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带式运输机传动装置设计


课程设计说明书 机械设计 (机械设计基础)

设计题目 学 院

带式运输机传动装置 安徽水电学院 数控 1015

专业班级 设 计者胡文俊 学号

1015833 程玉

指导教师 完成日期





一、前言……

……….………………………………………… 二、设计任务…………….……………………………………

三、计算过程及计算说明 一 二 三 四 五 六 七 八 九 十 传动方案拟定…………….…………………………… 电动机的选择……………………………………….… 计算总传动比及分配各级的传动比……………….… 运动参数及动力参数计算………………………….… 传动零件的设计计算…………………………………. 轴的设计计算…………………………………………. 滚动轴承的选择……………………………………… 键联接的选择及计算………..………………………… 减速箱体结构…………………………………………. 润滑和密封………………………………………….....

四、小结……………………………………………………. 五、参考资料…………………. ………………………….

一、前言 (一) 设计目的: 通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用, 培养结 构设计,计算能力,熟悉一般的机械装置设计过程。

(二) 传动方案的分析: 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用 来传递原动机的运动和动力、 变换其运动形式以满足工作装置的需要, 是机器的重要组成部分。 传动装置是否合理将直接影响机器的工作性 能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外,还要求 结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了两 级传动,第一级传动为带传动,第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速 器。 带传动承载能力较低,在传递相同转矩时,结构尺寸较其他形 式大,但有过载保护的优点,还程玉可缓和冲击和振动,故布置在传 动的高速级,以降低传递的转矩,减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命 较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级 直齿轮传动。

一、设计任务

具体要求: 1、 2、 电动机类型确定 单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计

算 3、 4、 编写一份设计说明书 装配图一张(1 号图纸) 、齿轮及轴的零件图各一张

二、计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 (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=4200N;带 F=4200N V=0.85m/s D=600mm 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: (1)传动装置的总功率: η 总=η 带×η4 轴承×η 闭式齿轮×η 联轴器×η 滚筒 η 滚筒=27.07r/min ×η 开式齿轮 =0.96×0.994×0.97×0.99×0.96×0.95 =0.81 (2)电机所需的工作功率: P 工作=FV/1000η 总 η 总=0.81 P 工作=4.421KW

速 V=0.85m/s;滚筒直径 D=600mm。

=4200×0.85/1000×0.81 =4.421KW 3、确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: n 筒=60×1000V/πD =60×1000×0.85/π×600 =27.07r/min 按手册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 I‘1=3~6。取 V 带传动 比 I’2=2~4,则总传动比理时范围为 I‘a=18~ 144。故电动机转速的可选范围为 n’d=I‘a×n 筒 =487~4954r/min 符 合 这 一 范 围 的 同 步 转 速 有 750、 1000 、 和 1500r/min 等。

根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的 电动机型号,综合考虑电动机和传动装置尺寸、 重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第 电动机型号 2 方案比较适合,则选 n=1000r/min 。 Y132M2-6

4、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 Y132M2-6。 其 主 要 性 能 : 额 定 功 率 : 5.5KW , 满 载 转 速 i 总=35.46 960r/min,质量 84kg。 据手册得 i 齿轮=3.8 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、 总传动比: 总=n 电动/n 筒=960/27.07=35.46 i 2、分配各级伟动比 (1) 取 V 带, 圆柱齿轮 i 齿轮=i 减速器=3.8 i V 带=2.456

(单级减速器 i=3~6 合理) (2) ∵i 总=i 齿轮×iV 带×i 减速器 nI =960r/min

∴iV 带=i 总/ i 齿轮 i 减速器) ( =35.46/3.84=2.456 nII=390.9r/min nIII=102.9r/min 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速(r/min) V 带高速轴 nI=n 电机=960r/min 减 速 器 高 速 轴 nII=nI/iV 带 PI=5.5KW PII=5.28KW i 减 速 器 PIII=5.07KW PIV =4.97KW nIV= nIII/i 齿 轮 PV =4.67KW nIV=27.07 r/min

=960/2.456=390.9(r/min) 减 速 器 低 速 轴 nIII=nII/

=390.9/3.8=102.9(r/min) 传 动 滚 筒 轴 =102.9/3.8=27.07(r/min)

2、

计算各轴的输入功率(KW) PI=P 工作=5.5KW PII=PI×η带=5.5×0.96=5.28KW TI=54.714N·m PIII=PII × η 轴 承 ×η 齿 轮 = TII=128.995N·m

V 带低速轴 减速器高速轴 减速器低速轴 5.07KW

开式齿轮高速轴 PIV = PIII×η 轴承×η 联轴器 =5.07×0.99×0.99=4.97 KW 滚筒轴

TIII=470.539N·m

PV = PIV×η轴承×η 开式齿轮 TIV=461.289 N·m =4.97 ×

0.99×0.95=4.67 KW 3、 计算各轴扭矩(N·m) TI=9.55×106PI/nI

TV=1647.525 N·m

电动机输出轴

=9.55×103×5.5/960=54.714N·m 减速器高速轴 TII=9.55×106PII/nII

=9.55×106×5.28/390.9=128.995N·m 减速器低速轴 TIII=9.55×106PIII/nIII

=9.55×106×5.09/102.9=470.539N·m 开式齿轮高速 TIV=9.55×106 PIV / nIII dd1=125mm

= 9550×4.97/102.9=461.289 N·m 滚筒轴 TV=9.55×106 PV / nIV =9550 4.67/27.07=1647.525 N·m

× dd2=306.9mm 取标准值

五、传动零件的设计计算 1、 (1) 皮带轮传动的设计计算 选择普通 V 带截型

dd2=300mm

n2‘=400r/min

由课本 P205 表 13-6 得:kA=1.1 PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW 由课本 P205 图 13-15 得:选用 A 型 V 带 (2) 并验算带速 由课本表 13-7 得,推荐的小带轮基准直径为 75mm 则取 dd1=125mm>dmin=75 dd2=n1/n2·dd1=960/309.9×125=306.9mm 由课本 P74 表 5-4,取 dd2=300mm 取 a0=650 确定大小带轮基准直径, V=6.28m/s

实际从动轮转速 n2‘=n1dd1/dd2=960×125/300 =400r/min 转速误差为:n2-n2‘/n2=390.9-400/390.9 =-0.023<0.05(允许) 验算带速 V:V=πdd1n1/60×1000 =π×125×960/60×1000 =6.28m/s 在 5~25m/s 范围内,带速合适。 a=660mm Ld=2000mm

(3)

确定带长和中心矩

根据课本 P195 式(13-2)得 0. 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 7(125+300)≤a0≤2×(125+300) 取 a0=650mm 由课本 P195 式(13-2)得: L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =1979.4mm 根据课本 P202 表(13-2)取 Ld=2000mm 根据课本 P206 式(13-16)得: a≈a0+Ld-L0/2=660mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×57.30 =1650>1200(适用) (5)确定带的根数 根据课本 P203 表(13-3)P1=1.37KW 根据课本 P204 表(13-4)△P1=0.11KW 根据课本 P8204 表(13-5)Kα=0.96 根据课本 P202 表(13-2)KL=1.03 由课本 P204 式(13-15)得 FQ =1571N F0=158.5N Z=5 根

Z=PC/P‘=PC/(P1+△P1)KαKL

=4.13 (6)计算轴上压力 由课本 P201 表 13-1 查得 q=0.1kg/m,由式 (13-17)单根 V 带的初拉力: F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2 =158.5N 则作用在轴承的压力 FQ,由课本 P87 式(5-19) [σH]1=618.2Mpa FQ=2ZF0sinα1/2=1571N [σH]2=509.1Mpa 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, 所以齿轮采用软齿 面 。 小 齿 轮 选 用 40Cr 调 质 , 齿 面 硬 度 为 [σF]2=146.2Mpa 240~260HBS,取 250HBS。大齿轮选用 45 钢, 调质, 齿面硬度 220HBS; 根据课本 P162 表 11-2 选 9 级精度。齿面精糙度 Ra≤1.6~3.2μm σHlimZ1=680Mpa σHlimZ2=560Mpa [σF]1=184.6Mpa

通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选 取安全系数 SH=1.0 σFlim1=240Mpa σFlim2 =190Mpa 按一般可靠度选取安全系数 SF=1.25 [σH]1=σHlim1/SH=680/1.1Mpa i 齿=3.8

=618.2Mpa [σH]2=σHlim2/SH=560/1.1Mpa =509.1Mpa [σF]1=σFlim1 /SF=240/1.3Mpa =184.6Mpa [σF]2=σFlim2 /SF =190/1.3Mpa =146.2Mpa (2)按齿面接触疲劳强度计算中心距 a T1=128995N·mm 选取载荷系数 K=1.4 齿宽系数 φa= =0.4 齿=3.8 则 a>=(u+1)3 (335/[σH]2*KT1/ uφa =178.5 u=i T1=128995N·mm b=89mm b1=84mm Z1=35 Z2=133 m=2.5mm a =210mm

d1=87.5mm (3)确定齿数和模数 传动比 i 齿=3.8 取小齿轮齿数 Z1=35。则大齿轮齿数: Z2=iZ1=133 实际传动比 I0=3.31 传动比误差:i-i0/I=1%<2.5% 可用 模数: m=2a/ Z2+Z1=2*178.5/133+35=2.125mm 根据课本表 4-1 取标准模数:m=2.5mm d2=332.5mm da1=92.5mm da2=337.5mm h=5.6mm V =1.8m/s

确定中心距 a=m/2(Z2+Z1 )=210 mm (4)齿宽 b=φdd1=0.4*210=84 取大齿轮宽为 84mm 小齿轮齿宽 89mm (5)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本 P167 图 (11-9) YF1=2.5 YF2 =2.14 得 σF1=(2kT1/bm2Z1)YF1=49.14 Mpa≤[σF1] σF2 =σF1 YF2/YF1=442.06Mpa≤[σF2] 安全 (6)齿轮的几何尺寸计算 分度圆直径:d1=mZ1=2.5×35mm=87.5mm d2=mZ2=2.5×133mm=332.5mm 齿顶圆直径:da1= d1 +2m=87.5+5=92.5mm da2= d2 +2m=332.5+5=337.5mm 全齿高:h=2.25m=2.25*2.5=5.6mm (7)计算齿轮的圆周速度 V V=πd1n1/60×1000=3.14×87.5×390.9/60×1000 =1.79m/s 选 8 级精度合宜 d=30mm

六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用 45#调质,硬度 217~255HBS d1=30mm L1=72mm d2=36mm

根据课本 P230 (14-2) 并查表 14-2, c=115 L1=58mm 式, 取 d≥115 (5.28/390.9)1/3mm=27.4mm 考虑有键槽,将直径增大 5%,则 d=27.4×(1+5%)mm=28.8mm ∴选 d=30mm d3=43mm L1=43mm d4=50mm L4=87mm d5=58mm 2、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 L5=7mm d6=36mm

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对 L1=4mm 两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用 d7=43mm 套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两 L1=25mm 轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固 定 L=296mm

(2)确定轴各段直径和长度 d1=30mm L1=72mm d2=36mm L1=58mm d3=43mm L1=43mm d4=50mm L4=87mm d5=58mm L5=7mm d6=36mm L1=4mm d7=43mm L1=25mm Fr=1073.2N Ft =2948.457N

初选用深沟球承 6209 d=45 D=85 B=19 Cr=24.5 FAY =536.6N (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径:已知 d1=87.5mm ②求转矩:已知 T1=128995N·mm ③求圆周力:Ft 根据课本 P163(11-1)式得 Ft=2T1/d1=128995/87.5=2948.457N ④求径向力 Fr 根据课本 P163(11-1)式得 Fr=Ft·tanα=2948.457×tan200=1073.2N ⑤强度校核 (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=Fr/2=536.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1474.229N 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 MC1=FAyL/2=536.6×50=9.1N·m (3)绘制水平面弯矩图(如图 c) 截面 C 在水平面上弯矩为: MC1=9.1N·m FBY=536.6N FAZ =1474.229N

MC2=FAZL/2=1474.229×50=25N·m (4)绘制合弯矩图(如图 d) MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N· m (5)绘制扭矩图(如图 e) 转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=48N·m (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 α=1,截面 C 处的当量弯矩: Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N·m (7)校核危险截面 C 的强度 由式(6-3) σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用 45#调质钢,硬度(217~255HBS) 根据课本 P230 页式 (14-2) 表 , (14-2) c=115 取 d≥c(P3/n3)1/3=115(5.07/102.9)1/3=45.31mm 考虑有键槽,将直径增大 5%,则 Mec =99.6N·m T=48N·m MC =26.6N·m MC2=25N·m

d=45.31×(1+5%)mm=47.6mm 取 d=50mm 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 d1=50mm L1=70mm d2=56mm L1=60mm d3=63mm L1=45mm d4=70mm L4=80mm d5=76mm L5=7mm d6=63mm L1=30mm d7=72mm L1=4mm 初 选 用 深 沟 球 承 6213 d=65 D=120 B=23 Cr=44.0 (3)按弯扭复合强度计算 d=50mm σe =14.5MPa <[σ-1]b

①求分度圆直径:已知 d2=332.5mm ②求转矩:已知 TIII=470.539N·m ③求圆周力 Ft:根据课本 P163(11-1)式得 Ft=2T3/d2=2×470.539×103/332.5=2830.3N ④求径向力 Fr 根据课本 P163(11-1)式得 Fr=Ft·tanα=2830.3×0.36379=1030.1N ⑤校核 (1)求支反力 FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=1030.1/2=515.1N FAZ=FBZ=Ft/2=2830.3/2=1415.2N (2)由两边对称,书籍截 C 的弯矩也对称 截面 C 在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=515.1×94.5/2*1000=23.34N·m (3)截面 C 在水平面弯矩为 d1=50mm L1=70mm d2=56mm L1=60mm d3=63mm L1=45mm d4=70mm L4=80mm d5=76mm L5=7mm

MC2=FAZL/2=1415.2×94.5/2*1000=66.87N·m d6=63mm (4)计算合成弯矩 MC=(MC12+MC22)1/2 =(23.342+66.872)1/2 =70.83N·m (5)计算当量弯矩:α=0.6 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[70.832+(0.6*470.5)2]1/ 2 L1=30mm d7=72mm L1=4mm

=291.1N·m (6)校核危险截面 C 的强度 由式(10-3) σe=Mec/(0.1d3)=291.1/(0.1×543) =18.5Mpa<[σob]=70Mpa ∴此轴强度足够 Fr=1030.1N 七 滚动轴承的选择 1、计算输入轴承 选用 6209 型深沟球轴承,其内径 d 为 45mm,外 FAX= 径 D 为 85mm,宽度 B 为 19mm. Cr=24.5kN 根据根据条件,轴承预计寿命 16×365×8=48720 小时 (1)已知 nⅡ=458.2r/min 两轴承径向反力:FR1=FR2=500.2N 初先两轴承为 6209 型深沟球轴承 根据课本 P265(11-12)得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 MC2=66.87N·m MC1=23.34N·m FBY=515.1N FAZ=FBZ=1415.2 N Ft=2830.3N

故任意取一端为压紧端,现取 1 端为压紧端 FA1=FS1=315.1N (3)求系数 x、y FA2=FS2=315.1N MC=70.83N·m

FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本 P263 表(11-8)得 e=0.68 FA1/FR1<e x1=1 y1=0 (4)计算当量载荷 P1、P2 根据课本 P263 表(11-9)取 f P=1.5 根据课本 P262(11-6)式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3 σe=18.5Mpa N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3 N (5)轴承寿命计算 ∵P1=P2 故取 P=750.3N ∵角接触球轴承 ε=3 根据手册得 7206AC 型的 Cr=23000N 由课本 P264(11-10c)式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>48720h ∴预期寿命足够 轴 承 预 计 寿 命 48720h FA2/FR2<e y2=0 x2=1 Mec=291.1N·m

2、计算输出轴承 选 6213 型深沟球轴承,其内径 d 为 65mm,外 径 D=120mm,宽度 B 为 23mm Cr=44.0kN (1)已知 nⅢ=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N

试选 6213 型深沟球轴承 根据课本 P265 表(11-12)得 FS=0.063FR,则 FS1=FS2=315.1N FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)计算轴向载荷 FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

∴任意用一端为压紧端,1 为压紧端,2 为放松端 两轴承轴向载荷:FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系数 x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根据课本 P263 表(11-8)得:e=0.68 ∵FA1/FR1<e ∴x1=1 y1=0 ∵FA2/FR2<e ∴x2=1 y2=0 (4)计算当量动载荷 P1、P2 P1=750.3N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0

根据表(11-9)取 fP=1.5 根据式(11-6)得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)计算轴承寿命 LH ∵P1=P2 故 P=1355 ε=3

P2=750.3N

根据手册 P71

7207AC 型轴承 Cr=30500N

LH=1047500h ∴预期寿命足够

根据课本 P264 表(11-10)得:ft=1 根据课本 P264 (11-10c)式得

Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>48720h ∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

1、带轮与输入轴采用平键 轴径 d1=30mm,L1=75mm 查手册得单圆头普通平键用于轴端,选用 C 型平 键,得: b×h=8×7 l=L1-b=75-8=67mm h=7mm FR =903.35N FS1=569.1N

T2=129N·m

σp=4TⅡ/dhl=4×128995/30×7×67 =36.67Mpa<[σR](110Mpa)

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径 d4=50mm L4=87mm 查手册 10-9 选 A 型平键 键 14×9 l=L4-b=87-14=73mm h=9mm TⅡ=128.995N·m

σp=4T/dhl=4×128995/50×9×73 =15.71Mpa<[σp](110Mpa) x1=1 3、输出轴与齿轮联接用平键联接 轴 径 d4=70mm L4=82mm T y1=0 Ⅲ x2=1 y2=0

=470.539N.m 查手册 选用 A 型平键 键 20×12 l=L4-b=82-20=62mm h=12mm

σp=4 TⅢ/dhl=4×470539/70×12×62 =36.14Mpa<[σp] 4、输出轴与联轴器联接用平键联接 轴径 d1=50mm L1=75mm 查手册 选 C 型平键 TⅢ=470.539N.m P1=1355N P2=1355N

键 16×10 l=L1-b=75-16=59mm h=10mm

σp=4 TⅢ/dhl=4×470539/16×10×59 =101.87Mpa<[σp](110Mpa)



减速箱体结构

1、 箱体是减速器结构和受力最复杂的零件, 其各 Lh =2488378.6h 部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计 故轴承合格 算。尺寸列入下表,单位 mm。

符 号名 称 σ σ1 b 底座壁厚 箱盖壁厚

尺 寸 10 σ1 =0.8σ=8

备 注 不小于 8 不小于 8

箱 底 座 上 不 凸 缘 b=1.5σ=15 厚

b1 b2 m m1

箱盖凸缘厚 想底座厚 箱座加强肋厚 箱盖加强肋厚

b1 =1.5σ1=12 b2=2.5σ=25 m=0.85σ =8.5 m1=0.85σ1 =6.8 C 型平键 8×7

df

地脚螺栓直径

df=20

手册查 得

σp=36.67Mpa

d1

轴 承 旁 连 接 螺 栓 d1=0.75 df=15 n=4

直径 d2 箱 座 与 箱 盖 连 接 d2=0.5 df=10 螺栓直径 d3 轴 承 盖 固 定 螺 栓 d3=8 直径 d4 c1 视孔盖螺栓直径 d4=0.4 df=8 箱 壳 外 壁 至 螺 钉 c1=26 中心线间的距离 c1=24 k 底 座 上 部 或 下 不 k= c1+ c1=50 凸缘宽 D1 小 轴 承 盖 螺 钉 分 D1=D+5 布圆直径 d3=105 D=85 为 小轴承 外径 D0 D5 D2 105 81 大 轴 承 盖 螺 钉 分 D2=D+5 布圆直径 D0 D5 R d3=160 145 115 箱 盖 外 表 面 圆 弧 196.75 半径 C 型平键 A 型平键 20×12 σp=36.14Mpa 可由手 册查得 手册查 得 σp =15.71Mpa A 型平键 14×9

16×10

σp=101.87Mpa



润滑和密封

一、齿轮的润滑 采用浸油润滑,由于低速级周向速度为 1.8m/s, 所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为 35mm。 二、滚动轴承的润滑 由于齿轮周向速度为 1.8m/s<2 m/s 所以宜用脂 润滑,应开设封油盘。 三、润滑油的选择 考虑到该装置用于小型设备,选用 L-AN15 润滑 油。 四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式 旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F) B25-42-7-ACM, (F)B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

四、小结

在设计过程中的经验教训总结: 1.设计的过程中必须严肃认真,刻苦专研,一丝不苟,精益求精,才 能在设计思想,方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。 2.机械设计课程设计是在老师的指导下独立完成的。必须发挥设计的 主动性,主动思考问题分析问题和解决问题。 3.设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。熟悉和利用已有的 资料,既可避免许多重复的工作,加快设计进程,同时也是提高设计 质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料,如参考和分析已有的结 构方案,合理选用已有的经验设计数据,也是设计工作能力的重要方 面。 4.在教师的指导下订好设计进程计划,注意掌握进度,按预定计划保 证质量完成设计任务。机械设计应边计算,边绘图,边修改,设计计 算与结构设计绘图交替进行,这与按计划完成设计任务并不矛盾,应 从第一次设计开始就注意逐步掌握正确的设计方法。 5.整个设计过程中要注意随时整理计算结果,并在设计草稿本上记 下重要的论据,结果,参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题, 使设计的各方面都做到有理有据。这对设计正常进行,阶段自我检查 和编写计算说明书都是必要的。 通过这次为期两周的课程设计,我拓宽了知识面,锻炼了能力,综合 素质得到较大提高。 安排课程设计的基本目的,在于通过理论与实际的结合、人与人的沟 通,进一步提高思想觉悟。尤其是观察、分析和解决问题的实际工作

能力, 以便培养成为能够主动适应社会主义现代化建设需要的高素质 的复合型人才。 作为整个学习体系的有机组成部分,课程设计虽然安排在两周进行, 但并不具有绝对独立的意义。 它的一个重要功能, 在于运用学习成果, 检验学习成果。运用学习成果,把课堂上学到的系统化的理论知识, 尝试性地应用于实际设计工作, 并从理论的高度对设计工作的现代化 提出一些有针对性的建议和设想。检验学习成果,看一看课堂学习与 实际工作到底有多大距离, 并通过综合分析, 找出学习中存在的不足, 以便为完善学习计划,改变学习内容与方法提供实践依据。 对我们非机械专业的本科生来说,实际能力的培养至关重要,而这种 实际能力的培养单靠课堂教学是远远不够的,必须从课堂走向实践。 这也是一次预演和准备毕业设计工作。 通过课程设计,让我们找出自身状况与实际需要的差距,并在以后的 学习期间及时补充相关知识,为求职与正式工作做好充分的知识、能 力准备,从而缩短从校园走向社会的心理转型期。课程设计促进了我 系人才培养计划的完善和课程设置的调整。 课程设计达到了专业学习 的预期目的。在两个星期的课程设计之后,我们普遍感到不仅实际动 手能力有所提高,更重要的是通过对机械设计流程的了解,进一步激 发了我们对专业知识的兴趣, 并能够结合实际存在的问题在专业领域 内进行更深入的学习。 由于时间紧迫, 所以这次的设计存在许多缺点, 比如说箱体结构庞大, 重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实

践,能使我在以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,传动更稳定精确的机器。

设计者:胡文 俊 2011 年 8 月 20 日


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