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机械设计基础课程设计说明书[哈工大]






一 二 三

........................... ....1 课程设计任务书 ........................... ................................. ....2 设计要求 ................................. ................................. ...2 设计步骤 ................................. 1. 传动装置总体设计方案 ..................2 2. 电动机的选择...........................2 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 ....4 4. 普通 V 带的设计.........................5 5.齿轮的设计 .............................7 6. 滚动轴承和传动轴的设计.................9 7.键联接设计.............................16 8. 箱体结构的设计........................17 9.润滑密封设计 ..........................18

四 五

设计小结 .................................20 参考资料 .................................21

带式输送机传动装置设计计算说明书



课程设计任务书

课程设计题目: 设计带式运输机传动装置(简图如下) 1——输送带 2——滚筒 3——联轴器 4——减速器 5——V 带传动 6——电动机

1.设计条件: 1)及其年产量:大批; 2)及其工作环境:多尘; 3)及其在和特性:中等冲击; 4)机器最短工作年限:4 年 3 班。

2.原始数据: 运输带工作速度 运送带工作拉力 F/KN v/(m/s) 1.9 1.2 230 卷筒直径 D/mm

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二. 设计要求 1.减速器装配图一张。(三视图,A0 图纸) 2.绘制轴、齿轮零件图各一张。(A3 图纸) 3.设计计算说明书一份。

三. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 1)外传动机构为 V 带传动。 2)减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。 3) 方案简图如下图:

1——输送带;2——滚筒;3——联轴器; 4——减速器;5——V 带传动;6——电动机 2、电动机的选择 1)选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机,全封闭 自扇冷式结构,电压 380V。
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2)选择电动机的容量 工作机的有效功率为

Pw = Fv = 2.28KW
从电动机到工作机传送带间的总效率为

η ∑ = η1 ? η 2 ? η 3 ? η 4 ? η 5
由《机械设计课程设计》表 9-1[1]可知:

3

η1
承)

: V 带传动效率 0.96

η 2 :滚动轴承效率 0.99(球轴

η3

:齿轮传动效率 0.97 (7 级精度一般齿轮传动) :联轴器传动效率 0.99(弹性联轴器) :卷筒传动效率 0.96

η4
η5

所以电动机所需工作功率为

Pd =
3)确定电动机转速

Pw

η

= 2 .28 / 0 .833 = 2 .73 kw



而工作机卷筒轴的转速为

nw = 60 *1000 v / πd = 100 r / min
所以电动机转速的可选范围为:
' n d = i ∑ n w = ( 6 ~ 24 ) × 100 r min = ( 600 ~ 2400 ) r min 综

合考虑电动机和传动装置的尺寸、 质量及价格等因素, 为使传动装· 置 结构紧凑,决定选用同步转速为 1000 r min 的电动机。 根据电动机类型、容量和转速,由《机械设计课程设计》表 15-1
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选定电动机型号为 Y132S-6。其主要性能如下表: 电动机型号 额定功率/kw Y132S-6 3 满载转速/(r/min) 960
启动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩

2.0

2.0

3.计算传动装置的总传动比 3.计算传动装置的总传动比 i ∑ 并分配传动比 (1).总传动比 i ∑ 为
i∑ = nm = 960 / 100 nw = 9 .6

(2).分配传动比

i ∑ = iΙ iΙΙ
考虑润滑条件等因素,初定

iΙ = 2.53 iΙΙ = 3.80
1).各轴的转速 错误!未找到引用源。 错误!未找到引用源。轴 错误!未找到引用源。 错误!未找到引用源。轴 错误!未找到引用源。 错误!未找到引用源。轴 卷筒轴

nΙ = nm = 960 r min
nΙΙ =
nΙΙΙ =

nΙ = 380 r min iΙ

nΙΙ ≈ 100 r min iΙΙ

nw = nΙΙΙ = 100 r min

2).各轴的输入功率
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错误!未找到引用源。 错误!未找到引用源。轴 错误!未找到引用源。 错误!未找到引用源。轴 错误!未找到引用源。 错误!未找到引用源。轴 卷筒轴

PΙ = Pd = 2.73kw

PΙΙ = PΙη1η 2 = 2.62 kw

PΙΙΙ = PΙΙη 3η 2 = 2.49 kw

P卷 = PΙΙΙη 4η 2 = 2.42 kw

3).各轴的输入转矩
T d = 9 . 55 × 10 6 × Pd nm = 9 . 55 × 10 6 × 2 . 73 / 960 = 2 . 72 × 10 4 N ? mm






4

















T Ι = T d = 2 . 72 × 10

N ? mm
4

错误!未找到引用源。 错误!未找到引用源。轴 TΙΙ = TΙη1η 2iΙ = 6.60 ×10 N ? mm 错 误 ! 未 找 到 引 用 源 。 轴

TΙΙΙ = TΙΙη 3η 2 iΙΙ = 2.39 × 10 5 N ? mm
卷筒轴 T卷 = TΙΙΙη 4η 2 = 2.32 × 10 N ? mm
5

将上述计算结果汇总与下表,以备查用 轴名 功率 P/kw 错误! 错误! 未找 到引 用源。 用源。 轴 错误! 错误! 2.62
6 . 6 × 10 4

转矩 T/(N·mm)
2.72 × 10 4

转速 n/(r/min) 960

传动比 i

效率η

2.73

2.53

0.95

380

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未找 到引 用源。 用源。 轴 错误! 错误! 未找 到引 用源。 用源。 轴 带的设计: 4.普通 V 带的设计: 1. 确定计算功率 查表 5.2[2]确定工作情况系数,即 K A = 1.2
PC = K A ? P = 1.2 × 3.0 = 3.6 KW

3.80

0.96

2.49

2.39 × 10 5

100 1 0.95

2. 选择 V 带型号 根据 PC = 3.6 KW 和 n1 = 960r / min ,查表 5.10[2]选择 A 型带 3. 确定带轮直径 (1)查表 5.4[2]选取 A 型带带轮基准直径 d d 1 = 112mm (2)验算带速
v=

πd d 1n1
60 × 100

= 6.28m / s

在推荐值范围内,合适 ③ 确定大轮基准直径。查表 5.4[2],取
d d 2 = i12 (1 ? ξ ) = 277.7 mm
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④ 验算传动比误差 理论传动比 实际传动比
i= n1 = 2.53 n2 dd 2 = 2.55 d d 1 (1 ? ξ )

i' =

传动比误差 在允许范围内,故合适 4. 确定中心距 a 和带的基准长度 L ① 初选中心距
0.(d d 1 + d d 2 ) ≤ a ≤ 2(d d 1 + d d 2 ) 7 273 ≤ a ≤ 780

取 a=500mm

② 确定 V 带的基准长度
Ld = 2a0 + π / 2(d d 1 + d d 2 ) + (d d 2 ? d d 2 ) 2 / 4a0 = 1626mm

查表 5.3[2]选取基准长度 Ld = 1800mm ③ 计算实际中心距
a = a0 + ( Ld ? Ld ) / 2 = 593.85mm
'

5. 计算小带轮的包角
α = 180° ?
d d 2 ? dd1 × 57.3° = 161.0° a

6. 确定 V 带根数 ① 查表 5.4[2]可得单根 V 带传送的额定功率 P0 = 1.15KW ② 查表 5.5[2]可得单根 V 带传送的额定功率增量 ?P = 0.11KW ③ 查表 5.6[2]可得包角系数 Kα = 0.95 ④ 查表 5.3[2]可得长度系数 K L = 1.01 ⑤ 计算 V 带根数

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Z=

PC = 2.98 取 3 根 ( P0 + ?P ) Kα K L

7. 计算初拉力和压轴力 由式(5.17)[2]有 F0 =
500 PC 2.5 500 × 3.6 2.5 ( ? 1) + qv 2 = ( ? 1) = 155.88 N zv Kα 3 × 6.28 0.95

由式(5.18)[2]有 Q = 2zF0 sin(α1 / 2) = 2 × 3 ×155.88 × sin(161 / 2) = 922.45 N 5.齿轮的设计 1)选定材料及确定许用应力 (1)按简图所示的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。 (2)材料选择。由《机械设计基础》表 6.22[2]选择小齿轮材料为 45 钢 (调质),硬度为 236HBS, σ H lim1 = 570MPa , σ Flim1 = 220MPa ,大齿轮为 45 钢(正火),硬度为 190HBS, σ H lim 2 = 390MPa , σ Flim2 = 170MPa ,二者 材料硬度差为 60HBS。 (3)由《机械设计基础》表 11-5[2],取 S H = 1 , S F = 1.25 ,
[σ H1 ] = [σ H2 ] = [σ F1 ] = [σ F2 ] =

σ Hlim1
SH

= 570 / 1MPa = 570 MPa

σ Hlim2
SH

= 390 / 1MPa = 390 MPa

σ Flim1
SF

= 220 / 1.25MPa = 176 MPa

σ Flim2
SF

= 170 / 1.25MPa = 136 MPa

2)按齿面接触强度设计 齿数取 z1 = 21 ,则 z 2 = 3.81× z1 = 81 初选螺旋角 14o

《机械设计基础》 6.5,6.6)[2] 表 取载荷系数为 1.5, 齿宽系数 Φ d = 1.2 (
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小齿轮上的转矩
95 .5 × 10 5 PΙΙ T1 = = 6.6 × 10 4 N ? mm n2

取 Z=188(《机械设计基础》表 11-4)[2]
d1 ≥ 75.63 KT1 u + 1 ? Φ d u [σ ]2

1.5 × 6.6 × 10 4 3.81 + 1 = 75.63 ? 2 1.2 3.81[390] = 51.77 mm
d1 cos β 51.77 cos β = = 2.39 取 m=2.5 z1 21

模数 m =

d1 + d 2 54 + 106 = mm = 130mm 2 2 m (z + z ) 修正螺旋角: β = arc cos n 1 2 = 13.80° 2a

中心距 a =

齿宽 b = Φ d d1 = 1.2 × 54.77mm = 65.72mm 取 b1 = 70mm, b 2 = 65mm , 按《机械设计基础》[2]取 m=2.5mm,实际的
d1 = z × m / cosβ = 21× 2.5 / cos 13.8 = 54.12mm d 2 = 81× 2.5 / cosβ mm = 206.20mm

3)验算齿轮弯曲强度 齿形系数(由《机械设计基础》图 11-8 和图 11-9[2]可得)
YF 1 = 2.78 , YF 2 = 2.24

齿形系数与需用弯曲应力的比值为:
σ F1 σ F1
YF 1 YF 1 = 2.78 = 0.0126 220

σ F2

YF 2

=

2.24 = .0132 170

较大,故需校核 2 的弯曲强度:

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σ F2 =

1.6 KT1YF 2 1.6 ×1.5 × 2.24 × 6.6 × 10 4 = MPa = 37.46 MPa ≤ [σ 2] bm 2 z1 70 × 2.52 × 21

校验合格 6.滚动轴承和传动轴的设计 (一).高速轴的设计 Ⅰ.输在轴上的功率 P 、转速 nⅡ 和转矩 TⅡ Ⅱ 由上可知:

PΙΙ = 2.62 kw , nΙΙ = 380 r min , TΙΙ = 6.6 × 10 4 N ? mm
初步确定轴的最小直径: 材料为 45 钢,正火处理。根据《机械设计基础》表 14-2【2】取
' C = 112 , 于是 d min = C3

P 2.26 Ⅱ = 112 3 mm = 21 .32 mm , 由于键槽的影响, nⅡ 380

' 故 d min = 1.03d min = 21 .96 mm

输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径 d1 ,取 d1 = 25mm ,根 据带轮结构和尺寸,取 l1 = 50 mm 。 齿轮轴的结构设计 初步确定了轴的各段和长度。 带轮处 油封处 左端轴承处 齿轮处 轴环处 右段轴承处 d1=25mm d2=30mm d3= d2+5=35mm d4= d3+3=38mm d5= d4+6=44mm. d6=35 mm
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50mm 45mm 17mm 68mm 10mm 27 mm

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(2).轴上零件的周向定位 由《机械设计课程设计》表 11-28[1]查得带轮与轴的周向定位采用 平键连接。按 d1 选用普通平键 8 × 36 。 (二).低速轴的设计 Ⅰ.输出轴上的功率 PΙΙΙ 、转速 nΙΙΙ 和转矩 TΙΙΙ
5 由上可知 PΙΙΙ = 2.49kw , nΙΙΙ = 100r min, TΙΙΙ = 2.39 × 10 N ? mm

Ⅱ.求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径
d 2 = 206mm

圆周力: Ft =

2TΙΙΙ = 2316 .5 N d2

径向力: Fr = Ft tanα = 869.2 N 轴向力: Fa = Ft tanβ = 569.0 N Ⅲ.初步确定轴的最小直径 材料为 45 钢,正火处理。根据《机械设计基础》表 14-2[2],取
' C = 112 , 于是 d min = C3

PΙΙΙ 2 .26 = 112 3 mm = 31 .66 mm , 由于键槽的影响, nΙΙΙ 100

' 故 d min = 1.03d min = 32 .62 mm

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d1 。 为了使所选 的轴直径 d1 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴 器的计算转矩 Tca = K ATΙΙΙ ,查《机械设计基础》表 14-1[2],取 K A = 1.5 , 则
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T ca = K A T ΙΙΙ = 1 . 5 × 2 . 39 × 10

5

N ? mm = 358 . 5 N ? m

按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件,查《机械设计课程 设计》 13-1[1], 表 选用 LX2 型联轴器, 半联轴器的孔径 d Ι = 30 ~ 35 mm , 故取 d1 = 35 mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度 LΙ = 60 mm Ⅳ.轴的结构设计 初步确定了轴的各段和长度。数据统计如下表: 联轴器处 油封处 右端轴承处 齿轮处 轴环处 左端轴承处 (2).轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d 4 由《机 械设计课程设计》表 11-28[1] 查得齿轮与轴的连接,选用普通平键
14 × 55 ,同样,半联轴器与轴的连接,选用平键为 10 × 50 。滚动轴承

d1=35mm d2=35+5=40mm
d 3 =40+5=45mm

58mm 45mm 29mm 63mm 10mm 19 mm

d4=48mm. d5= 56 mm
d 6 =d3=mm

与轴的周向定位是由过度配合来保证的。 Ⅴ.求轴上的载荷 L=86.6mm,K=73.2mm 作轴的空间受力简图(图 1)

作水平面受力图及弯矩图(图 2)
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FAH =
FBH =

FQ ? K ? Fr ? L

L 2

? Fa ?

d1 2 = 1900 × 73.2 ? 869.2 × 43.3 ? 569 × 103 = 494.65 N 86.6
= 1363.8 N

FQ ? k + FR ? L/2 - Fa ? d / 2 L

M CHL = FAH × M CHR

d = 21418 N ? mm 2 d = M CHL + Fa × = 80025 N ? mm 2

M BH = FQ × K = 139080 N ? mm

作垂直面受力图及弯矩图(图 3)
FAV = FBV = M CV = FAV Ft 2316.5 = N = 1158.25 N 2 2 L ? = 51321N ? mm 2

作合成弯矩(图 4)
M CL = 55610 N ? mm M CR = 95067 N ? mm M B = 139080 N ? mm

作转矩 T 图(图 5)
T = 238.6 × 103 N ? mm

作当量弯矩图(图 6)
M e = M 2 + (αT ) 2 M CL = 55610 N ? mm M CR = 153581N ? mm M B = 199595 N ? mm
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z y x

FAH A FAV FAH

Fr2 Fa2 C FBH Fa2 Fr2 FBH FBV d2/2 FQ B D

MH 21418 80025 139080 Ft2 FA 1158.25 FBH

MC

139080 95067 55610

238600

199595

15358

55610 I 第 14 页 II

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可知,I 处截面当量弯矩最大,故应对此进行校核
M eB = 199595 N ? mm

由表查得,对 45 钢 σ b = 600MPa [σ -1 ] = 55MPa 故按《机械设计基础》(11.3)[2]得
σ eB =
M eB 199595 = = 21.90 MPa 3 0.1d 0.1× 453

因此该轴符合要求 (三).滚动轴承的校核 轴承的预计寿命 L'H = 4 × 365 × 5 / 7 × 8 × 3 = 25028 h (1).已知 nΙΙ = 100 r min ,两轴承的径向反力
FR1 = 494 .65 N FR 2 = 1363 .8 N
Fa = 569.0 N

由选定的角接触球轴承 7209C,轴承内部的轴向力 FS = 0.4 Fr
FS 1 = 04 × 494 .65 = 197 .56 N FS 2 = 0.4 × 1363 .8 = 545 .2 N

(2).因为 FS 2 + Fa = 545 .2 + 569 .0 = 1114 .2 N > FS 1 ,所以
Fa 2 = FS 2 Fa1 = Fs 2 + Fa = 545 .2 + 569 .0 = 1114 .2 N

(3). 查手册可得 7209C 型轴承
Cr = 29800 N Cor = 28200 N Fa = 0.020 Cor

由表查得

e = 0.39
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(4).计算当量载荷 P1 、 P2 对于轴承 1
Fa1 1114.2 = = 2.25 > e FR1 494.65

故 X=0.44 Y=1.48

中等冲击 f p = 1.5



P1 = f p ( X 1 Fr + Y1 Fa ) = 2800 N

对于轴承 2

Fa 2 545.2 = = 0 .4 > e FR 2 1363.8

故 X=0.44 Y=1.48

P2 = f p ( X 2 Fr + Y2 Fa ) = 1.5(0 .44 × 1363 .8 + 1 .48 × 545 .2 ) = 2110 .5 N

(5).轴承寿命计算 由于 P1 < P2 ,取 P = 2110 .5 N ,角接触球轴承,取 ε = 3 , f t = 1
10 6 f t C ε 10 6 1 × 29800 3 LH = ( ) = ( )h = 469182 h > L'H 60 n P 60 × 100 2110 .5

故满足预期寿命。 7.键联接设计 Ⅰ.带轮与输入轴间键的选择及校核 轴径 d = 25mm ,轮毂长度 L = 50 mm ,查手册,选 A 型平键,其尺 寸为
b = 8mm , h = 7 mm , L = 36 mm (GB/T 1095-2003)

现校核其强度: l = L ? b = 28 mm , T = 6.6 × 10 4 N ? mm
σ
p

= 4 T dhl = 4 × 6 . 6 × 10 4 / 25 × 7 × 28 MP a = 53 . 9 MP a

查手册得 [σ p ] = 110 MPa ,因为 σ p < [σ p ] ,故键符合强度要求。 Ⅱ.输出轴与联轴器间键的选择及校核 轴径 d = 35mm ,轮毂长度 L = 60 mm ,查手册,选 A 型平键,其尺
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寸为
b = 10 mm , h = 8mm , L = 50 mm (GB/T 1095-2003)

现校核其强度: l = L ? b = 40 mm , T = 2.39 × 10 5 N ? mm
σ p = 4T dhl = 4 × 2.39 × 10 5 / 35 × 8 × 40 Mpa = 85 .4 Mpa

查手册得 [σ p ] = 110 MPa , 因为 σ p < [σ p ] , 故键符合强度要求。 Ⅲ.输出轴与大齿轮间键的选择及校核 轴径 d = 48mm ,轮毂长度 L = 63mm ,查手册,选 A 型平键,其尺 寸为
b = 14 mm , h = 9 mm , L = 55 mm (GB/T 1095-2003)

现校核其强度: l = L ? b = 41mm , T = 2.39 × 10 5 N ? mm
σ p = 4T dhl = 4 × 2.39 × 10 5 / 48 × 9 × 41Mpa = 53 .97 Mpa

查手册得 [σ p ] = 110 MPa ,因为 σ p < [σ p ] ,故键符合强度要求。 8.箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿 轮佳合质量, 1.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 2.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 H 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

6 .3
应精创,其表面粗糙度为 3.机体结构有良好的工艺性.

?

铸件壁厚为 8mm,圆角半径为 R=5。机体外型简单,拔模方便. 4.对附件设计
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A 视孔盖和窥视孔:查阅《机械设计课程设计》表 14.7[1]在机盖顶 部开有窥视孔,能看到 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一块, 有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封, 盖板用铸铁制 成,用 M8 紧固 B 油螺塞:查阅《机械设计课程设计》表 14.14[1] 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,放油孔选用六角螺塞 M18 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:查阅《机械设计课程设计》表 14.13[1]选用杆式油标 M12. 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:查阅《机械设计课程设计》表 14.8[1] 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,以便达到体内为压力平衡.工作环 境多尘,所以要选用带过滤网的通气孔。 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. 9. 润滑密封设计 润滑:
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1. 啮合件的润滑 减速器的啮合件为斜齿圆柱齿轮,运转速度低,且存在中等冲击, 故适于选用粘度较大的润滑油。查阅机械设计手册{3},选用 L-CKB 型 工业闭式齿轮油(GB 5930-1995 ),主要性能指标如表 11.1 所示。 L型工业闭式齿轮油( 5930表 11.1 L-CKB 型工业闭式齿轮油(GB 5930-1995 )性能指标 粘度等级 (按 GB/T 3141-1994) 40℃ 100℃ 运动粘度 (开 粘度指数 闪点 不小于 口) /℃ 不低于 320 288352 — 90 180 倾点 /℃ 不高 于 -8

润滑方法:油轮润滑 润滑装置:油池 轴承的润滑 减速器所用轴承为角接触球轴承() ,工作环境多尘且存在中等冲 。其主要性能如 击,故选用 ZN-3 型纳基润滑脂[3](GB/t 492-1989) 表 11.2 所示。 ZN表 11.2 ZN-3 型纳基润滑脂性能指标 滴点 /℃ 不低于 160 润滑方法:连续无压润滑
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工作锥入度 /(1/10mm)

220250

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润滑装置:设备的机壳 密封: 1. 轴承的密封 角接触球轴承润滑方式已选用脂润滑, 工作环境多尘且转速较小, 故密封方式选用橡胶唇形密封圈密封。 根据油封处轴段的轴径,选择合适大小的密封圈[1]。 高速轴选用 d=30mm 的橡胶唇形密封圈(GB/T 1387.1-1992) 。 低速轴选用 d=40mm 的橡胶唇形密封圈(FZ/T 1387.1-1992) 。 2. 油塞的密封 。 油塞密封选用与其相配合使用的纸封油圈{1}(ZB 71-1962) 四 设计小结 这次关于带式运输机上的单级展开式圆柱齿轮减速器的课程设 计是我们真正理论联系实际、 深入了解设计概念和设计过程的实践考 验,对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设 计实践,使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作 打下了坚实的基础. 1.机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程, 它融《机械制图》、《机械设计基础》、《工程力学》、《机械制造》 等于一体,使我们能把所学的各科的知识融会贯通,更加熟悉机械类 知识的实际应用。 2.这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综 合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工

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程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方 面有重要的作用。 3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与 技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高 了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了 分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打 下了宽广而坚实的基础。 4.本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的 指导和帮助. 5.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,继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能 力。 五. 参考资料 [1]王连明,宋宝玉主编.机械设计课程设计(M).哈尔滨.哈尔滨工 业大学出版社.2010. [2]宋宝玉,王瑜,张铮主编.机械设计基础(M).哈尔滨.哈尔滨工业 大学出版社.2010. [3]机械设计手册编委会.机械设计手册(第 2,3 卷).北京.机械工业 出版社.2004.

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