设计题目：
设计带式运输机传动装置
姓名： 班级：
、 学号：
成绩：
机械设计课程设计任务书
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设计题目：
设计带式运输机传动装置
运动简图:
工作条件及原始数据：
电动机驱动，工作寿命8年（每年工作300天、两班制、每班8小时），带式输送工作载荷平稳，单向运转。 输送带拉力 F= 1.4 kN 输送带速 v= 1.55 m/s 滚筒直径 D^ 250 mm 设计工作量：
1. 减速器0#装配图1张（0#坐标草图一同交上）
2. 主要零件图2〜3张（输入轴、输出轴、大齿轮，均为 3#白图） 3. 设计说明书 1 份（手写、打印均可）
完成时间：
机
目录
1、 传动方案拟定 ................................................................................ 3 2、 电动机的选择 ................................................................................ 3 3、 计算总传动比及分配各级的传动比 ............................................ 5 4、 运动参数及动力参数计算 ............................................................ 6 5、 传动零件的设计计算 .................................................................... 7 6、 轴的设计计算 ........................................................................................ 147、 滚动轴承的选择及校核计算 ................................................................ 20&键联接的选择及计算 ................................................................................. 219、 箱体结构的设计 ..................................................................................... 2210、 .......................................................................................... 润滑密封设计 11、 .............................................................................................. 联轴器设计 12、 .......................................................................................... 设计参考资料 13、 .................................................................................................. 设计小结 25252626
计算过程及计算说明 一、传动方案拟定
第七组：设计带式运输机传动装置
1 、工
作条件：使用年限 8年，工作为二班工作制， 载荷平稳，环境清洁。
2、 原始数据：滚筒圆周力F=1400N带速V=1.55m/s ； 滚筒直径D=250mm
3、 传动简图：
>||
I!I
丄
图一
二、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、 电动机功率选择： 3、 传动装置的总功率:
n齿轮Xn联轴器Xn滚筒
结果
F=1400N V=1.55m/s D=250mm
=0.95 X 0.99 3x 0.97 X 0.99 X 0.96 =0.849 4、 电机所需的工作功率： P w=FV/1000 =1400X 1.55/1000=2.17KW Pd= Pw / n 总 =2.17/0.849=2.56KW 5、 确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n 总=0.849 Pw=2.17KW Pd=2.56KW n筒= 118.47r/mi n n 筒=60 X 1000V/ n D =60 X 1000 X 1.55/ (nX 250) =118.47r/mi n 按手册表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮 传动一级减速器传动比范围1齿轮=3~5。取V带传 动比1带=2~4，贝V总传动比理时范围为la=6〜20。故 电动机转速的可选范围为 nd=I aX n 筒=(6~20)X 118.47=711〜2374r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和 1500r/min。 根据谷量和转速，由有表19-1查出适用的电动机 型号： 额定Rd 电动机转速n(r/min) Kw 同步转 方 电动机型 满载转速 案 号 速 1 Y100L2-4 3 1500 1440 2 Y132S-6 3 1000 960 3 Y132M-8 3 750 710 综合考虑多方面因素，选择第二种方案，即选电动机 型号为Y132S-6,则电动机的技术参数如下表：
额定功 电动机转速n(r/min) Ped 方 电动机型 同步转 满载转速 Kw 案 号 速 3 2 Y132S-6 1000 960 6、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及 同步转速，选定电动机型号为 Y132S-6。
其主要性能：额定功率：3KW 满载转速
960r/min，额定转矩 2.0。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、 总传动比：i总=门电动/n筒=960/118.47=8.10 2、 分配各级传动比
电动机型号Y132S-6
i 总=8.10
据指导书表2-1，取齿轮i齿轮=4(单级减速器i=3〜5
合理) • i总=)齿轮x i i 带=i 总/i 齿轮=8.10/4=2.025 四、运动参数及动力参数计算 1、 计算各轴转速 n 电几=960r/min ni = n 电机/i 带=960/2.025=474.07(r/min) nil = n i /i 齿轮 =474.07/4=118.51(r/mi n) 2、 计算各轴的功率(KW P电机 =2.56KW 输入轴： Pi= P 电机 Xn 带Xn 轴承=2.56 x 0.95 x 0.99=2.41KW 输出轴： 2 Pl = p电机 带 轴承 齿轮 =2.56 X 0.95 X 0.992 X 0.97 =2.31KW 滚筒轴： 3 PH = n带Xn 轴承Xn齿轮Xn联轴器 i齿轮=4 i 带=2.025
n电机
=960r/mi n nI =
474.07r/mi n nn = 118.51r/mi n
P电机 =2.56KW P=2.41KW
PI =2.31KW
PII =2.27KW
=48549N • mm TII =9.55 x 106PI /n II
=9.55 x 106x 2.31/118.51 =186149N • mm
TIII =9.55 x 106P/n I=9.55 x 106x 2.27/118.47 =182987N - mm
轴的明细表: 轴名 功率P (KW 转矩 T 转速 传动 (N • mm r/mi 比 n 电动 2.56 25467 960 机轴 I轴 2.41 48549 474. 4 07 □轴 2.31 186149 118. 51 2.025 卷筒 2.27 182987 118. 轴 47 五、传动零件的设计计算 1 、皮带轮传动的设计计算
(1) 、选择普通V带截型
由课本表2-10得：ka=1.1
TI =
48549N - mm TII = 186149N • mm TIII =
182987N- mm
Pc=KaP=1.1 X 2.56=2.82KW 由课本2-17得：选用A型V带 (2) 、确定带轮基准直径，并验算带速 推荐的小带轮基准直径为》75mm 则取 ddi=125mm d d2=ni/n 2 • ddi=960/474.07 X 125=253mm 取 dd2=250mm 实际从动轮转速 n2' =niddi/d d2=960X 125/250 =480r/mi n 传动比误差为：(i。一 i ) /i =2.025-2/2.025 =0.0i25<0.05( 允许) 带速 V V=n ddini/60 X i000 =nX i25X960/60 X i000 =6.28m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 (3) 、确定带长和中心矩 0. 7(d di+dd2)w a。w 2(d di+dd2) 0. 7(i00+200) w a°w 2 X (i00+200) 所以有：262.5mmW a°w 750mm 初选 a°=600mm Lo=2a0 +i.57(d di+dd2)+(d d2-d di)/4a 0 =2 X600+i.57(i25+250)+(250-i25) 2/4 X 600PC=2.82KW
ddi=i25mm
取标准值
dd2=250mm
n2‘ = 480r/mi n V=6.28m/s
取 a°=600
=1795.26mm Ld=1800mm 取 Ld=1800mm a=602.37mm ao+Ld-Lo/2=6OO+ (1800-11795.26 ) /2 =602.37mm (4) 验算小带轮包角 a 1=180°- (dd2-d di) /a x 57.30 =168.1 0>1200 (适用) (5) 确定带的根数 根据课本表(2-5) P0=1.37KW P0=1.37KW △ P。 =0.11KW 根据课本表(2-7)△ P0=0.11KW 根据课本表(2-9 ) Ka =0.974 根据课本表(2-2) KL=1.01 Ka =0.974 KL=1.01 Z =PC/(P()+△ P0)K a KL =2.82/(1.37+0.11) x 0.974 x 1.01 =1.87 根 Z =2根 (6) 计算轴上拉力 Z=2根 F0=177.33N 由课本表2-1查得q=0.1kg/m ,由式单根V带的初 拉力： F0=500PC(2.5 ZV K 1^ =[500 2.82 x (2.5/0.974-1)+0.1 2 6.28 x 6.28 2]N =177.33N 则作用在轴承的压力FQ
FQ =705.51N
Fc=2ZF0sin a i/2=2 X 2 X 177.33sin =705.51N 2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮米用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为241〜286HBW取
(168.1/2 )
260 HBW大齿轮选用 45钢，调质，齿面硬度 197〜255HBW取230HBW选8级精度。 (2)确定许用应力
确定有关参数如下：传动比i齿=4 取小齿轮齿数乙=24。则大齿轮齿数：
i齿=4
乙=24 乙=96
Z2=iZ 1=4 X 24=96
齿数比：u=i=4
查表 4.19 — 3 得：a Hiim1=710Mpa a Hiim2=580Mpa 查表
u=4
4.21 3 得：a Fiim1 =600Mpa a Fiim2 =450Mpa 查表 4 — 10
得：Slim1=1.1
IN=8.19 X 108
FHlim1 =1.25
2=2.05 X 108
N=60X474.07 X 8X 300X 12 =8.19 X 108
2=N/u =2.05 X 108 ZN1=1.016 ZN2=1.068
查图 4— 22 Y NI=0.872 Y N2=0.898 查图 4— 23 Y xi= YX2=1
[(T H] 1= Hliml ZNI/S Hmin= ( 710 X 1.016/1.1 ) Mpa
=655.78Mpa
[T H] 2= T Hlim2ZN2/S Hmin= ( 580 X 1.068/1.1 ) Mpa
=563.13Mpa
[T F] 1= T Flim1 Y X1YN/S Fmin= (600 X 0.872/1.25 ) Mpa
=418.56Mpa
[T F] 2= T Flim2 Y X2YN(S Fmin = ( 450X 0.898/1.25 ) Mpa
=323.28Mpa (3)按齿面接触疲劳强度设计 1、 转矩T1
TI=9.55 X 106 PI/ n i =9.55 X 106 X 2.41/474.07 =48549N - mm 2、 初步算小齿轮的直径 d1> Ad J T 2 u 1 Y d H
1
2
[T H] 1 = 655.78Mpa [T H] 2 = 563.13Mpa
[T F] 1 = 418.56Mpa [T F] 2= 323.28Mpa
T1=
48549N - mm
u
取 Ad=96
d
=1
H
d1> 96 J 「2 u 1 =55.24mm \\ d
取 d1=60mm
则齿宽 B1= d X d 1 =60mm
u
d1=60mm B1=60mm
2、 按齿面接触疲劳强度设计
dl> 3
2KT1 U 1
(Z
EZ
HZ
)2
\\ d
u
H
KA = 1.5
设计齿轮精度等级为8级，
V= —dl
ni
60 474.07 1.49m/s 取 Kv=1.02 60 1000 60 1000
d
= 1 查图 4.12，取 K = 1.05
KAFt
KA2T1 /d1
1.5 2 48549/60
At
A 1
1
b b
60
40.29
表 4— 5 K = 1.1
K = KAKVK K = 1.5 X 1.02 X 1.05 X 1.1=1.77 4、计算齿面接触应力
查图 4.14 得 ZH = 2.5 查表 4— 6 得 ZE =189.8 MPa
=1.88 3.2(—1 1 —) cos 1.88 3.2(— —) =1.713 1 1
乙 Z2 24 964 1.713 3
0.93
2 1.77 48549 5 2.5 189.8 0.93 2
d1> 3
2KR u 1 zEzH z、2
4 (
563.13
)
=50.83mm
模数：m=d/Z1 =50.83/24=2.12mm
d1= mX Z1 =60mm B1 = 60mm
取标准模数：m=2.5mm
KA = 1.5 Kv=1.02
K = 1.05
K = 1.1
K=1.77
ZH = 2.5 ZE = 189.8 MPa = 1.713
Z =0.93
m=2.5mm d1= 60mm
B1 = 60mm
(4)校核齿根弯曲疲劳强度
有图 4.18 查得 YFai= 2.58 YFa1= 2.22 有图 4.16 查得 Ysai=1.62
Ysa2 =1.75
因 =1.713 所以得
Y =0.25+0.75/
=0.25+0.75/1.713=0.688
根据(4—11 )式
2KT1
Y Y Y
F1 ------------------ bd 'Fa1'
Fa2
T
1m
=2 1.77 48549
2.58 1.62 0.688
60 60 2.5
=54.68<[(T F<|= 418.56Mpa
2KT1
F2
bdYFa2YFa2Y
1m
2 1.77 48549 1.62 1.75 0.688
60 60 2.5
=37.09<[(T F2] =323.28Mpa
大小齿轮弯曲疲劳强度满足要求
(5)确定齿轮主要尺寸
d 1 = 60mm
B1= dd1=60mm
d2 = d 1i=60 x 4 =240mm B2 = 54mm
a= (d1 + d 2) /2 =
(60+240) /2=150mm
(6)计算齿轮的圆周速度 V V=n d〔n 1/60 x 1000
=3.14 x 60 x 474.07/60 x 1000=1.49m/s 名称 小齿轮 大齿轮 中心距a 150mm Y
Fa1
= 2.58
YFa1 = 2.22 Ysa1 =1.62
Ysa2 = 1.75 Y =0.688
F1
=54.68
<[CT F1]
F2
=37.09
V [ T F2]
a=150mm
B1 =60mm
B2=54mm
V =1.49m/s
传动比i 4 60mm 24 2.5mm 1 0.25 65mm 53.75mm 60mm 240mm 96 2.5mm 1 0.25 245mm 233.75mm 54mm d Z m 齿顶咼系数 顶隙系数 da df 齿宽b 六、轴的设计计算
1、低速轴的设计计算
各轴间用圆角过渡
(1)按扭矩初算轴径
倒角
选用45钢调质，硬度217〜255HBW 根据表3— 1,取C=120
d0> C\\吟=120X (2.31/118.47) 考虑有键槽，将直径增大 5%则
1/3 mm=32.29mm do=32.29 x (1+5%)mm=33.90mm
do=34mm •••选 do=34mm 2、轴的结构设计 为满足轴上的零件的定位，紧固要求和便于轴的 装拆，常将轴做成阶梯状。小齿轮的直径小，可以直 接铸造到轴上，为了能选用合适的圆钢和减少切削加 工量，阶梯轴各相邻轴段的直径不宜相差太大， 一般 非定位轴肩取1〜2mm定位轴肩取5〜10mm各段 的两个阶梯之间的直径之差视具体情况而定。 为了便于切削加工，一根轴上的圆角半径应尽可 能相同；各退刀槽(砂轮越程槽)应取相同的宽度及 相冋的倒角尺寸； 线上。 为了便于加工和检测，轴的直径应取圆整值；与 标准件配合的轴段应取标准值。 为了便于装配，轴端 应加工出倒角。 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央， 相对两 轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴 向固定，联接以平键作过渡配合固定， 两轴承分别以 轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 (2)确定轴各段直径、圆角和长度 由外向内确定各段直径，由内向外确定各段长度 工段：di=34mm 长度取Li=50mm 根轴上各键槽应开在轴的冋 母 有表 12-13 R= 1.6mm h=3mm 考虑轴承端面和相体内壁，齿轮端面和相体内壁 应有一定距离，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽 度。 d1=34mm L1=50mm d2=40mm II 段:d 2=d+2h=34+2X 3=40mm d2=40mm L 2=40mm 初选用6009型申购球轴承，其内径为 45mm, 宽度为16mm. 取套筒长为20mm取该段长为 mm安装齿轮段长 L2=40mm d3=45mm L3=42mm 度应比轮毂宽度小2mm故III段 长： L3= (2+24+16) = 42mm 直径 d3=45mm W段直径：c = 1 h = 1.5 d4=d3+2h=45+2X 1.5=48mm 长度 L4=54-2=52mm d4=48mm L4=52mm d5=56mm L5=12mm d6=45mm L=224mm L6=28mm L=224mm V段直径 d5=56mm.长度 L5=12mm W段直径d6=45mm 长度L6=28mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 3、按弯矩复合强度计算 ①已矢口 d1=34mm ②求转矩：已知 T2=186149N- mm ③求圆周力：Ft 根据课本P142得 Ft=2T2/d 1=2 X 186149/34=10949N
④ 求径向力Fr
Ft=10949N Fr=3958.45N
Fr=Ft • tan a =10949 X tna20°=3985.45
⑤ 因为该轴两轴承对称，所以：
(1)绘制轴受力简图(如图a)
(2) 绘制垂直面弯矩图(如图 b) 轴承支反力： FAY=FBY=F「/2=1992.73N FAZ=FBZ=F\"2=5474.5N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直 面弯矩为
FAY=1992.73N FAZ =5474.5N
MC1=
ML=FAyL/2=1992.73 X 50/2=49818.25N • mm
49818.3N •
(3) 绘制水平面弯矩图(如图 c) 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=5474.5 X 50/2=136862.5N • mm ⑷绘制合弯矩图(如图d)
M=(Mci+M22)1/2 =(49818.3 2+136862.52) =145647N - mm
MC2=136862.5 N • mm mm
MC=145647 N • mm
>y Z __ Ft \"* F A A “ I A 4 MCf (b )
f
丁
Nee
(5) 绘制扭矩图(如图e)
转矩：T=9.55 x( P2/n 2)x 106=186149N・(6) 绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1,截面C处的当量弯矩: Mec=[M?+( a T)2]1/2
=[145647 2+(1 X 186149)2]1/2 =236356N - mm (7) 校核危险截面C的强度
3
3
(T e
=Mec/0.1d 4 =236356/0.1 X 48
a
T=186149 N • mm
Mec =236356N •
mm
=21.31MPa< [(T -ib] =60MPa
•••该轴强度足够。
(T e=
21.31Mpa < [(T -1b]= 60MPa
2、高速轴的设计计算
(1)按扭矩初算轴径
故该轴强度 足
选用45调质钢，硬度(217〜255HBW
够
根据课本表6-3取c=115
do> c(P3/n3)1/3=115(2.41/474.07)
1/3
=19.8mm
d0=22mm
取 do=22mm
6.2.2轴的结构设计
(1) 轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，
相对
两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒 轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，
两轴承分别
以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈 配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右 轴承和皮带轮依次从右面装入。
(2) 确定轴的各段直径和长度
初选6006型深沟球轴承，其内径为 30mm宽度为 13mm考虑齿轮端面和箱体内壁， 轴承端面与箱体内 壁应有一定矩离，则取套筒长为 18mm则该段长 d1=22mm L 1=40m d 2=28mm L 2=40mm d3=30mm L 3=31mm d 4=36mm L 4=10mm d5=48mm L 5=60mm d6=36mm L 6=10mm d7=30mm L7=31mm L=226mm 轴的明细表 低速轴 高速轴 d1=34mm L1=50mm d1=22mm L1=40mm d2=40mm l_2=40mm d2=28mm L2=30mm d3=45mm La=42mm d3=30mm L3=31mm d4=48mm l_4=52mm d4=36mm L4=10mm d5=56mm L 5=12mm d5=48mm L5=60mm de=45mm Le=28mm de=30mm Le=33mm d7=30mm L7=31mm L=224mm L=222mm 七、滚动轴承的选择及校核计算
低速轴轴承 6009 B=16mm d = 45mm D= 75mm 低速轴轴承 6006 B=13mm d = 30mm D= 55mm 八、键联接的选择及校核计算
8.1输入轴与带轮联接采用平键联接
轴径 d1=22mm,L=40mm
di=22mm Li=40mm d2=28mm
L2=40mm d3=30mm L3=31mm d4=36mm
L4=10mm d5=48mm L5=60mm de=36mm L6=10mm d7=30mm L7=31mm
L=222mm
查手册123页得，选用A型平键，得： 键 A 6 X 32 GB/T1096-2003 L=32mm
A型平键6 X 32 GB/T1096 -2003
T p=45.97Mpa
TI =48549N - mm h=6mm
根据课本P149(6.15 )式得
(T p=2T 10 4T 10 =4 X 48549/22 X 6X 32 kdl
=45.97Mpa<[ T p]=110Mpa 8.2输出轴与大齿轮联接用平键联接
轴径 d4=48mm L4=64mm T?=186149N - mm 查手册123页得， 选用A型平键 键 14 X 56 GB/T1096-2003
3 3
dhl
<[T P
]
A型平键14X 56 GB/T1096 -2003
T p=30.8Mpa
L =56mm h=9mm
据课本P149(6.15 )式得
_2T 10 4T 10 T p kdl dhl
3
3
=4X 186149/48 X 9X 56=30.8Mpa<[ T p] =110Mpa 8.3输出轴与传送带联接用平键联接
轴径 d1=34mm L1=50mm T?=186149N - mm 查手册123页得， 选用A型平键 键 10 X 45 GB/T1096-2003
<[T p]
A型平键10X 45 GB/T1096 -2003
L =45mm h=8mm
据课本P149(6.15 )式得
T p=
_2T 10 4T 10
3
3
kdl
dhl
=4X 186149/34 X 8X 45=60.8Mpa<[彷 p] =110Mpa
九、箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT2O0制成，采用剖分式 结构为了保证齿轮佳合质量。
(T
p=60.8Mpa
<[彷 p]
1. 2.
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
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 大于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
H
6.3
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8mm圆角半径为R=5o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，冃匕看到
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 块，
械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封， 铸铁制成，用M8紧固
有便于机 盖板用
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， 便达到体内为压力平衡。 以 E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。 F吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环， 用以起吊或搬运较重 的物体。 减速器机体结构尺寸如下： 名称 符 计算公式 号 结果 箱座壁厚 箱盖壁厚 1 0.025a 1 8 (0.8 ~ 0.85) bl 8 8 8 12 箱盖凸缘厚 1.5 1 箱座凸缘厚 箱座底凸缘 厚度 地脚螺钉直 径 地脚螺钉数 目 轴承旁联接 螺栓直径 机盖与机座 联接螺栓直 径 轴承端盖螺 钉直径 视孔盖螺钉 直径 定位销直径 df , di, d2 至 b b2 1.5 2.5 12 20 d f 0.036a 12 M18 n a< 250 4 di 0.75d f M14 d2 (0.5 〜0.6 ) d f M12 d3 (0.4 〜0.5 ) d f M10 d4 0.3 〜0.4 ) df M8 d Ci (0.7 〜0.8 ) d2 查表4.2 10 24 20 18 外机壁距离 df， d2至凸 C2 查表4 .2 22 16 缘边缘离 外机壁至轴 承座端面距 离 大齿轮顶圆 与内机壁距 离 li G +c2+ (8~ 12) 48 1 10 齿轮端面与 内机壁距离 机座肋厚 2 11 m m1 m 0.85 mi 0.85 1 D2 D + m 8 m1 9 轴承端盖外 径 D2 (5 ~ 5.5 ) d3 98 轴承旁连接 螺栓距离 s 以d1和d3互不干 涉为准，一般取 s ~ D2 98 十•润滑密封设计 对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于 轻型的，且传速较低，所以其速度小于12m/s，所以 采用浸油润滑。油的深度为ho 10 40 50 从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封， 凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面 要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太 大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖 采用嵌入式端盖，勿于加工和安装。 十一.联轴器设计 1.类型选择. 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 十三.参考资料 1、 《机械设计》高等教育出版社 2、 《机械原理》北京大学出版社 主编吕宏王慧 主编 王跃进 3、 《材料力学》 高等教育出版社 主编 刘鸿文 4、 《互换性与技术测量基础》 黄镇昌 十二、设计小结 做了两周的课程设计，有很多的心得体会。 在课程设计过程中，有时会感到有些心烦意乱。 有好几次，因为不小心，我计算出错，只能重来。 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学 习和掌握有关机械设计的知识。 通过这次机械课程设计，我对机械有了更深的理 解，对减速器的原理和构造也有了一定的了解。 通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必 须耐心，细致。 华南理工大学出版社 主编=2.56 X 0.95 X 0.99 X 0.97 X 0.99 =2.27KW
3
4、计算各轴扭矩(N • mm
TI=9.55 X 103 * * 6 P/n I =9.55 X 106X 2.41/474.07
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