課程設(shè)計--帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計 (2)

1、<p><b>　　湖南工業(yè)大學</b></p><p>　　課 程 設(shè) 計</p><p><b>　　資 料 袋</b></p><p>　　機 械 工 程 學院（系、部） 2011-2012 學年第 一 學期 </p><p>　　課程

2、名稱 機械設(shè)計 指導教師 李歷堅 職稱 教授 </p><p>　　學生姓名 閆濤 專業(yè)班級 機械設(shè)計及自動化 班級 092 學號09405700433</p><p>　　題 目 帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計 </

3、p><p>　　成 績 起止日期 2011 年 12 月 21 日～ 2011年 1 月 1 日</p><p>　　目 錄 清 單</p><p><b>　　課程設(shè)計任務(wù)書</b></p><p>　　2009—2010學年第一學期</p><p&

4、gt;　　機械工程 學院（系、部） 機械設(shè)計及自動化 專業(yè) 092 班級</p><p>　　課程名稱： 機 械 設(shè) 計 </p><p>　　設(shè)計題目： 帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計

5、 </p><p>　　完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2011 年 1 月 1 日共 2 周</p><p>　　指導教師（簽字）： 年 月 日</p><p>　　系（教研室）主任（簽字）：

6、 年 月 日 </p><p>　　機 械 設(shè) 計</p><p><b>　　設(shè)計說明書</b></p><p>　　起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2012 年 01 月 01 日</p><p><b>　　機械工程學院（部）</b>

7、;</p><p>　　2012年01月01日</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　1 設(shè)計任務(wù)書3</p><p>　　2 傳動方案的擬定4</p><p>　　3 原動機的選擇6</p><p>　　4 傳動比的分配8<

8、;/p><p>　　5 傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算9</p><p>　　6 傳動件的設(shè)計及計算12</p><p>　　7 軸的設(shè)計及計算20</p><p>　　8 軸承的壽命計算及校核36</p><p>　　9 鍵聯(lián)接強度的計算及校核38</p><p>　　10 潤滑

9、方式、潤滑劑以及密封方式的選擇40</p><p>　　11 減速器箱體及附件的設(shè)計42</p><p>　　12 設(shè)計小結(jié)46</p><p>　　13 參考文獻47</p><p><b>　　1.設(shè)計任務(wù)書</b></p><p>　　1.1 課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容</p>

10、<p>　　設(shè)計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖1-1所示。</p><p>　　圖1.1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖</p><p>　　1—電動機；2—聯(lián)軸器；3—兩級圓柱齒輪減速器；</p><p>　　4—聯(lián)軸器；5—滾筒；6—輸送帶</p><p>　　1.2 課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù)動力及傳動裝置</

11、p><p>　　已知條件：①運輸帶最大有效拉力：F=3000N；</p><p>　　②運輸帶的工作速度：v=1.4m/s；</p><p>　　③輸送機滾筒直徑：D=355mm；</p><p>　?、苁褂脡?年（其中軸承壽命為3年以上）。</p><p>　　1.3 課程設(shè)計的工作條件</p><p

12、>　　帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷較平穩(wěn)；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5％；二班制（每班工作8h），要求減速器設(shè)計壽命為8年，大修期為2～3年，大批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。</p><p><b>　　2.傳動方案的擬定</b></p><p>　　2.1傳動方案的要求</p><

13、p>　　傳動方案應滿足工作機的要求，適應工作環(huán)境和條件，應滿足工作可靠的要求且結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，制造成本低，傳動效率高，維護方便。</p><p>　　2.2工作機器的分析</p><p>　　帶式運輸機的傳動方案如下圖所示</p><p>　　圖 2.1帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖</p><p>　　1—電動機；2—聯(lián)軸器；3—兩級圓柱

14、齒輪減速器；</p><p>　　4—聯(lián)軸器；5—滾筒；6—輸送帶</p><p>　　圖2.1中展開式兩級圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩的輸入端，這樣，軸載轉(zhuǎn)矩的作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象，用于載荷比較平穩(wěn)的場合，高速級一般做成斜齒，低速級可

15、做成直齒。</p><p><b>　　2.3傳動方案說明</b></p><p><b>　　傳動裝置組成:</b></p><p>　　電動機1、聯(lián)軸器2、兩級圓柱齒輪減速器3、聯(lián)軸器4、滾筒5和輸送帶6</p><p><b>　　2)傳動原理:</b></p>

16、;<p>　　電動機與減速器是通過皮帶進行傳動的，由于電動機轉(zhuǎn)速高，所以經(jīng)過減速器二級變速，通過聯(lián)軸器帶動滾筒轉(zhuǎn)動。在同樣的張緊力下，V帶較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力，而且V帶所允許的中心距較平帶大，傳動平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)簡單，使用維護方便，價格低廉。故在第一級(高速級)采用V帶傳動較為合理，這樣還可以減輕電動機因過載產(chǎn)生的熱量，以免燒壞電機，當嚴重超載或有卡死現(xiàn)象時，皮帶打滑，可以起保護電機的作用。</p><

17、;p><b>　　3.原動機的選擇</b></p><p><b>　　3.1原動件的選擇</b></p><p><b>　　a．計算工作機功率</b></p><p>　　式中：—工作機所需的有效功率（kw）</p><p>　　—運輸帶最大有效拉力( N)</

18、p><p>　　—運輸帶的工作速度（m/s）</p><p>　　3.2工作機的有效功率</p><p><b>　　傳動裝置總效率：</b></p><p>　　設(shè):——聯(lián)軸器效率，</p><p>　　——閉式圓柱齒輪傳動效率（設(shè)齒輪精度為8級）</p><p>　　——一

19、對滾動軸承效率，=0.98</p><p>　　——輸送機滾筒效率，=0.96</p><p>　　——輸送機滾筒軸至輸送帶間的效率</p><p>　?。ㄒ娢墨I【2】表3-3）</p><p>　　估算傳動系統(tǒng)總效率為</p><p>　　其中： = =0.99</p><p><b&

20、gt;　　= =</b></p><p><b>　　= =</b></p><p><b>　　= =0.98</b></p><p><b>　　==0.98</b></p><p>　　傳動系統(tǒng)的總效率：η=</p><p><b

21、>　　工作時， </b></p><p><b>　　電動機所需功率為：</b></p><p>　　由參考材料【2】表12-1可知，滿足條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率應取為。</p><p>　　3.3選擇電動機的型號</p><p><b>　　a.計算卷筒的轉(zhuǎn)速</b>

22、;</p><p>　　b.根據(jù)動力源和工作條件，電動機的類型選用Y系列三相異步電動機。電動機的額定功率選取3KW、轉(zhuǎn)速可選擇常用同步轉(zhuǎn)速：3000r/min、1500 r/min、1000 r/min 和750r/min以便比較。</p><p>　　傳動系統(tǒng)的總傳動比為</p><p>　　式中： nm—電動機滿載轉(zhuǎn)速</p><p>

23、;　　n—運輸帶的轉(zhuǎn)動速度</p><p>　　根據(jù)電動機型號查【2】表8-53確定各參數(shù)。將計算數(shù)據(jù)和查表數(shù)據(jù)填入表3-1，便于比較。 </p><p>　　表3-1 電動機的數(shù)據(jù)及總傳動比</p><p>　　由上表可知，相比1、3、4方案，方案2轉(zhuǎn)速高，電動機價格低，總傳動比雖然大些，但完全可以通過傳動帶和兩級齒輪傳動實現(xiàn)，此方案較優(yōu)，所以選方案2。</

24、p><p><b>　　4.傳動比的分配</b></p><p><b>　　4.1總傳動比</b></p><p>　　4.2各級傳動比的分配</p><p>　　由傳動系統(tǒng)方案知： </p><p>　　由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為</p>&

25、lt;p>　　為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度HBS350，齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比為</p><p>　　高速級圓柱齒輪傳動比</p><p>　　低速級圓柱齒輪傳動比：</p><p>　　各級傳動比分別為 </p><p>　　5.傳動裝置

26、運動和運動參數(shù)的計算</p><p>　　將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為</p><p><b>　　0軸--電動機軸</b></p><p>　　I軸--減速器高速軸</p><p>　?、蜉S--減速器中間軸</p><p>　?、筝S--減速器低速軸</p><p>

27、　?、糨S--輸入機滾筒軸</p><p><b>　　5.1各軸轉(zhuǎn)速</b></p><p><b>　　0軸：</b></p><p><b>　　Ⅰ軸：</b></p><p><b>　?、蜉S：</b></p><p>&

28、lt;b>　　Ⅲ軸：</b></p><p><b>　?、糨S：</b></p><p><b>　　5.2各軸輸入功率</b></p><p><b>　　0軸：</b></p><p><b>　?、褫S： </b></p>

29、;<p><b>　?、蜉S：</b></p><p><b>　　Ⅲ軸：</b></p><p><b>　?、糨S:</b></p><p><b>　　5.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩</b></p><p><b>　　0軸：</b&g

30、t;</p><p><b>　?、褫S：</b></p><p><b>　?、蜉S：</b></p><p><b>　?、筝S：</b></p><p><b>　　Ⅳ軸：</b></p><p>　　運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表

31、：</p><p>　　表5-1運動和動力參數(shù)</p><p>　　6.傳動件的設(shè)計及計算</p><p>　　6.1高速級直齒圓柱齒輪的設(shè)計及計算</p><p>　　6.1.1選精度等級、材料及齒數(shù)</p><p><b>　　材料及熱處理：</b></p><p>　

32、　選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　精度等級選用7級精度：</p><p>　　齒數(shù)：選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)的 故取 </p><p>　　6.1.2按齒面接觸強度設(shè)計</p><p>　　因為低速級的載荷大于高速級的載荷

33、，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算。按式（6.2-1）試算，即 </p><p><b>　?。?.2-1）</b></p><p>　　1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p><b>　　試選Kt＝1.3</b></p><p>　　由文獻【1】中表10－7選取尺寬系數(shù)＝1</p&g

34、t;<p>　　由文獻【1】中表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)</p><p>　　由文獻【1】中圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；</p><p>　　由文獻【1】中式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。為

35、齒輪的工作壽命，單位小時</p><p>　　由文獻【1】中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)</p><p>　　由文獻【1】中式10-12，計算接觸疲勞許用應力（取失效概率1%，安全系數(shù)S=1）</p><p><b>　　2.計算</b></p><p>　?、?試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。</p>

36、;<p>　?、?計算圓周速度v。</p><p><b>　　③ 計算齒寬b</b></p><p>　?、苡嬎泯X寬與齒高之比 </p><p>　　⑤ 計算載荷系數(shù)K。</p><p>　　根據(jù)v=1.4m/s，7級精度，由文獻【1】中圖10-8（p194）查得動載系數(shù)；</p><

37、p>　　由文獻【1】中表10-3查得直齒輪，=1； </p><p>　　由文獻【1】中表10-2查得使用系數(shù)=1；</p><p>　　由文獻【1】中表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，</p><p><b>　　=1.417。</b></p><p>　　由=8.89，=1.417由文

38、獻【1】中圖10-13得=1.32</p><p><b>　　故載荷系數(shù)：</b></p><p>　?、?按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得</p><p><b>　?、?計算模數(shù)m</b></p><p>　　所以根據(jù)《機械原理》表7.2可得標準模數(shù)：</p

39、><p>　　6.1.2按齒根彎曲強度設(shè)計</p><p>　　由式（10-5）得彎曲強度的設(shè)計公式為</p><p>　　1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　①由文獻【1】中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪的彎曲強度極限 =380Mpa</p><p>　?、谟晌墨I【1】中圖1

40、0-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，=0.88</p><p>　?、塾嬎銖澢谠S用應力。</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得</p><p><b>　?、?計算載荷系數(shù)K</b></p><p><b>　　1.39</b></p><

41、p><b>　?、莶槿↓X形系數(shù)。</b></p><p>　　由文獻【1】中表10-5查得 =2.80 =2.18； </p><p><b>　　⑥查取應力校正系數(shù)</b></p><p>　　由文獻【1】中表10-5查得 =1.55； =1.79；</p><p>　?、?/p>

42、計算大、小齒輪的 并加以比較。</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　　2.設(shè)計計算</b></p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力

43、，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.56并就近圓整為標準值 ，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=44.84mm，算出小齒輪齒數(shù)。</p><p><b>　　取=23，</b></p><p>　　則大齒輪數(shù) </p><p>　　==4.98x23=114.54，=115</p><p>　　.

44、這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。</p><p>　　6.1.3 幾何尺寸計算</p><p><b>　　1.計算分度圓直徑</b></p><p><b>　　2.計算中心距</b></p><p><b>　　3.計

45、算齒輪的寬度</b></p><p><b>　　圓整后取 。</b></p><p>　　6.2低速級直齒圓柱齒輪的設(shè)計及計算</p><p>　　6.2.1選精度等級、材料及齒數(shù)</p><p><b>　　材料及熱處理：</b></p><p>　　選擇小齒

46、輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　精度等級選用7級精度：</p><p>　　齒數(shù)：選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 故取 </p><p>　　6.2.2按齒面接觸強度計算</p><p>　　根據(jù)文獻【1】中10-21式進行試算，即

47、</p><p>　　1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　① 試選載荷系數(shù)。</p><p>　?、?計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。</p><p>　?、?由文獻【1】中表10-7選取齒寬系數(shù)。</p><p>　?、?由文獻【1】中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)。</p><p>　　

48、⑤ 由文獻【1】中圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 。</p><p>　?、?由文獻【1】中式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　—齒輪的轉(zhuǎn)速（r/min）。</p><p>　　—齒輪每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面的嚙合次數(shù)，。 </p><p>　　—齒輪的工作壽命（h）。</p><p&g

49、t;　　⑦由文獻【1】中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)</p><p>　?、嘤晌墨I【1】中式10-12，計算接觸疲勞許用應力（取失效概率1%，安全系數(shù)S=1）</p><p><b>　　2. 計算</b></p><p>　?、?試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。</p><p><b>　　② 計算圓

50、周速度v</b></p><p><b>　?、?計算齒寬b</b></p><p>　?、苡嬎泯X寬與齒高之比 </p><p>　　模數(shù)： </p><p>　　齒高： </p><p>　?、?計算載荷系數(shù)K。</p&g

51、t;<p>　　根據(jù)v=1.4m/s，7級精度，由文獻【1】中圖10-8（p194）查得動載荷系數(shù)=1.05，</p><p>　　由文獻【1】中表10-3查得直齒輪，=1； </p><p>　　由文獻【1】中表10-2查得使用系數(shù)=1；</p><p>　　由文獻【1】中表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，</p>

52、;<p><b>　　=1.417。</b></p><p>　　由=8.88，=1.417由文獻【1】中圖10-13（p198）得=1.32</p><p>　　⑥ 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得</p><p><b>　?、?計算模數(shù)m</b></p>&l

53、t;p>　　所以根據(jù)《機械原理》表7.2可得標準模數(shù)：</p><p>　　6.2.3按齒根彎曲強度設(shè)計</p><p>　　由式（10-5）得彎曲強度的設(shè)計公式為</p><p>　　1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　①由文獻【1】中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪的彎曲強度極限 =380

54、Mpa</p><p>　?、谟晌墨I【1】中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) </p><p>　?、塾嬎銖澢谠S用應力。</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得</p><p><b>　?、?計算載荷系數(shù)K</b></p><p><b>　?、莶槿↓X

55、形系數(shù)。</b></p><p>　　由文獻【1】中表10-5查得 =2.80 =2.22； </p><p><b>　?、薏槿πＵ禂?shù)</b></p><p>　　由文獻【1】中表10-5查得 =1.55； =1.77；</p><p>　　⑦計算大、小齒輪的 并加以比較。<

56、/p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　　2.設(shè)計計算</b></p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得

57、的模數(shù)2.601并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑d3=77.80，算出小齒輪齒數(shù)。</p><p><b>　　取，</b></p><p>　　則大齒輪數(shù) =3.84x26=99.84，=100</p><p>　　. 這樣設(shè)計儲 的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避

58、免浪費。</p><p>　　6.2.4幾何尺寸計算</p><p><b>　　1.計算分度圓直徑</b></p><p><b>　　2.計算中心距</b></p><p><b>　　3.計算齒輪的寬度</b></p><p><b>　

59、　圓整后取 。</b></p><p><b>　　7.軸的設(shè)計及計算</b></p><p><b>　　7.1低速軸的設(shè)計</b></p><p>　　7.1.1軸的受力分析</p><p>　　根據(jù)輸出軸運動和動力參數(shù)、低速級齒輪設(shè)計幾何尺寸及參數(shù)，計算作用在輸出軸的齒輪上的力：&

60、lt;/p><p><b>　　輸出軸的功率 </b></p><p><b>　　輸出軸的轉(zhuǎn)速 </b></p><p><b>　　輸出軸的轉(zhuǎn)速 </b></p><p>　　7.1.2軸的材料的選擇</p><p>　　由于低速軸轉(zhuǎn)速不高，但受力較大，

61、故選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　7.1.3軸的最小直徑</p><p>　　根據(jù)文獻【1】中表15-3,取=112,由15-2式可初步估算軸的最小直徑，</p><p>　　式中：—最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表15-3按45鋼查得</p><p>　　—低速軸的功率（），由表5-1可知: </p>&

62、lt;p>　　—低速軸的轉(zhuǎn)速（），由表5-1可知：</p><p>　　輸出軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器g處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻【1】中表14-1式查得</p><p>　　式中：—聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（）</p><p>　　—工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得，</p><

63、;p>　　—低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5-1可知：</p><p>　　因此： </p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻【2】中表8-36查得，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250 。其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如圖7.1及表7-1所示：</p><p>　　圖7.1

64、LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)形式圖</p><p>　　表7-1.LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸</p><p>　　由上表可知，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。</p><p>　　7.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　1.擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　

65、　低速軸的裝配方案如下圖7.2所示，</p><p>　　圖7.2 低速軸的結(jié)構(gòu)與裝配</p><p>　　2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　?、贊M足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑</p><p>　　式中：—軸Ⅱ處軸肩的高度（），根據(jù)文獻【1】中P364中查得定位軸肩的高

66、度</p><p><b>　　，故取</b></p><p>　　左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比稍短一些，現(xiàn)取。</p><p>　　②初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻【1】中表13-1可選3型圓

67、錐滾子軸承。根據(jù)文獻【2】中表13-1中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承33011，其基本尺寸資料如下表7-2所示</p><p>　　表7-2 33011型圓錐滾子軸承</p><p>　　由上表7.2可知該軸承的尺寸為，故 、；</p><p>　　由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑，得用封油環(huán)進行軸向定位和擋油。

68、由手冊上查的33011型軸承的定位軸肩高度，因此，取。</p><p>　　③取安裝齒輪處的軸段Ⅵ-Ⅶ的直徑 已知齒輪輪輪轂的寬度為78，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應略短于輪轂寬度，故取 。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6，則軸環(huán)處的直徑 。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取 。</p><p>　?、苋≥S承端蓋的總寬度為。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加

69、潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離（參看圖7.1），故取。</p><p>　　⑤根據(jù)軸的總體布置簡圖7.2可知，齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離（參考圖7.1）?？紤]到箱體的鑄造誤差以及軸承的整體布置，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取。已知滾動軸承寬度,根據(jù)文獻【1】圖10-39（b）中可初取大圓錐齒輪輪轂長，則</p><p>　　至此，

70、經(jīng)過步驟①②③④⑤已初步確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.4所示，并歸納為下表7-3所示，</p><p>　　表7-3.低速軸的參數(shù)值</p><p>　　7.2.4軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配

71、合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，半聯(lián)軸器與軸配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。</p><p>　　7.2.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　根據(jù)文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.2。</p><

72、p>　　7.2.5 求軸上的載荷</p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7.4）做出軸的設(shè)計簡圖（7.1圖）。在確定軸承的支點位置時，應從圓錐滾子軸承值入手。對于30307型圓錐滾子軸承，由上表7.2中可知。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距根據(jù)軸的設(shè)計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖7.3所示。</p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。<

73、/p><p><b>　　支反力F:</b></p><p><b>　　(水平面H)</b></p><p><b>　　(垂直面V)</b></p><p><b>　　彎矩M:</b></p><p><b>　　(水平

74、面H)</b></p><p><b>　　(垂直面V)</b></p><p>　　現(xiàn)將計算出的截面處的、以及的值列于下表。</p><p>　　7.2.7精確校核軸的疲勞強度</p><p>　　7.2.1 判斷危險截面</p><p>　　截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽

75、、軸肩及過度配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。</p><p>　　從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載荷的情況來看，截面C上的應力最大。截面VII的應力集中的影響和截面VI的相近，但截面VII不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大(

76、過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面IV所受彎矩也不大，所以也不必校核，而截面V顯然更不必校核。所以只需要校核截面VI右側(cè)即可。</p><p>　　7.2.2分析截面Ⅵ右側(cè)</p><p>　　根據(jù)文獻【1】中表15-4按圓形截面查得，</p><p>　　抗彎截面系數(shù)： </p>

77、;<p>　　抗扭截面系數(shù)： </p><p>　　截面VI右側(cè)的彎矩M為：</p><p>　　截面Ⅵ上的扭矩： </p><p>　　截面上的彎曲應力： </p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應力： </p><p>

78、;　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻[1]表15-1查得 。</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按文獻[1]附表3-2查取。因 ， ，經(jīng)過插值后可查得</p><p>　　又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為</p><p>　　故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為</p><p>　　由附圖3-2的尺寸系數(shù)

79、；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) .</p><p>　　軸按磨削加工，根據(jù)文獻【1】中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)，</p><p>　　軸未經(jīng)表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)，</p><p>　　又根據(jù)文獻【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)，</p><p><b>　

80、　，取</b></p><p><b>　　，取</b></p><p>　　于是，計算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻【1】中15-6式和15-8式查得，</p><p><b>　　式中：，</b></p><p>　　故可知該低速軸的截面VI右側(cè)的強度也是足夠的。由于該減速器沒有大的瞬時過載及

81、嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設(shè)計計算即告結(jié)束。</p><p>　　7.3 高速軸的設(shè)計</p><p>　　7.3.1軸的材料的選擇</p><p>　　取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　7.3.2軸的最小直徑</p><p>　　根據(jù)文獻【1】中15-2式

82、可初步估算軸的最小直徑，</p><p>　　式中：—最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表15-3按45鋼查得</p><p>　　—高速軸的功率（），由表5.1可知：</p><p>　　—高速軸的轉(zhuǎn)速（），由表5.1可知：</p><p>　　因此： </p><p>　　輸出軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器處，

83、為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻【1】中14-1式查得，</p><p>　　式中：—聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（）</p><p>　　—工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得，</p><p>　　—高速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5.1可知：</p><p>　　因此： <

84、/p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻【2】中表14-4查得，選用GY2凸緣聯(lián)軸器，其基本參數(shù)如下：</p><p>　　公稱轉(zhuǎn)矩為63。半聯(lián)軸器的孔徑故=22，半聯(lián)軸器長度L=52，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度即。</p><p>　　7.3.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　7.

85、3.3.1擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　高速軸的裝配方案如下圖7.3所示，</p><p>　　7.3.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　?、贊M足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑</p><p>　　式中：—軸Ⅱ處軸肩的高度（），根據(jù)文獻【1】中P364中查得

86、定位軸肩的高度</p><p><b>　　，故取</b></p><p>　　左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比稍短一些，現(xiàn)取。</p><p>　　②初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻【1】中表13-

87、1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻【2】中表13-1中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承320/32，其基本尺寸資料如下表7-5所示</p><p>　　由表6.3.1可得軸承尺寸為 ，故； 兩滾動軸承均采用軸肩進行軸向定位，由上表7-4可知320/32型軸承的定位軸肩高度，因此， 。</p><p>　?、廴≥S承端蓋的總寬度為。根據(jù)軸承

88、端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。</p><p>　?、苋A錐齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，軸Ⅱ上的兩個大小齒輪之間的距離為?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取，退刀槽=5mm，因為軸Ⅰ小齒輪比軸Ⅱ大齒輪的寬度大5mm。所以嚙合時大齒輪的左端距離小齒輪的左端距離相差2-3mm，取該長度為=3mm，所以：</p><

89、p>　　至此，經(jīng)過步驟①②③④基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.5所示，并歸納為下表7-6所示，</p><p>　　7.3.3.3軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣

90、，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為；滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為k6。</p><p>　　7.3.3.4確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　根據(jù)文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.4。</p><p><b>　　7.4中間軸的設(shè)計</b

91、></p><p>　　7.4.1軸端齒輪的分度圓直徑</p><p>　　由上述6.2中高速級齒輪設(shè)計可知：</p><p>　　小圓柱齒輪的分度圓直徑：</p><p>　　大圓錐齒輪的大端分度圓直徑：</p><p>　　7.4.2軸的材料的選擇</p><p>　　取軸的材料為45

92、優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　7.4.3軸的最小直徑</p><p>　　根據(jù)文獻【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑，</p><p>　　式中：—最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表15-3按45鋼查得</p><p>　　—高速軸的功率（KW），由表5.1可知：</p><p>　　—高速軸的轉(zhuǎn)

93、速（r/min），由表5.1可知：</p><p>　　因此： </p><p>　　7.4.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　7.4.4.1 擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　中間軸的裝配方案如下圖7.5所示，</p><p>　　7.4.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的

94、各段直徑和長度</p><p>　?、佥敵鲚S的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處軸的直徑和。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻【2】中表13-1中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30304，其基本尺寸資料如上表7.5所示。由表可知該軸承的尺寸為，故。</p><p>　?、?取安裝

95、齒輪處的軸II-III的直徑 ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為83mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應略短于輪轂寬度，故取 。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=7.5mm，則直徑 。</p><p>　　取安裝齒輪處的軸段IV-V的直徑 ；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為46mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應略短于

96、輪轂寬度，故取 。兩齒輪輪轂之間的距離為20mm，所以 。</p><p>　　③ 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=19mm，軸2大齒輪的寬度為B=46mm，則：</p><p>　　至此，經(jīng)過步驟①②③基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.6所示，并歸納為下表7-7所示，</p>

97、<p>　　7.4.4.3 軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻【1】中表6-1按查得圓柱齒輪與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故與圓柱齒輪配合的軸的直徑尺寸公差為；查得圓錐齒輪與軸連接的平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，與圓錐齒輪配合的軸的直徑尺寸公差也為。</p>

98、<p>　　7.4.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　根據(jù)文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.5。</p><p>　　8.軸承的壽命計算及校核</p><p>　　因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應力變化次數(shù)也就越少，，亦即軸承的壽命越短

99、。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。</p><p>　　8.1低速軸齒輪的載荷計算</p><p>　　由上述6.2中低速級齒輪設(shè)計可求得大齒輪的嚙合力：</p><p><b>　　分度圓直徑：</b></p><p><b>　　圓周力:</b></p>

100、<p><b>　　徑向力:</b></p><p>　　8.2軸承的徑向載荷計算</p><p>　　低速軸上的滾動軸承采用正裝，其受力簡圖如下圖8.1所示。兩個軸承型號均為33011型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。由上表7.4可得：</p><p>　　8.3軸承的軸向載荷計算</p><

101、p>　　根據(jù)文獻【1】中表13-1查得30307型圓錐滾子軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，判斷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。故兩軸承的派生軸向力為：</p><p>　　因為 </p><p>　　故軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松。</p><p>　　則 軸承的軸向派生力為 ,</p><p>

102、　　8.4軸承的當量動載荷計算</p><p>　　根據(jù)文獻【1】中表13-6按輕微沖擊查得載荷系數(shù)，又因為</p><p><b>　　，</b></p><p>　　根據(jù)文獻【1】中表13-5查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。</p><p>　　所以根據(jù)文獻【1】中表13-8a查得兩軸承的當量動載荷為&

103、lt;/p><p>　　8.5軸承壽命的計算及校核</p><p>　　根據(jù)設(shè)計要求每年工作日300天，雙班制，每班8小時，壽命為8年?？伤愕妙A期壽命為 </p><p><b>　　故軸承絕對安全。</b></p><p>　　9.鍵聯(lián)接強度計算及校核</p><p>　　9.1普通平鍵的強度條件&

104、lt;/p><p>　　根據(jù)文獻【1】表6-1中可知，</p><p>　　式中：—傳遞的轉(zhuǎn)矩() </p><p>　　—鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，此處為鍵的高度（）</p><p>　　—鍵的工作長度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（）</p><p><b>　　—軸的直徑（）</b>

105、</p><p>　　—鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力（），根據(jù)文獻【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得。</p><p>　　9.2高速軸上鍵的校核</p><p>　　對于鍵，已知：于是得，</p><p><b>　　，故該鍵安全。</b></p><p>　　對于鍵，

106、已知：于是得，</p><p><b>　　，故該鍵安全。</b></p><p>　　9.3中間軸上鍵的校核</p><p>　　對于鍵已知：于是得，</p><p><b>　　，故該鍵安全。</b></p><p>　　對于鍵已知： 于是得，</p>&l

107、t;p><b>　　，故該鍵安全。</b></p><p>　　9.4低速軸上鍵的校核</p><p><b>　　對于鍵已知</b></p><p><b>　　于是得，</b></p><p><b>　　，故該鍵安全。</b></p>

108、;<p><b>　　對于鍵已知：</b></p><p><b>　　于是得，</b></p><p><b>　　，故該鍵安全。</b></p><p>　　10.潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇</p><p>　　10.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇<

109、;/p><p>　　10.1.1齒輪潤滑方式的選擇</p><p>　　高速軸小圓錐齒輪的圓周速度：</p><p>　　中間軸大圓錐齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度：</p><p>　　低速軸大圓柱齒輪的圓周速度：</p><p>　　取，一般來說當齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當時，應采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應

110、將齒輪浸于油池中，當齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。</p><p>　　10.1.2齒輪潤滑劑的選擇</p><p>　　根據(jù)文獻【2】中表17-1中查得，齒輪潤滑油可選用全工業(yè)閉式齒輪用油，代號是：，運動粘度為：135 165（單位為：mm²/s）。</p><p>　　10.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇&l

111、t;/p><p>　　10.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇</p><p><b>　　高速軸軸承: </b></p><p><b>　　中間軸軸承：</b></p><p><b>　　低速軸軸承：</b></p><p>　　故三對軸承均應采用脂潤滑。&

112、lt;/p><p>　　10.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇</p><p>　　根據(jù)文獻【2】表17-2中查得，滾動軸承潤滑可選用通用鋰基潤滑脂1號。</p><p>　　10.3密封方式的選擇</p><p>　　10.3.1滾動軸承的密封選擇</p><p>　　滾動軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)

113、的油液飛濺到軸承內(nèi)。</p><p>　　10.3.2箱體的密封選擇</p><p>　　箱體部分面上應用水玻璃或密封膠密封。</p><p>　　11.減速器箱體及附件的設(shè)計</p><p>　　11.1減速器箱體的設(shè)計</p><p>　　減速箱應采用鑄鐵鑄造而成，其結(jié)構(gòu)尺寸如下表所示：</p>&l

114、t;p>　　11.2減速器附件的設(shè)計</p><p>　　11.2.1窺視孔及視孔蓋</p><p>　　視孔用于檢查傳動件工作情況，還可用來注入潤滑油。其尺寸如下圖11-2所示。</p><p><b>　　11.2.2通氣器</b></p><p>　　通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)油溫

115、升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。該減速器采用M16×1.5的通氣塞，綜上述及根據(jù)文獻【2】表4-3、表4-4中設(shè)計的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖11-2所示。</p><p>　　11.2.3放油孔及螺塞</p><p>　　為了將污油排放干凈，應在油池最低位置處設(shè)置放油孔，放油孔應避免與其它機件相靠近，以便于放油，根據(jù)文獻【2】表4-7中選取M18×1.5的

116、外六角螺塞，其結(jié)構(gòu)如下圖11-3所示。</p><p><b>　　11.2.4油標</b></p><p>　　油標用來指示油面高度，應設(shè)置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。根據(jù)文獻【2】表4-12中，該減速箱上選用了M12的油標尺，其結(jié)構(gòu)如上圖11-4所示。</p><p>　　11.2.5起吊裝置</p><p>　　為

117、便于拆缷和搬運減速器，應在箱體上設(shè)置起吊裝置。根據(jù)文獻【2】表4-13和表4-14，該減速器選用了M8的吊環(huán)螺釘起吊箱蓋，選用吊鉤起吊箱座，其結(jié)構(gòu)如下圖11-5和圖11-6所示。</p><p>　　11.2.6啟蓋螺釘</p><p>　　為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆缷時會因粘接較緊而不易分開，故該減速器采用了M8的啟蓋螺釘，其結(jié)構(gòu)如下

118、圖11-7所示。</p><p><b>　　11.2.7定位銷</b></p><p>　　定位銷用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下兩半孔始終保持加工時的位置精度。根據(jù)文獻【2】表12-12選取圓錐銷,其型號為A10×60 GB117-2000，其結(jié)構(gòu)如上圖11-8所示。</p><p><b>

119、;　　11.2.8軸承蓋</b></p><p>　　軸承蓋用于對軸系零件進行軸向固定和承受軸向載荷，同時起密封作用。該減速器采用凸緣式的軸承蓋。</p><p><b>　　12.設(shè)計小結(jié)</b></p><p>　　經(jīng)過十天的努力,我終于將《機械設(shè)計》課程設(shè)計做完了，一開始熱情高漲，但隨著設(shè)計工作的一步步進行， 我遇到了一些未曾

120、想到的困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設(shè)計方案修改，但始終保持著對課程設(shè)計的熱情，積極認真的查閱資料，不懂的問同學，參考課本，最終順利完成了課程設(shè)計。</p><p>　　盡管這次課程設(shè)計花了十天的時間的,過程也有曲折,但我的收獲還是很大的。這次的課程設(shè)計,不僅僅掌握了設(shè)計一個完整機械的步驟與方法；也對機械制圖、autocad軟件有了更進一步的掌握。對我來說,收獲最大的是方法和能力，那些分析和解決問題的方法與

121、能力。同時，對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想，訓練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。在做課程設(shè)計的同時相當于又復習鞏固了一遍《機械原理》、《機械設(shè)計》、《機械設(shè)計課程設(shè)計》、《理論力學》、《材料力學》、《工程制圖》、《工程材料》、《互換性與測量技術(shù)》等一系列課程。在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學生最最缺少的是經(jīng)驗,沒有感性的認識,空

122、有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié)。</p><p>　　總體來說,我覺得做這個課程設(shè)計對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學過的相關(guān)知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來，綜合應用才能很好的完成包括機械設(shè)計在內(nèi)的所有工作，關(guān)于帶式運輸機的兩級圓柱減速器的課程設(shè)計可以說是我們步入大學以來真正意義上的一次機械設(shè)計。通過十天的設(shè)計實踐，既讓我們加深了對機械設(shè)計概念的理解，提高了我們機械設(shè)計認識以及自身設(shè)計方面的綜合素質(zhì)，為以后我們走

123、向社會、走向工作崗位打下了堅實的基礎(chǔ)。</p><p><b>　　13.參考文獻</b></p><p>　　《機械設(shè)計》第八版，濮良貴、紀名剛主編，高等教育出版社，2001。</p><p>　　《機械設(shè)計課程設(shè)計》，金清肅主編，華中科技大學出版社，2007。</p><p>　　《機械原理》，朱理主編，高等教育出版

124、社，2003。</p><p>　　【4】《互換性與測量技術(shù)》，徐學林主編，湖南大學出版社，2005。</p><p>　　【5】 《機械設(shè)計手冊》，成大先主編，化學工業(yè)出版社，2008。</p><p>　　【6】《工程制圖》，趙大興主編，高等教育出版，2004。</p><p>　　【7】 《理論力學》第六版，哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室