带式输送机课程设计

带式输送机课程 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 1、传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 拟定 设计带式运输机传动装置设计 1.1工作条件:连续工作，单向运载，载荷变化不大，空 载启动。减速机小批量生产，使用期限10年，两班制工作。 运输带允许速度误差5%。 2.2原始数据: 卷筒圆周力F=1100N 带速V=1.5m/s 卷筒直径D=250mm 方案由题目所知传动机构类型为:V带传动与齿轮传动 的结合 2、电动机选择 2.1电动机类型和结构选择 因为运输机的工作条件是:连续工作单向运转，载荷变化 不大。所以选用常用的Y系列三相异步电动机。此系列电 动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单， 工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆， 无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2.2电动机容量的选择 P1)工作机所需功率(P11) w Fv P= (kw) w 1000 2)电动机的输出功率 PwP= (kw) 0查表得:=0.96 ,,1, 由电动机至运输带的传动总效率为: =0.99、 ,23，，，，,,=,,,, 2,3541 =0.97、 ,3式中:、、、、分别为带传动、轴承、齿,,,,,35241 =0.97、=0.96 ,,54轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。查表(P12)3.1 ,=0.84 取=0.96、=0.99、=0.97、=0.97、=0.96 ,,,,,,35241 3，，，，,则:=0.960.990.970.970.96=0.84 , 3)所以:电动机的输出功率 P=1.96(kw) 0 1100，1.5FvP===1.96(kw) 0 1000,1000，0.84, =114.6 r/min nw2.3确定电动机转速(P13) 1000，60，1.5，v100060 ===114.6 r/min nw ,,d250，, 根据(P13)表3.2推荐传动比范围，取圆柱齿轮传动一级 3 ''i减速器传动比范围=2,4。取,带传动比 =2,6 。则i0'n=458.4,2750.4 0'i总传动比理论范围为:,4,24。 ,r/min 故电动机转速的可选范围为 ''，ni==(4,24)114.6=458.4,2750.4 r/min n0,w 则符合这一范围的同步转速有:750、1000和1500r/min 根据容量和转速，由(P282)附录K查出三种适用的电动 机型号:(如下表) 方电动机型额定功满载转速堵转最大 案 号 率/kw (r/min) 转矩 转矩 1 2.2 1420 2.2 2.2 -4 Y100L1 初选电动机型号为2 -6 2.2 940 2.0 2.0 Y112M -8 3 2.2 710 2.0 2.0 Y132SY100L-4 1 Y100L综合考虑初选电动机型号为-4 1 电动机中心高度为100mm 3、计算传动装置的运动和动力参数 3.1确定传动装置的总传动比和分配级传动比 i=12.4 nn由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速 ,w0 n14200 i可得传动装置总传动比为:===12.4 ,n114.6w 总传动比等于各传动比的乘积: ii，i= ,0 i(式中和分别为带传动和减速器的传动比) i0 分配各级传动装置传动比: i根据(P13)表3.2，取=3.1(普通V带) ,7i0 ii，i因为:= ,0=4 i i12.4, ,i所以:==4 i3.10 3.2计算各轴的转速: n=458.1(r/min) 1 n14200 ,n高速轴I:==458.1(r/min) 1i3.10 nn==114.5332 4 (r/min) n458.11低速轴?:==114.53(r/min) n, 2i4 n卷筒轴:= n32 P=1.88(KW) 13.3计算各轴的功率: ，P,P，,P，,?轴: ==1.960.96=1.88(KW) P=1.81(KW) 1001012 ，，P,P，,,P，,，,,P?轴: 1.880.990.97 =1.74(KW) 21121233 =1.81(KW) ，，P,P，,P，,，,,卷筒轴:=1.810.990.97=1.743223224 (KW) ,,(式中、,、分别为相邻两轴的传动效率 012312 ,，,,,,,,，,=、=、=) 23012324112 3.4计算各轴的输入转矩: 电动机轴输出转矩为: T=13.18 N?m 0 P1.960，T,,9550=9550=13.18 N?m 0 1420n0 T=39.22 N?m 1 T,T，i，,,T，i，, ?轴: 10001001 ，，=13.183.10.96=39.22 N?m T=150.65 N?m 2 T，i，,，,T,T，i，,, ?轴: 1232112 =39.22150.65 N?m ，4，0.99，0.97,T=144.67 N?m 3 T,T，,,T，,，, 卷筒轴输入转矩: 3223224 ，，=150.650.990.97=144.67 N?m 4、传动零件的设计计算 4.1 V带的设计 P1(确定输送机载荷 dK=1.1 A输送机载荷变动小，由课本(P93)表3.5查得工况系数K=1.1 AP=2.42 d ，PK==1.12.2=2.42 PdA 2(选取V带型号 A型V带 Pn根据，参考图(课本P94)3.16及表(课本P83)d0 5 带型及小带轮直径，选择A型V带 =90mm d3(确定带轮直径 , dd121 1) 选小带轮直径d参考图3.16选取d=90mm 11 v=6.69m/s v2) 验算带速 满足速度要求 dn,，90，1420,11v===6.69m/s (5m/s25 ,v,60，100060，1000m/s) (小带轮转度n,1420r/min) 1 d=280mm 3) 确定从动轮基准直径d 22 n14201，d=d=90=279mm取标准值d=280mm 221n458.12=3.1 i4) 计算实际传动比 i d2802===3.11 i d901 5) 验算传动比相对误差 i理论传动比=3.1 00.3%<5%合格 i,i0传动比相对误差 =0.3% i0 La4(定中心距和基准带长 d a259740 a1) 初定中心距 ,,00 aad，dd，d0.7()2() 取=500mm ,,001212 a259740 ,,0 L2) 计算带的基准长度 d0 2(d,d),21,Lad，d 2+()+ d0012L=1600mm 24ad0 2(280,90),,L，500，(90，280)， 2=1599mm d024，500 取表3.2(课本P82)标准值1600mm a=500.5mm a3) 计算中心距 6 ,LL1600,1599dd0 500+=500.5mm ,，,aa0a,548.5mm 22max4) 确定中心距调整范围 mm a,476.5mina,a，0.03L,500.5，0.03，1600,548.5 mm maxd a,a,0.015L,500.5,0.015，1600,476.5 mm mind::,=>合160.512015) 验算包角, 1格 ,dd280,90::21,,180,，57.3,180,，57.3,160.5: 1500.5a z6.确定V带根数 P1) 确定额定功率 0 P=1.05(kw) 0 dn 由及查表3.6用插值法求得 11 P,P=1.05(kw) =0.038(kw) 002) 确定各修正系数 k=0.91 , ,P,P 功率增量查表3.7(P16)得=0.038(kw) 00 k=0.99 L kk包角系数查表3.8得=0.91 ,, kk长度系数查表3.9得=0.99 LLz取=3 z3) 确定V带根数 P2.42dz ==2.5 ,=0.10kg q(1.05，0.038)0.91，0.99(P，,P)kk00,L 选择3根A型V带 FF=109.82N 7(确定单根V带出拉力查表3.1得单位长度质量 q00 P2.52dF500,(,1)，qv = 0vzk, F,628.42N Q8(计算压轴力 ,12sinF,zF Q02 9(带轮结构设计 d 小带轮=90mm采用实心结构 1 7 大带轮=280mm采用孔板式结构 d2 计算带轮轮宽B ，e查表3.4(P84)B=()+2 fz,1 =()=50mm B=50mm 3,1，15，2，10 4.2齿轮的设计 1(选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1) 类型选择 选用直齿圆柱齿轮传动 2) 精度选择 输送机为普通减速器查表(P146)取8级精度 8级精度 3) 材料选择P(145) 由表5.6选择小齿轮材料为45钢调质处理齿面硬度小齿轮45钢调质 HB,240HBSHB,240HBS大齿轮材料为45钢正火处理齿面硬度为大11 齿轮45钢正火 HB,200HBS两轮齿面硬度差为40在25~50HBSHBS2 HB,200HBS 2之间合格 4) 初选齿数 合格 z,20 z,20z,uz小齿轮齿数 大齿轮齿数 1121 z,80 z,4，20,80，所以 u,i,422 实际传动比为4 合格 合格 2(按齿面接触疲劳强度设计 zzz21,kTu2EH,3 ()d, 1,,,,duH 1) 确定设计公式中各参数 K=1.1 t K初选载荷系数=1.1 t 2) 小齿轮传递的转矩 T,39.22Nm 1 T,39.22Nm 1 ,=1 d ,3) 选取齿宽系数查表5.9(P160) d MPaz=189.9 E z4) 弹性系数查表5.11(P165) E ,lim=580Mpa H1 ,lim,lim5) 小、大齿轮的接触疲劳极限、(P166) H1H2 ,lim=560Mpa H26) 应力循环次数 8 99NL,60,nt,60，1，458.1 =1.32 ，10，2，8，300，101.32 NL,，1011h188NL,NL/u,3.3，10 3.3 NL,，10221 z=0.98 zz7) 接触寿命系数、查图5.29(P167) N1N1N2 z=1.13 ,,,,,,8) 计算许用应力 N2HH12 Smin,1取失效率为1%查表5.1(P167)最小安全系数Smin,1 HH ,limz580，0.98HN11,,,,,568MPa = H1,,,=568Mpa Smin1H1H ,limz560，1.13HN22,,,,,632.8MPa = H2,,,=632.8Mpa Smin1H2H ,9) 计算端面重合度 , ，，11, == 1.88,3.2(，)cos, ,,,zz12，， ,=1.68 11，，,1.88,3.2(，)cos0:=1.68 ,,2080，， z10) 计算重合度系数 , z=0.88 ,,44,1.68,,z ===0.88 ,33 2(设计计算 d1) 试算小齿轮分度圆直径 t1 ,,H,,,,HZ取==568Mpa =2.5 1H 4d,41mm 2，1.3，3.922，104，1189.8，2.5，0.881t2341mm d,(),t114568 v2) 计算圆周速度 dn,，41，458.1,1t1v, =,0.98m/s<6合格 m/s合格 v,0.98m/s60，100060，1000 3) 计算载荷系数K(P151) K,1 查表5.8得使用系数根据8级精度查v,0.98m/sA 9 K,1.13图5.9得动载系数假设为单齿啮合取齿间载荷v K,1分配系数查图5.10曲线1得齿向载荷分布系数, K=1.2 K,1.05K,KKKK,1，1.13，1，1.05,1.2则 ,Av,, 4) 校正分度圆直径d 1 33mm d,42.21=42.21mm d,dK/Kt,41，1.2/1.11t11 3(主要几何尺寸计算 1) 计算模数m(P138) m=2.5 m,d/z,42.21/20,2.11mm取m=2.5 11 2) 计算分度圆直径d、d 21 d=mz,2.5，20,50mm d=50mm 111 d=mz,2.5，80,200mm d=200mm 2223) 齿宽b b,,d,1，50,50mm b,50mm取 d11b,b，(5~10)mmb,45mm 1224(校核齿根弯曲疲劳强度(P158) KT21 ,,YYY,,,, FFaSa,F23mz,d1 1) 确定验算公式中各参数 ,,小大齿轮的弯曲疲劳极限、查图5.26(P163) Flim1Flim2 ,=380Mpa Flim1 YY弯曲寿命系数、查图5.24(P161) N1N2 ,=240Mpa Flim2 Y尺寸系数 查图5.25(P162) X YY=0.92 =0.99 N1N2 ,,,,,,计算许用弯曲应力、 F1F2 Y=1 X S,1.25取失效率为1 查表5.10最小安全系数 Fmin ,,,=279.68Mpa F1 ,YYFlimNX,,, ,F,,,S=190.08MPa F2Fmin Y重合度系数 , 10 0.750.75Y=0.70 ,Y=0.25+,0.25，,0.70 ,,1.68, Y=2.74,=2.33 YFa1Fa2 YY齿形系数，查图5.22(P159) Fa2Fa1 YY=1.57,=1.72 Sa1Sa2 YY应力修正系数，，查图5.23(P160) Sa1Sa2 2) 校核计算 KT21,= YYY, F1Sa1Fa1,23,mzd1 42，1.2，3.922，10，2.74，1.57，0.70=45.4Mpa 32,,,,45.4Mpa,,1，2.5，20F1F1 YY2.33，1.72Fa2FSa2,,,,45.4，,42.3Mpa F2F1,,,,42.3Mpa,,YY2.74，1.57F2F2Fa1Sa1 5(载荷变动小，不需静强度校核 弯曲强度满足要求 6(结构设计 大齿轮采用孔板式 小齿轮与轴制成齿轮轴 5.轴的设计 5.1齿轮轴设计 1(估算轴的基本直径 选用45钢，调质处理，估计直径d由表7.2查,100mm ,,650MPa得查表7.4取C=118， b 1.88P33,,,18.89mmdC 118所求d应为受扭部分n458.1 的最细处，即装带轮处的轴径，该处有一键槽，故轴径 应增大5%即d=1.05取标准值d=20mm ，18.89,19.83mm 2(初定各轴段直径 D,20mm D, 带轮处:按传递转矩估算直径20mm;油封处:为11 11 满足带轮的轴向固定要求设一轴肩，该段轴径应满足油封=25mm D2标准取=25mm;轴承处:轴承受径向力，选用深沟球轴D2 承，为便于装拆，轴承内径应大于油封处轴径，并符合轴D=30mm 3 D承标准内径，取轴径=30mm，初选轴承型号6206，两端3 =36mm D4相同;齿轮与轴承之间设一轴肩，两端相同。轴径取 D=36mm;齿轮处取齿根圆直径为轴径。 4 3(确定各轴段长度 带轮处:带轮轮毂宽为50mm为保证轴端挡圈能压紧带轮，L,48mm 1取轴段长L,48mm;油封处:为便于轴承端盖的拆装及对1 L,35mm 2轴承加润滑脂，取轴承端盖外端面与带轮左端面间距15mm，取轴承右端面与轴承盖外端面间距为20mm故该段 L,13mm L,轴长为L,35mm;轴承处:轴承内圈宽度为13mm，两332 L,端相同;齿轮与轴承之间轴长取25mm，两端相同;齿4 L,25mm 4 L轮处:齿轮轮毂宽度为50mm故该处轴长为=50mm。全5 L=50mm 5轴长:。 13，2，25，2，50，35，48,209mm 4(传动零件的周向固定及其他尺寸 带轮处采用A型普通平键，键 6，40 (GB1095-1990,GB1096-1990) 为加工方便，参照6206型轴承安装尺寸，轴上过渡圆角半 径全部取r=1mm轴端倒角为 2，45: 5(轴的受力分析 44T,3.922，10NmmT,3.922，10Nmm1) 求轴传递的转矩 112) 求轴上作用力 42T2，3.922，10Ft,1568.8N 1齿轮上圆周力 Ft,,,1568.8N1d501 Fr,571N 1齿轮上的径向力 :,Fttan1568.8，tan201nFr,,,571N 1,cos1 齿轮上的轴向力为0 F571r1F,F,,,285.5N3) 求支反力 BHAH F,F,285.5N22BHAH F,F,784.4N F1568.8BVAVt1F,F,,,784.4N BVAV22 12 44 M,1.6，10NmmM,F，56.5,1.6，10Nmm求弯矩 CHCHAH M,0M,0BHBH 4 M,4.43，10NmmCV4M,F，56.5,4.43，10Nmm CVAV M,0 BV M,0 BV4 M,4.71，10NmmC224 求合成弯矩 M,M，M,4.71，10NmmCHCCV M,0 B M,0 B 4) 按当量弯矩校核轴的强度 齿轮有端面与轴之间的截面弯矩较大是一个危险截面， 对其校核，该处轴的最大弯矩为 d,36mm 4，截面弯矩根据三角形相似求得M,4.71，10NmmC 4M=1.82 ，10Nmm截面 2 24M,M，(,T),2.97，10Nmm当量弯矩 截面e截面 ,,650MPa,,,,,59MPa对于45钢， ,1bw ,,,,, ,1截面ew4M2.97，10e截面满足强度要求 ,,,,,,6.37MPa,<,满足强度,1e截面w330.1，d0.1，36 要求，轴径小处 d,20mm 44,,,,,满足强M,,T,0.6 ，3.922，10,2.35，10Nmme,1ew 4MM度要求 2.35，10ee ,,,,e3232W,/32()/2d,btd,td,，20/32,6，3.5(20,3.5)/2，20 =36.6Mpad 受力简图弯矩图: 13 5.2低速轴的设计 1.估算轴的基本直径 选用45钢，正火处理估计直径由表7.2查得 d,100mm ,,600MPa.查表7.4，取C,118 b 1.813d,118,29.61mm 由于该处装联轴器且一键槽估114.53 值径应增大5%即取值 d,1.05，29.61,31.1mmd,32mm ，3282 HT联轴器初选联轴器 GB5014-19852 ，3282 2.初定各轴段直径 D,D,联轴器处:按传递转矩估算的基本直径32mm;32mm; 11油封处: D=40mm D设轴肩且要求满足油封标准取轴径为=40mm;轴承22 处:轴径应稍大于油封处并符合滚动轴承的标准内径D=45mm 3 D取轴径为=45mm，两端相同，选用6009型轴承;3 D,48mm 4 D,齿轮处:稍大于轴承处轴径取标准直径48mm;4 D,56mm 5轴环处:齿轮左端用轴环定位，按齿轮处轴径48mm 由表7.3轴环高度a=(0.07~0.1)取，48,3.36~4.8mmD=51mm 6 D,a=4mm故轴径取56mm;左端轴承轴肩处:为便5 于拆卸，轴肩高度不能过高按6009型轴承安装尺寸取 D轴肩高度为3mm故轴径为=51mm。 6 3.确定各轴段长度 联轴器处:联轴器轴孔宽度为82mm，故轴长取 L,80mm L,80mm;油封处:为便于轴承的拆卸及对轴承加11 润滑脂取轴承盖外端与联轴器左端间距15mm，由减 14 速器及轴承盖的结构设计，取轴承右端面与轴承盖外 35mm L,端面的间距为20mm。故该轴段长为35mm;右端L,22 轴承处含套筒:此段包括四部分轴承内圈宽度为 16mm，考虑到箱体内壁装配是留有余地轴承左端面L,42mm 3与箱体内壁的间距取4mm，箱体内壁与齿轮右端面间 距取20mm，齿轮对称布置，齿轮左右两侧上数值相 同，齿轮轮毂宽度与齿轮处轴段长度之差为2mm，故 L,该段轴长为16+4+20+2=42mm;齿轮处:已知齿3 L,43mm 4轮轮毂宽度为45mm为保证套筒能压紧此轴段长取 L,9mm L,43mm;轴环处:b=1.4a=5.6轴长取b=9mm，轴54 L,15mm L,9mm长为;左端轴承轴肩处:轴承右端面至齿轮65 L,左端面的距离与轴环宽度之差即(20+4)6 L,16mm 7-9=15mm;左端轴承处:6009型轴承内圈宽度为16mm L,故轴长取16mm 7 全轴长80+35+42+43+9+15+16=240mm 4.传动零件的周向固定及其他尺寸 齿轮及联轴器均用A型普通平键连接齿轮处为键 14，36(GB1095,1990,GB1096,1990),联轴器处为键 10，70(GB1095,1990,1096,1990)，参照6009型轴承的安 装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=1mm，轴端倒角为 2 ，45: 5.轴的受力分析 3T,150.65，10Nmm23T,150.65Nm,150.65，10Nmm1) 求轴传递的转矩 2 2) 求轴上的作用力，齿轮上的圆周力 F,1507N t2322150.6510T，，2=1507N F,, t2200d2 F,548.5N r2 ,Ftan1507tan20:t2nF,,,548.5N齿轮上的径向力 r2,cos1 F,F,274.25NAHBHFr2F,F,,274.25N3) 求支反力 AHBH2 F,F,753.5NFAVBVt2F,F,,753.5N AVBV24 M,1.45，10NmmCH 15 4M,F，53,1.45，10Nmm求弯矩 M,0CHAHBH 4 M,3.99，10Nmm M,0CVBH 4M,0 M,F，53,3.99，10Nmm BVCVAV M,0 BV4M,4.25，10NmmC224M合成弯矩= M，M,4.25，10NmmCCHCV 4) 按当量弯矩校核轴的强度 C处当量弯矩最大故对此校核该处 d,48mm4M,9.99，10NmmCe224M,M，(,T)=9.99 ，10NmmCeC ,,600MPa,,,,,55MPa由表7.5得45钢， ,1bw ,,9.03MPaCe4M9..99，10Ce,9.03MPa,,, Ce33满足强度要,,,,0.1，480.1d,1w轴径最小处为危险截面，需校核 求 d,32mm4 M,9.04，10Nmme34M,,T,0.6，150.65，10,9.04，10Nmm e ,,28.3MPa eMMee ,,,,e32W,d/32,bt(d,t)/2d,,,,,满足强e,1w49.04，10 ,28.3MPa3,，32/32,10，5(32,5)/2，32度要求 受力简图弯矩图: 6.滚动轴承的选择计算 6.1高速轴处 P,571N1) 初步计算当量动载荷P 16 轴承在工作过程中只受径向力 P,Fr,571N1 Lh,48000h 10 Lh,2，8，300，10,48000h根据条件轴承预计寿命 10 f,1,载荷系数f,1温度系数 tp 计算额定动载荷 ' C,6262.6N1fP60n57160，458.1',t3 C,(Lh),(，48000) 1066f11010p =6262.6N 选6206型轴承 Cr,19500N 选用轴承合格 6610C1019500,3 Lh,()h==1449052 ()1060nP60，458.1571 h>48000h P,548.5N6.2高速轴处 计算当量动载荷P P,Fr,548.5N轴承在工作过程中只受径向力 2 计算额定动载荷 ' C,3789.8N1fP60n548.560，114.53',t3 C,(Lh),(，48000) 1066f11010p =3789.8N 选用6009型轴承 Cr,21000N 选用轴承合格 661021000310C, ()h==8166904.5h>4800Lh,()h1060，114.53548.560nP 0h 7.键连接的选择及验算 7.1高速轴处 轴段直径为20mm轴长为48，选用A型平键 6 ，6(GB1905-1990,GB1906-1990) 键长L=40mm 有效键长 l,L,b,40,6,34mm 按抗压强度计算 选用键合格 34T4，39.22，101,,,,,,38.45MPa,,,100MPa ppdhl20，6，34 强度满足要求 7.2低速轴 齿轮处轴径为48mm，轴长42mm选用A型普通平键 14 ，9 17 (GB1905-1990，GB1906-1990)键长 L,36,有效键长l,36,14,22mm 抗压强度计算 选用键合格 34T4，150.65，102 ,,,,,,63.4MPa,,,100MPa ppdhl48，9，22 强度满足要求 联轴器处轴径为32mm，轴长80mm选用A型普通平键 10 (GB1905-1990，GB1906-1990)键长 ，8 L=70 有效键长l,70,10,60mm 抗压强度计算 选用键合格 34T4，150.65，102,, ,,,,39.23MPa,,,100MPa ppdhl32，8，60 8.联轴器的选择 两轴间相对位移较小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要T,195.85Nm C求不高故选用弹性柱销联轴器。 T,KT,1.3，150.65,195.85Nm载荷计算:计算转矩 CA2 K为工况系数查表10.(1P334)得 A 选用联轴器合格 T根据，轴径d，转速n查标准GB5014-1985选用HL2弹C T性柱销联轴器，其公称转矩=315Nm,许用转速5600r/min,n 符合要求 润滑油牌号为工业9. 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 式齿轮油 1) 齿轮:传动件圆周速度小于12m/s，采用油池润滑，大L-CKB320 齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时把润滑油带到啮合(GB5903-1995) 区，甩到箱壁上，借以散热，对于单机减速器浸油深度滚珠轴承脂 为一个齿全高，油量0.35~0.75L/kw，根据运动粘度查(SY1514-1982) 表5.13(P182)查阅润滑油牌号为工业式齿轮油 L-CKB320(GB5903-1995) 滚动轴承:传动圆周速度小，采用脂润滑，承载能力 高，不易流失，便于密封和维护。选用滚珠轴承脂 (SY1514-1982) 2) 密封:滚动轴承增加密封圈，防止灰尘进入造成轴承磨 损。 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可 以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈 18 以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹 性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋 转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑 10.箱体设计 为保证减速器正常工作，应考虑油池注油，排油面高度，加工及装拆检修，箱座的定位，吊装等附件的设计 1) 检查孔:为检查传动件的啮合情况并向箱内注入润滑 油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔盖板 用螺钉固定在箱盖上。 2) 通气器:保持箱内外压力平衡，避免使润滑油渗漏因而 设置通气器。 3) 轴承盖:固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷轴承 座孔两端用轴承盖封油，采用嵌入式轴承盖。 4) 定位销:保证拆装箱盖时，能够正确定位，保持轴承座 孔制造加工时的精度应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱 座的连接凸缘上配装定位销，采用非对称布置。 5) 油面指示器:采用油标尺检查箱内油池面的高度经常保 持油池内有适量的油。 6) 放油螺塞:在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔， 平时用螺赛堵住。 7) 启箱螺钉:为方便开启平时用水玻璃或密封胶连接的箱 体剖面，增设启箱螺钉在启盖时旋动螺钉将箱盖顶起。 8) 起吊装置:为便于搬运在箱体设置起吊装置吊环或吊钩 等。 9) 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。 箱体结构尺寸选择如下表: 名称 符号 尺寸(mm) 19 机座壁厚 δ 8 机盖壁厚 δ1 8 机座凸缘厚度 b 12 机盖凸缘厚度 b1 12 机座底凸缘厚度 P 20 地脚螺钉直径 df M16 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联结螺栓直径 d1 12 机盖与机座联接螺栓直径 d2 8 轴承端盖螺钉直径 d3 10 窥视孔盖螺钉直径 d4 6 定位销直径 d 8 df，d1, d2至外机壁距离 C1 22，18，13 d1， d2至凸缘边缘距离 C2 20，11 轴承旁凸台半径 R1 20 凸台高度 h 根据低速级轴承座 外径确定，以便于 扳手操作为准 外机壁至轴承座端面距离 l1 42 大齿轮顶圆与内机壁距离 ?1 10 齿轮端面与内机壁距离 ?2 10 机座肋厚 m1 8 轴承端盖外径 D2 78，100 轴承旁联接螺栓距离 s 尽量靠近，以Md1 和Md2互不干涉为 准，一般s=D2 20 11.设计小结: 机械设计课程设计作为我们专业第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。通过这次课程设计，综合运用了先前所学的基础课程，结合生产实际知识，培养和分析一些工程实际问题的能力，让我们更深刻认识，巩固所学知识，并进一步得到深化和扩展。在设计的过程中，掌握了机械设计的一般方法，掌握设计简单机械的原理和过程，了解并较熟悉地运用设计资料，以及对设计零件进行强度校核，选择材料，分配传动比等经验数据进行经验估算，数据处理。由于时间较紧，这次设计存在较多的缺点，在制图过程中没有灵活运用方法，尺寸精度存在缺陷，我相信通过这次的实践，能使我在今后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，更合理的设备。 12.参考资料:《机械设计》 科学出版社，于惠力，向敬忠，张春宜主编 2007年8月第一版 《机械设计课程设计》 科学出版社，于惠力，张春宜，潘承怡主编 2007年8月第一版 《机械设计课程设计指导书》 高等教育出版社，哈尔滨工业大学 宋宝玉 主编 ，清华大学 吴宗泽 主审 2006年8月第1版 《机械设计手册》机械工业出版社2003年3 月第2版 第4卷 21