《兩級展開式圓柱直齒輪減速器設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《兩級展開式圓柱直齒輪減速器設(shè)計（49頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、西安科技大學(xué)高新學(xué)院課程設(shè)計減速器設(shè)計說明書學(xué)院名稱：機電信息學(xué)院專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化班級：機械1003學(xué)號： 姓名：指導(dǎo)教師：目錄1方案的擬定，電動機的選擇及系統(tǒng)參數(shù)的計算51.1傳動系統(tǒng)的分析和擬定以及減速器類型的選擇51.2、電動機的選擇51.3各級傳動的主體設(shè)計計算72帶傳動設(shè)計92.1 確定計算功率P92.2 選擇V帶帶型92.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗算帶速92.4 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L102.5 驗算小帶輪上的包角102.6 計算帶的根數(shù)z102.7 計算單根V帶的初拉力最小值 F112.8計算作用在軸上的壓軸力FQ113高速齒輪設(shè)計113.1選定齒輪類型，精

2、度等級，材料及模數(shù)123.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計123.3校核齒根彎曲疲勞強度143.4幾何尺寸計算154低速級齒輪設(shè)計164.1選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)164.2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計174.3校核齒根彎曲疲勞強度194.4幾何尺寸計算205高速軸的設(shè)計215.1高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩215.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計215.3軸的載荷235.4按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度266.中間軸的設(shè)計306.1中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩306.11作用在軸上的力306.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計316.3求軸上的載荷326.4按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度337滾動軸承的選擇及壽命校核347.1軸347.2軸3

3、57.3軸368鍵連接的校核378.1軸鍵的校核388.2軸鍵的校核388.3軸鍵的校核389聯(lián)軸器的選擇399.1減速器進口端399.2減速器的出口端3910減速器附件的選擇4010.1箱體設(shè)計4010.2附件4211減速器潤滑方式、密封形式4411.1潤滑4412設(shè)計小結(jié)4513參考文獻(xiàn)4514致謝46計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果1方案的擬定，電動機的選擇及系統(tǒng)參數(shù)的計算1.1傳動系統(tǒng)的分析和擬定以及減速器類型的選擇據(jù)所給題目：設(shè)計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級展開式圓柱直齒輪減速器）方案圖如下：1輸送帶2電動機3V帶傳動4減速器5聯(lián)軸器1.2、電動機的選擇1.2.1計算需要的功率和卷筒轉(zhuǎn)速：P=

4、2.43kW (T=FD/2)1.2.2選電動機：3000、1500、1000、750r/min，可以選擇3000和1500r/min的電機，以3000r/min為例。1.2.3擬訂傳動方案：根據(jù)傳動比初估值i=45.87,構(gòu)思如下傳動方案(如果用1500r/min,傳動比為22.94,雙級減速器既可.不用三級傳動)，可以選擇更多個方案。a) 閉式三級齒輪，使用維護方便，繁重和惡劣條件，制造和裝配要求高，成本也高；b) V帶+二級齒輪，帶在高速級，簡單，成本最低，平穩(wěn)，噪音低；c)蝸桿，結(jié)構(gòu)緊湊，噪音低，制造和裝配要求高，成本也高，且效率低；1.2.4計算電動機所需功率和額定功率總效率： a）

5、a=0.970.970.970.980.980.980.980.990.990.96=0.78b）b=0.960.970.970.980.980.980.980.990.96=0.79 c）c=0.800.980.980.980.990.990.96=0.71功率： a）Pa=P出/a =3.11kWb）Pb=P出/b=3.08kWc）Pc=P出/c =3.42kW經(jīng)過功率和方案比較選擇方案b.并選擇電機型號: Y100L-2,其滿載轉(zhuǎn)速為2890r/min，額定功率為4KW。1.3各級傳動的主體設(shè)計計算1.3.1分配各級傳動比：帶傳動比齒輪傳動低，展開式二級減速器高速級比低速級高，如i=45

6、.87,取i1=2.8(V帶),i2.8；i2=(1.31.4)i3則i3=3.42,i2=4.79 。（ps：i2為高速級，i3為低速級。）1.3.2動力參數(shù)計算：（1）電動機軸轉(zhuǎn)速：=2890輸入功率：P0=Pd=3.08KW輸出轉(zhuǎn)矩：T0= =1.01104Nmm（2）軸（高速軸）轉(zhuǎn)速：n1=輸入功率：P1=P輸入轉(zhuǎn)矩：T1= =mm（3）軸（中間軸）轉(zhuǎn)速：n2=輸入功率：P2=P=2.88KW輸入轉(zhuǎn)矩：T2= =Nmm（4）軸（低速軸）轉(zhuǎn)速：n3=輸入功率：P3=P=2.73KW輸入轉(zhuǎn)矩：= =Nmm（5）卷筒軸：轉(zhuǎn)速：n輸入功率：P卷=P =2.73=2.67KW輸入轉(zhuǎn)矩：Nmm2帶

7、傳動設(shè)計2.1 確定計算功率P據(jù)表5-10查得工作情況系數(shù)K=1.3故有： P=KP2.2 選擇V帶帶型據(jù)P和n有圖5-9選用A型V帶。2.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗算帶速2.3.1初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d有表5-4，取小帶輪直徑 d=100mm。2.3.2驗算帶速v，有： =15.12m/S因為15.12m/s在5m/s30m/s之間，故帶速合適。2.3.3計算大帶輪基準(zhǔn)直徑d2.4 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L2.4.1據(jù)式初定中心距a=400mm2.4.2計算帶所需的基準(zhǔn)長度= =1417mm由表5-2選帶的基準(zhǔn)長度L=1400mm2.4.3計算實際中心距中心局變動范圍：2.5 驗算小

8、帶輪上的包角1202.6 計算帶的根數(shù)z由和查表5-5得P=2.05KW據(jù)n=2890r/min，i=2,8和A型帶查表5-7得,P=0.34KW查表5-2得，K=1.03kw故取3根。2.7 計算單根V帶的初拉力最小值 F由表5-1得，A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1Kg/m。由式（5-19）得，=400.02N2.8計算作用在軸上的壓軸力FQ由式（5-20）得， FQ=2Fsin= sin=590.07N3高速齒輪設(shè)計3.1選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)（1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用7級精度；（GB1009588）（3）材料的選擇。由

9、表7-1選擇小齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS；大齒輪的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)為Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2可由Z2=i2Z1得，Z2=114.96，取115；3.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計3.2.1確定公式中各計算數(shù)值 1）初選載荷系數(shù)Kt=1.3。 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知：T1=2.73104Nmm 3）選取齒寬系數(shù)b=1。 4）由表7-6查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP，標(biāo)準(zhǔn)齒輪ZH=2.5。 5）由圖7-9按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MP。 6）由式7

10、-2，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=6010711(283656)=2.25109N2= 2.25109/3.2=7.03108 7）由圖7-7查得接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.90；K=0.95。 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（7-1）得， =0.9600=540MP =0.95550=522.5MP 3.2.2計算各參數(shù)值1)由式（7-13）計算小齒輪的分度圓直徑d，代入 中較小的值，得 =41.54 2)計算圓周速度V=2.24m/s 3）計算齒寬b b=141.54=41.54mm 4）計算模數(shù)與齒高模數(shù)齒高 5) 計算齒寬與齒高之比 6）計算

11、載荷系數(shù),查表7-2得使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=2.79m/s，7級精度。由圖7-14得動載荷系數(shù)Kv=1.12；直齒輪，假設(shè)KAFt/b100N/mm，由表7-3得K=K=1.2。由表7-4查得K=1.316，由圖,7-17查得K=1.35，故載荷系數(shù)為： KF= KKKK=11.311.21.35=2.122 KH= KKKK=11.311.21.316=2.276 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 8）計算模數(shù)m m=,優(yōu)先使用第一系列，故m=3。3.3校核齒根彎曲疲勞強度3.3.1由表7-5查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)為Y=2.65，Y=1.58，Y=2.18， Y=1.79

12、。3.3.2由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖7-6得，彎曲強度壽命系數(shù)：K=0.85，K=0.883.3.4由圖7-8查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為：=500MPa，=380MPa3.3.5計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（7-1）則有： =303.57MPa =238.86MPa 3.3.6計算圓周力，F(xiàn)t= = =1090.47N3.3.7計算輪齒齒根彎曲應(yīng)力。由式（7- 9）得，=77.14 Mpa303.57MPa=70.37Mpa238.86MPa3.4幾何尺寸計算3.4.1計算分度圓直徑mm3.4.2計算中心距 a=208.5 mm3.4.3計算齒輪寬度 b=取B1=

13、72mm ，B2=80mm，4低速級齒輪設(shè)計4.1選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)4.1.1按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；4.1.2運輸機為一般工作機器，速度不高，故用7級精度；（GB1009588）4.1.3材料的選擇。由表7-1選擇小齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS；大齒輪的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS。4.1.4選小齒輪齒數(shù)為Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2可由Z2=i3Z1得，Z2=83，取83；4.2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計4.2.1確定公式中各計算數(shù)值 1）初選載荷系數(shù)Kt=1.3。 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知：T3=4.13105N

14、mm 3）選取齒寬系數(shù)b=1。 4）由表7-6查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP，標(biāo)準(zhǔn)齒輪ZH=2.5。 5）由圖7-9按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MP。 6）由式7-2，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=6010711(283656)=2.17109N2= 2.25109/3.2=6.78108 7）由圖7-7查得接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.90；K=0.95。 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（7-1）得， =0.9600=540MP =0.95550=522.5MP 4.2.2計算各參數(shù)值

15、1）由式（7-13）計算小齒輪的分度圓直徑d，代入 中較小的值，得 =104.63 2)計算圓周速度V=0.35m/s 3）計算齒寬b b=1122.20=104.63mm 4）計算模數(shù)與齒高模數(shù)齒高 5) 計算齒寬與齒高之比 6）計算載荷系數(shù),查表7-2得使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=0.45m/s，7級精度。由圖7-14得動載荷系數(shù)Kv=1.12；直齒輪，假設(shè)KAFt/b100N/mm，由表7-3得K=K=1.2。由表7-4查得K=1.316，由圖,7-17查得K=1.35，故載荷系數(shù)為： KF= KKKK=11.311.21.35=2.122 KH= KKKK=11.311.21.316=2

16、.276 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 8）計算模數(shù)m m=,優(yōu)先使用第一系列，故m=6。4.3校核齒根彎曲疲勞強度4.3.1由表7-5查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)為Y=2.65，Y=1.58，Y=2.18， Y=1.79。4.3.2由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖7-6得，彎曲強度壽命系數(shù)：K=0.85，K=0.884.3.3由圖7-8查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為：=500MPa，=380MPa4.3.4計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（7-1）則有： =303.57MPa =238.86MPa 4.3.5計算圓周力，F(xiàn)t= = =6550.36N4.3.6計算

17、輪齒齒根彎曲應(yīng)力。由式（7-9）得，=79.46 Mpa303.57MPa=74.05Mpa238.86MPa4.4幾何尺寸計算4.4.1計算分度圓直徑mm4.4.2計算中心距 a=374.5 mm4.4.3計算齒輪寬度 b=取B1=168mm ，B2=175mm，5高速軸的設(shè)計5.1高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩5.1.1根據(jù)前面已知我們可得到該軸上的功率是P1=3.24該軸上的轉(zhuǎn)矩是T1=29.98高速級的小齒輪的分度圓直徑d1=100mm5.1.2作用在軸上的力N5.1.3初步確定軸的最小直徑選取材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=120，于是有5.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.2.1擬訂軸

18、上零件的裝配方案（如圖）5.2.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度根據(jù)軸上有鍵槽都在此基礎(chǔ)上直徑有增量的出最后的為18，我們根據(jù)電動機的選擇Y112M-2,得電動機的軸徑為48mm，為了滿足V帶輪的軸向定位，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=32mm。V帶輪與軸配合的長度L1=80mm，為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L-=75mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=32mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺

19、寸為dDT=35mm80mm22.75mm，故d-=d-=35mm；而L-=21+21=42mm，L-=10mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30308型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度為4.5mm，d-=44mm。取安裝齒輪的軸段-的直徑d-=40mm，取L-=103mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。軸承端蓋的總寬度為36mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離L=24mm，故取L-=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。5.2.3軸上零件的軸向定位V帶輪與軸的周向定位選用平鍵1

20、0mm8mm63mm，V帶輪與軸的配合為H7/r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵12mm8mm70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5.3軸的載荷5.3.1首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30307型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=18mm。因此，軸的支撐跨距為L1=47mm L2+L3=83mm5.3.2根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M

21、的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F，C截面彎矩M總彎矩扭矩5.4按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度5.4.1根據(jù)上面的彎矩圖和扭矩圖我們可以知道在裝載齒輪的面上強度最大，即這個面是最危險的，根據(jù)表中的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應(yīng)力為14.322有前面所選定的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60Mpa。因此，關(guān)全。5.4.2精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面和兩段上的任意截面都只受扭矩作用，每個直徑都是由扭轉(zhuǎn)強度算出的最小直徑取得，所以無需校核。在此我們把與之間的截面定位面，我們只需校核面的左右兩側(cè)。截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1503=12500mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.

22、2d3=0.2503=25000mm3則截面的左側(cè)彎矩為截面上的扭矩T=22887截面上的彎曲應(yīng)力為截面上的扭曲切應(yīng)力由材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理可查表15-1得根據(jù)r/d= 2/50=0.04D/d=1.12 在查表3-4得又由圖3-17得軸的材料的敏性系數(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由圖3-18得截面形狀系數(shù)和扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù)由附圖3-20得表面質(zhì)量系數(shù)表面未經(jīng)強化處理即則按式（3-12）及（3-12a）的綜合系數(shù)又由碳鋼特性系數(shù)知道于是，計算安全系數(shù)1.5 故知安全。截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)W。W=0.1d3=17561.6mmWT=0.2d3=35123.2 mm彎矩和扭矩都不變，其彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切

23、應(yīng)力為由附表3-8求得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為所以右側(cè)安全系數(shù)為1.5故在右側(cè)的截面強度也是足夠的。綜上所述，所設(shè)計的軸的強度符合強度要求。鍵的設(shè)計與校核已知mm，mm，Nm參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于3844，5058，所以聯(lián)軸器與軸的連接平鍵的尺寸為bh=128，齒輪與軸的連接平鍵的尺寸為bh=1610。查表得=100120MPa取聯(lián)軸器處的鍵長為70mm，齒輪處的鍵長為70mm，=MPa=3.96 MPa=8箱蓋壁厚180.02a+3 =8凸緣厚度箱座b151.5箱蓋b1121.51底座b2252.5箱座肋厚m80.85地腳螺釘型號dfM160.036a+12數(shù)目n4軸承

24、旁聯(lián)接螺栓直徑d1M120.75 df箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑尺寸d2M12（0.5-0.6）df連接螺栓的間距l(xiāng)160150200軸承蓋螺釘直徑d38（0.4-0.5）df觀察孔蓋螺釘d46（0.3-0.4）df定位銷直徑d9.6（0.7-0.8）d2d1,d2至外箱壁距離C122C1=C1mind2至凸緣邊緣距離C216C2=C2mindf至外箱壁距離C326df至凸緣邊緣距離C424箱體外壁至軸承蓋座端面的距離l153C1+ C2+(510)軸承端蓋外徑D2101 101 106軸承旁連接螺栓距離S115 140 139注釋：a取低速級中心距，a160mm10.2附件為了保證減速器的正常工

25、作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計給予足夠的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè)計。名稱規(guī)格或參數(shù)作用窺視孔視孔蓋130100為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔。圖中檢查孔設(shè)在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。材料為Q235通氣器通氣螺塞M101減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設(shè)

26、通氣器。材料為Q235軸承蓋凸緣式軸承蓋六角螺栓（M8）固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。圖中采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為HT200定位銷M938為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應(yīng)在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側(cè)聯(lián)接凸緣上，對稱箱體應(yīng)呈對稱布置，以免錯裝。材料為45號鋼油面指示器油標(biāo)尺M16檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)

27、油面指示器，采用2型油塞M201.5換油時，排放污油和清洗劑，應(yīng)在箱座底部，油池的最低位置處開設(shè)放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，油塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈（耐油橡膠）。材料為Q235起蓋螺釘M1242為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結(jié)緊密難于開蓋。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當(dāng)位置，加工出1個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。起吊裝置吊耳為了便于搬運，在箱體設(shè)置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑18。11減速器潤滑方式、密封形式11.1潤滑本設(shè)計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當(dāng)?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€軸

28、承中。11.11齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為3050。取為60。11.1.2滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。11.1.3潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。11.2密封形式用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。12設(shè)計小結(jié)經(jīng)過兩個星期的不懈努力，我終于完成了我們機械設(shè)計課程的課程設(shè)計。在這兩個星期的設(shè)計過程中，最令我受益的是一個又一個困擾我的難題，它們曾讓我苦苦思索，但在這種苦苦思索中我學(xué)會了如何去

29、解決問題。并且這些問題讓我看到了自己知識結(jié)構(gòu)的弱點在哪里，再設(shè)計的過程中我也通過學(xué)習(xí)強化了自己的弱點。正是：實踐是檢驗真理的唯一標(biāo)準(zhǔn)！經(jīng)過這次設(shè)計，讓我知道該如何的把握學(xué)到的課本上的知識去運用到實際生產(chǎn)中，是對我個人知識應(yīng)用于實際的一次檢驗和鍛煉！總體來說,我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學(xué)過的相關(guān)知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來，綜合應(yīng)用才能很好的完成包括機械設(shè)計在內(nèi)的所有工作，也希望學(xué)院能多一些這種課程。13參考文獻(xiàn)1機械設(shè)計課程第八版 濮良貴 紀(jì)名剛 主編 高等教育出版社2007年 2機械設(shè)計課程設(shè)計 周元康 林昌華 張海兵 編著 重慶大學(xué)出版社2004年3機械設(shè)計師袖珍手

30、冊 毛謙德 李振清 主編 機械工業(yè)出版社1994年4實用機械設(shè)計手冊上中國農(nóng)業(yè)機械化科學(xué)研究院編 中國農(nóng)業(yè)機械出版1985年 5機械原理第七版 孫桓 陳作模 葛文杰 主編 高等教育出版社年200714致謝在此次設(shè)計結(jié)尾，我首先要感謝我的課程設(shè)計指導(dǎo)老師千學(xué)明老師，感謝他在課程設(shè)計中給出的指導(dǎo)和學(xué)習(xí)資料。其次感謝我的同學(xué)們感謝他們的指導(dǎo)和幫助，以及他們提出的寶貴意見最后，也感謝學(xué)校，正是因為學(xué)校組織此次課程設(shè)計我才能有這個機會。再次感謝千老師、各位同學(xué)和學(xué)校！P=2.43kw=63r/mini=45.87a=0.78a=0.79c=0.71Pa=3.11kWPb=3.08kWPc3.42kWi1

31、=2.8i3=3.42i2=4.79=2890P0=Pd=3.08KWT0=1.01104Nmmn1=1032r/minP1=2.96kwT1=Nmmn2=216r/minP2=2.84KWT2=Nmmn3=63r/minP3=2.73kw=Nmm =63r/minP卷=2.67KW=N.mmP=4.00kwd=100mmV=15.12m/sa=400mma=491.5=467.5mm539.5mm1=159P=2.05KWP=0.34KW K=0.96Z=3400.02NFQ=590.07 NZ1=24Z2=114.96Kt=1.3T1=2.73104Nmmb=1ZE=189.8MPZH=2

32、.5=550MPK=0.95K=0.90=540MP=522.5MP=41.542.24m/s41.54mm=1.73mmh=3.89mm KF=2.122 KH=2.2762.09mmFt=1090.47N=77.14MPa=70.37MPa72mm345mma=208.5 mmb=72mmB1=72mmB2=80mmZ1=24Z2=83Kt=1.3T3=4.13105Nmmb=1ZE=189.8MPZH=2.5N1=2.17109N2=6.78108K=0.90K=0.95=540MP=522.5MP=104.63=0.35m/sb=104.63mm=4.36mm9.81mm=10.671

33、26.10mmm=6=303.57MPa=238.86MPaFt=6550.36N79.46 Mpa74.05Mpa168mm581mma=374.5 mmb=B1=168mmB2=175mmT1=29.98NY112M-248mmd-=32mmL1=80mmd-=32mmd-=44mmL-=103mmL-=60mm。L1=47mm L2+L3=83mm=14.322W=12500mm3WT=25000mm3T=22887=3.96 MPa=44mmL2=76mmL3=20mmFNH1=68N FNH2=8183.16 NFNV1=1382NFNV2=2682NMH1=460875Mv1=353536580856T=422360k=0.5h=0.59=4.5mmT1=4.71103NmmT2=2.0105Nmmk=0.5h=0.512=6mmT3=6.58105Nmmd1=35mmd1=50mm