轴上键的设计与校核(1) 与小齿轮联接的键已知 d=56，取 b h=16 10 L=70则 l=L-b=54 k=0.5h=5根据挤压强度条件，键的校核为： 51.836540.312032 MPakldT所以所选键为:b h L=16 10 70(2)与大齿轮联接的键已知 d=56，取 b h=16 10 L
32、=110则 L=L-b=94 k=0.5h=5 97.4569103.21032 MPakldT所以所选键为:b h L=16 10 1105.3 低速轴上键的设计与校核(1)与齿轮联接的键已知 =90mm，取 b h=2514， L=1001d则 l=L-b=75, k=0.5h=7根据挤压强度条件，键的校核为： 2.890751.42033 MPakldT所以所选键为:b h L=25 14 100(2) 与联轴器联接的键已知 =71mm，取 b h=20 12 L=901则 l=L-b/2=80, k=0.5h=6根据挤压强度条件，键的校核为： 96.1378069.423 MPakld
33、T所以所选键为:b h L=20 12 90 6、滚动轴承的校核（1）已知 min/483r=16 10 110b h L=25 14 100b h L=20 12 90 两轴承径向: NFHV 13.650.1952.3211 478760822取较大值轴向力：为 0eFra（2）初步计算当量动载荷 P，根据 P= arpYFXf根据表 13-6， =1.01.2，取 =1.1。pfpf所以 P=1.1 1 6501.13=7151.24N计算轴承 6216 的寿命：已知轴承的额定动载荷 C=55KN轴承的预期寿命 0=1030038=0.7210572000hhPCnLh 566 10.7
34、924.71508001 故可以选用。hLh50172.hLh51079.7、箱体的设计及各部位附属零件的设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约见减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体选用球墨铸铁 QT40018， ，布氏硬度0.24,5,18baaMP。1308HBS7.1 铸造减速箱体主要结构尺寸表:
35、名 称 符号 尺寸关系 取 值箱座壁厚 0.2538am9mm箱盖壁厚 1 8mm箱盖凸缘厚度 b1.12mm箱座凸缘厚度 .513.5mm箱座底凸缘厚度 2b.522.5mm地脚螺钉直径 fd03612a20mm地脚螺钉数目 na30-50 40mm箱底至箱底内壁的距离 7 20 20mm减速器中心高 H +6+7 280mm箱盖箱座肋厚 1,m110.85,.mm=7.65mmm8.61轴承端盖外径 2D3(5.)d轴承旁连接螺栓距离 S27.2 各部位附属零件的设计窥视孔盖与窥视孔：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
36、解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。通气器减速器运转时，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,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.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
37、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.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。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.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，并在机座上铸出吊钩。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.10.9 密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,
38、必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.7.3 润滑方式的确定传动零件的润滑采用浸油润滑。滚动轴承的润滑采用脂润滑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 5(1.2)0./minr，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92 中的 50 号润滑，装至规定高度设计总结在老师的指导以及本组各位同学的讨论下，用三周多的时间设计完成了本课题带式输送机传动装置，该装置具有以下特点及优点：（1）能满足所需的传动比齿轮传动能实现稳定的传动比。（2）选用的齿轮满足强度刚度要求由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。
39、（3）轴具有足够的强度及刚度由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。（4）箱体设计的得体设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。（5）加工工艺性能好设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。由于时间紧迫，所以这次设计存在一定缺点，比如说箱体结构庞大，重量大，齿轮的计算不够精确等。但是，我坚信：这次的亲身设计，为我以后设计结构更紧凑，传动更稳定精确的设备奠定了坚实的基础。参考文献【1】濮良贵 纪名刚 机械设计第八版 高等教育出版社【2】王大康 卢颂峰 机械设计课程设计 北京工业大学出版社【3】吴宗则 罗圣国 机械设计课程设计手册 高等教育出版社
