帶式運輸機的傳動裝置課程設計

1、<p><b>　　機械設計課程設計</b></p><p>　　姓 名： </p><p>　　學 號： </p><p>　　班 級： </p><p>　　指導教師：

2、 </p><p>　　完成日期： 2012年12月22日 </p><p>　　機電工程學院課程設計 任務書</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　第一章 緒論1</b></p><p>　　第二章 傳動方案擬

3、定1</p><p>　　第三章 電動機選擇1</p><p>　　第四章 確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比2</p><p>　　4.1可得傳動裝置總傳動比3</p><p>　　4.2分配各級傳動裝置傳動比3</p><p>　　4.3傳動裝置的運動和動力設計3</p><p&g

4、t;　　4.4運動參數及動力參數的計算3</p><p>　　第五章 V帶的設計5</p><p>　　5.1選擇普通V帶型號5</p><p><b>　　5.2帶速驗算5</b></p><p>　　5.3驗算小帶輪上的包角α15</p><p>　　5.4計算軸上的壓力6<

5、/p><p>　　第六章 齒輪的設計計算6</p><p>　　6.1 齒輪材料和熱處理的選擇6</p><p>　　6.2按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸6</p><p>　　6.3齒輪彎曲強度校核8</p><p>　　6.4齒輪幾何尺寸的確定9</p><p>　　6.5齒輪的結構

6、設計9</p><p>　　第七章 軸的設計計算10</p><p>　　7.1 軸的材料和熱處理的選擇10</p><p>　　7.2軸幾何尺寸的設計計算10</p><p>　　7.3軸的結構設計11</p><p>　　7.3.1主動軸的結構設計11</p><p>　　7.3

7、.2主動軸的強度校核12</p><p>　　7.3.3從動軸的結構設計13</p><p>　　7.3.4主動軸的強度校核14</p><p>　　第八章 軸承、鍵和聯軸器的選擇15</p><p>　　8.1 軸承的選擇及校核15</p><p>　　8.1.1輸入軸的軸承設計計算15</p>

8、;<p>　　8.1.2輸出軸的軸承設計計算15</p><p>　　8.2鍵的選擇計算及校核16</p><p>　　8.2.1輸入軸與大帶輪聯接采用平鍵聯接16</p><p>　　8.2.2輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接16</p><p>　　8.2.3輸入軸與聯軸器聯采用平鍵聯接16</p>&l

9、t;p>　　8.3聯軸器的選擇17</p><p>　　第九章 密封和潤滑的設計17</p><p><b>　　9.1密封17</b></p><p><b>　　9.2潤滑17</b></p><p>　　第十章 箱體結構設計17</p><p><

10、b>　　設計總結19</b></p><p><b>　　參考文獻19</b></p><p>　　帶式運輸機的傳動裝置設計計算說明書</p><p><b>　　第一章 緒論</b></p><p>　　機械設計課程設計是進行減速器的設計計算，在設計計算中運用到了《機械設計》

11、、《機械制圖》、《材料力學》、《公差與互換性》、《機械原理》等多門課程知識，并運用《AUTOCAD》軟件進行繪圖，因此是一個非常重要的綜合實踐環(huán)節(jié),也是一次全面的、 規(guī)范的實踐訓練。通過這次訓練，使我們在眾多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)。</p><p>　　第二章 傳動方案擬定</p><p>　　1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器</p&

12、gt;<p>　　4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶</p><p>　　采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。</p><p><b>　　第三章 電動機選擇</b></p><

13、p>　　電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 </p><p><b>　　工作機的功率Pw</b></p><p><b>　　總效率</b></p><p>

14、<b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　所需電動機功率</b></p><p><b>　　確定電動機轉速</b></p><p><b>　　卷筒工作轉速為：</b></p&

15、gt;<p>　?。?0×1000·V/（π·D）</p><p>　　=(60×1000×1.3)/（300·π）</p><p>　　=82.8 r/min</p><p>　　根據手冊推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍 Ｉ’=3～６。</p><

16、p>　　?。謳鲃颖取?２～４ 。則總傳動比理論范圍為：’＝６～２４。</p><p>　　故電動機轉速的可選范為</p><p><b>　　N’d=’×</b></p><p>　　=(16～24)×82.8</p><p>　　=496.8～1987.8 r/min</p>

17、<p>　　則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min</p><p>　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，此選定電動機型號為Y132S-6</p><p>　　第四章 確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比</p><p>　　由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n</p>&l

18、t;p>　　4.1可得傳動裝置總傳動比</p><p>　　=/n=/=960/82.8=11.59</p><p>　　總傳動比等于各傳動比的乘積</p><p><b>　　分配傳動裝置傳動比</b></p><p>　　=×i （式中、i分別為帶傳動和減速器的傳動比）

19、 </p><p>　　4.2分配各級傳動裝置傳動比</p><p>　　根據表，取=2.8（普通V帶 i=2～4）</p><p><b>　　因為：　　　＝×i</b></p><p>　　所以：　　　i＝／＝11.59/2.8＝4.14</p><

20、p>　　4.3傳動裝置的運動和動力設計</p><p>　　將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸，......以及</p><p>　　,，......為相鄰兩軸間的傳動比</p><p>　　，，......為相鄰兩軸的傳動效率</p><p>　　，，......為各軸的輸入功率 （KW）</p><p

21、>　　，，......為各軸的輸入轉矩 （N·m）</p><p>　　,,......為各軸的輸入轉矩 （r/min）</p><p>　　可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數</p><p>　　4.4運動參數及動力參數的計算</p><p><b>　　計算各軸的轉數：</b&

22、gt;</p><p>　?、褫S：=/ =960/2.8=342.86 r/min</p><p>　　Ⅱ軸：= / =324.86/4.14=82.82 r/min</p><p><b>　　卷筒軸：= </b></p><p><b>　　計算各軸的功率：</b></p>&l

23、t;p><b>　?、褫S： =× =×</b></p><p>　　=3×0.96=2.88（KW）</p><p>　?、蜉S： = ×= ××</p><p>　　=2.88×0.98×0.97</p><p><b>　　

24、=2.74（KW）</b></p><p>　　卷筒軸： = ·= ··</p><p>　　=2.74×0.98×0.99=2.66（KW）</p><p>　　計算各軸的輸入轉矩：</p><p>　　電動機軸輸出轉矩為：</p><p>　　=9550

25、·/nm=9550×3/960=29.84 N·m</p><p>　?、褫S： = ··= ··</p><p>　　=29.84×2.8×0.96=80.21 N·m </p><p>　?、蜉S： = ··=

26、 ···</p><p>　　=80.21×4.14×0.98×0.99</p><p>　　=322.17 N·m</p><p>　　卷筒軸輸入軸轉矩：= ··</p><p>　　=312.57 N·m</p><p

27、><b>　　第五章 V帶的設計</b></p><p>　　5.1選擇普通V帶型號</p><p>　　由PC=KA·P=1.1×3=3.3（ KW）</p><p>　　取A型V帶確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速：</p><p>　　則取小帶輪 d1=100mm</p>

28、<p>　　d2=i·d1=2.8×100=280mm</p><p>　　由表取d2=280mm </p><p><b>　　5.2帶速驗算</b></p><p>　　V=n1·d1·π/（1000×60）=960×100·π/（1000×6

29、0）</p><p>　　=5.024 m/s</p><p>　　介于5~25m/s范圍內，故合適 </p><p>　　確定帶長和中心距a：</p><p>　　0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1

30、+d2）</p><p>　　0.7×（100+280）≤a0≤2×（100+280）</p><p>　　266 ≤a0≤760</p><p>　　初定中心距a0=500 ，則帶長為</p><p>　　L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)</p>

31、<p>　　=2×500+π·（100+280）/2+（280-100）2/(4×500)</p><p>　　=1612.8 mm</p><p>　　由表選用Ld=1400 mm的實際中心距</p><p>　　a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1612.8)/2=393.6 mm</p>

32、<p>　　5.3驗算小帶輪上的包角α1</p><p>　　α1=180-(d2-d1)×57.3/a </p><p>　　=180-(280-100)×57.3/393.6=153.8>90合適</p><p><b>　　確定帶的根數</b></p><p>　　Z=PC

33、/（(P0+△P0)·KL·Kα）</p><p>　　=3.3/（（0.95+0.11）×0.96×0.95）</p><p><b>　　= 3.41</b></p><p><b>　　故要取4根A型V帶</b></p><p>　　5.4計算軸上的壓力

34、</p><p><b>　　由初拉力公式有 </b></p><p><b>　　F0=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=136.6N</b></p><p><b>　　作

35、用在軸上的壓力</b></p><p>　　=2zF0sin(α/2)</p><p>　　=2×4×136.6×sin(153.8/2)=1064.36 N</p><p>　　第六章 齒輪的設計計算</p><p>　　6.1 齒輪材料和熱處理的選擇</p><p>　　

36、小齒輪選用45號鋼，調質處理，HB＝236</p><p>　　大齒輪選用45號鋼，正火處理，HB＝190</p><p>　　6.2按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸</p><p>　　由《機械零件設計手冊》查得</p><p>　　,SHlim = 1</p><p>　　u=/=342.86/82.82=4.14

37、</p><p>　　由《機械零件設計手冊》查得 </p><p>　　ZN1 = ZN2 = 1 YN1 = YN2 = 1.1</p><p><b>　　由 </b></p><p><b>　　小齒輪的轉矩</b></p><p>　　T1=9550P1/

38、n1=9550×2.8/342.86=77.99</p><p><b>　　選載荷系數K</b></p><p>　　由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩(wěn)，齒輪在兩軸承間對稱布置。查《機械原理與機械零件》教材中表得，取K＝1.1</p><p><b>　　計算尺數比</b></p>&

39、lt;p><b>　　=4.14</b></p><p><b>　　選擇齒寬系數</b></p><p>　　根據齒輪為軟齒輪在兩軸承間為對稱布置。查《機械原理與機械零件》教材中表得，?。?</p><p>　　計算小齒輪分度圓直徑</p><p>　　≥766==55.96

40、 </p><p><b>　　確定齒輪模數m</b></p><p>　　a=(1+u)/2=55.96×(1+4.14)/2=143.82</p><p>　　m =(0.007～0.02)a = (0.007～0.02)×143.82</p><p><b>

41、　　取m=2</b></p><p><b>　　確定齒輪的齒數和</b></p><p>　　取 Z1 = 30</p><p>　　==4.14×30=124.2 取 Z2 = 124</p><p><b>　　實際齒數比</b></p><p&

42、gt;<b>　　齒數比相對誤差 </b></p><p>　　Δ<±2.5% 允許</p><p><b>　　計算齒輪的主要尺寸</b></p><p><b>　　中心距 </b></p><p><b>　　齒輪寬度 </b>

43、</p><p>　　B1 = B2 + (5～10) = 65～70(mm)</p><p>　　取B1 =67 (mm)</p><p>　　計算圓周轉速v并選擇齒輪精度</p><p>　　查表應取齒輪等級為9級</p><p>　　6.3齒輪彎曲強度校核</p><p>　　由式子知兩齒

44、輪的許用彎曲應力</p><p>　　計算兩齒輪齒根的彎曲應力</p><p>　　由《機械零件設計手冊》得</p><p>　　=2.63 =2.19</p><p><b>　　比較的值</b></p><p>　　/[]=2.63/244=0.0108>/[]=2.19/204=

45、0.0107</p><p>　　計算大齒輪齒根彎曲應力為</p><p><b>　　齒輪的彎曲強度足夠</b></p><p>　　6.4齒輪幾何尺寸的確定</p><p>　　齒頂圓直徑 由《機械零件設計手冊》得 h*a =1 c* = 0.25</p><p>　　齒距

46、 P = 2×3.14=6.28(mm)</p><p><b>　　齒根高 </b></p><p><b>　　齒頂高 </b></p><p><b>　　齒根圓直徑</b></p><p>　　6.5齒輪的結構設計</p>&

47、lt;p>　　小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構大齒輪的關尺寸計算如下：</p><p>　　軸孔直徑 d=55</p><p>　　輪轂直徑 =1.6d=1.6×55=88mm</p><p><b>　　輪轂長度 </b></p><p>　　輪緣厚度 δ0 = (3～4)m

48、= 6～8mm 取 =8</p><p>　　輪緣內徑 =-2h-2=252-2×4.5-2×8= 227mm</p><p>　　取 = 225mm </p><p>　　腹板厚度 c=0.3=0.3×60=18 mm <

49、;/p><p><b>　　取c=20mm</b></p><p>　　腹板中心孔直徑=0.5(+)=0.5(88+225)=156.5mm</p><p>　　腹板孔直徑=0.25（-）=0.25（225-88）</p><p>　　=34.25mm </p><p><b&

50、gt;　　取=30mm</b></p><p>　　齒輪倒角n=0.5m=0.5×2=1</p><p>　　第七章 軸的設計計算</p><p>　　7.1 軸的材料和熱處理的選擇</p><p>　　由《機械零件設計手冊》中的圖表查得</p><p>　　選45號鋼，調質處理，HB217～25

51、5</p><p>　　=650MPa =360MPa =280MPa</p><p>　　7.2軸幾何尺寸的設計計算</p><p>　　按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑</p><p>　　選用45#調質，硬度217~255HBS</p><p>　　軸的輸入功率為=2.8 KW</p>&

52、lt;p>　　轉速為=342.86 r/min</p><p>　　主動軸=c=115=23.38</p><p>　　從動軸=c=115=36.92</p><p>　　考慮鍵槽=23.38×1.05=24.549</p><p>　　考慮鍵槽=36.92×1.05=38.766</p><p&

53、gt;　　選取標準直徑=25mm</p><p>　　選取標準直徑=39mm</p><p><b>　　7.3軸的結構設計</b></p><p>　　7.3.1主動軸的結構設計</p><p>　　確定軸各段直徑和長度</p><p>　　從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯接，則軸應

54、該增加5%，取D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm </p><p>　　則第一段長度L1=60mm</p><p>　　右起第二段直徑取D2=Φ38mm</p><p>　　根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面

55、間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm</p><p>　　右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=Φ40mm，長度為L3=20mm</p><p>　　右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D

56、4=Φ48mm，長度取L4= 21mm</p><p>　　右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ66mm，分度圓直徑為Φ60mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=Φ66mm，長度為L5=65mm</p><p>　　右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=Φ48mm長度取L6= 10mm</p><p>

57、　　右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ40mm，長度L7=18mm</p><p>　　7.3.2主動軸的強度校核</p><p>　　圓周力 ==2000×80.21/60=2673.67N</p><p>　　徑向力 =tanα=2673.67×tan20°=973.14 N</p>&l

58、t;p>　　由于為直齒輪，軸向力=0</p><p>　　根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。</p><p>　　水平面的支反力：==Ft/2 =1366.84 N</p><p>　　垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0</p><p>　　那么’=’ =Fr×0.5=486.57

59、N</p><p>　　右起第四段剖面C處的彎矩：</p><p>　　水平面的彎矩：MC=×0.062=84.74 Nm</p><p>　　垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=’×0.062=30.17 Nm</p><p><b>　　合成彎矩： </b></p><p>

60、;　　T= Ft×d1/2=80.21 Nm</p><p>　　因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6</p><p><b>　　軸的應力計算：</b></p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表得［σ-1］=60Mpa，因此 <［σ-1］，故安全</p><p>　　7.3.3

61、從動軸的結構設計</p><p>　　確定軸各段直徑和長度</p><p>　　從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%，取Φ45mm，根據計算轉矩TC=KA×TⅡ=1.3×322.17=418.82Nm，查標準GB/T 5014—2003，選用LX2型彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為l1=82mm,軸段長L1=82mm</p>&

62、lt;p>　　右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ52mm,根據軸承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軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm</p><p>　　右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑

63、為Φ55mm，長度為L3=36</p><p>　　右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為270mm，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm</p><p>　　右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ66mm ,長度取L5=10mm</p>&l

64、t;p>　　右起第六段，考慮直徑為D5=Φ60mm ,長度取L5=10mm</p><p>　　右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ55mm，長度L6=21mm</p><p>　　7.3.4主動軸的強度校核</p><p>　　圓周力 ==2000×322.17/248=2598.1N</p><p>

65、　　徑向力 =tanα=2598.1×tan20°=945.6 N</p><p>　　由于為直齒輪，軸向力=0</p><p>　　根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。</p><p>　　水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1299.05 N</p><p>　　垂直面的支反力

66、：由于選用深溝球軸承則Fa=0</p><p>　　那么’=’ =Fr×0.5=472.8 N</p><p>　　右起第四段剖面C處的彎矩：</p><p>　　水平面的彎矩：MC=×0.062=80.54 Nm</p><p>　　垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×0.062=29.31 Nm<

67、;/p><p><b>　　合成彎矩：</b></p><p>　　T= Ft×d2/2=322.16 Nm</p><p>　　因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6</p><p><b>　　軸的應力計算：</b></p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼

68、，調質處理，查表得［σ-1］=60Mpa，因此 <［σ-1］，故安全</p><p>　　第八章 軸承、鍵和聯軸器的選擇</p><p>　　8.1 軸承的選擇及校核</p><p>　　考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用深溝球軸承主動軸承根據軸頸值查《機械零件設計手冊》選擇主動軸承6208 2個（GB/T276-1993）從動軸承6211 2個（GB/

69、T276-1993）</p><p>　　8.1.1輸入軸的軸承設計計算</p><p>　　因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=973.14N</p><p>　　根據條件，軸承預計壽命Lh10×365×16=58400小時</p><p>　　深溝球軸承6208，40×80×1

70、8基本額定功負荷</p><p>　　=29.5KN =1 =3</p><p><b>　　==</b></p><p>　　=135416658400</p><p><b>　　∴預期壽命足夠</b></p><p><b>　　∴此軸承合格

71、</b></p><p>　　8.1.2輸出軸的軸承設計計算</p><p>　　因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=945.6N</p><p>　　深溝球軸承6211，55×100×21基本額定功負荷</p><p>　　=43.2KN =1 =3</p>

72、<p><b>　　==</b></p><p>　　=1918856058400</p><p><b>　　∴預期壽命足夠</b></p><p><b>　　∴此軸承合格</b></p><p>　　8.2鍵的選擇計算及校核</p><p

73、>　　8.2.1輸入軸與大帶輪聯接采用平鍵聯接</p><p>　　此段軸徑d1=30mm,L1=50mm T=44.77N·m </p><p>　　查手冊得，選用A型平鍵，得：</p><p>　　鍵 8×7 GB1096-79 </p><p>　　L=L1-b=50-8=42mm 取L=40

74、h=7mm</p><p>　　σp=4 ·T/(d·h·L)</p><p>　　=4×29.84×1000/（30×7×42）</p><p>　　=13.53Mpa < [σR] (110Mpa)</p><p>　　8.2.2輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接<

75、;/p><p>　　軸徑d3=60mm L3=58mm =322.17Nm</p><p><b>　　選用A型平鍵</b></p><p>　　鍵18×11 GB1096-79</p><p>　　l=L3-b=60-18=42mm 取L=40 h=11mm</p><p>

76、;　　σp=4·TⅡ/（d·h·l）</p><p>　　=4×322.17×1000/（60×11×42）</p><p>　　=46.49Mpa < [σp] (110Mpa)</p><p>　　8.2.3輸入軸與聯軸器聯采用平鍵聯接</p><p>　　軸徑d

77、2=45mm L2=82mm =322.17Nm</p><p>　　查手冊 選A型平鍵 </p><p>　　鍵14×9 GB1096-79</p><p>　　l=L2-b=82-14=68mm 取L=63 h=9mm </p><p>　　σp=4 ·/（d·h·l）</p&g

78、t;<p>　　=4×322.17×1000/（45×9×68）</p><p>　　= 46.79Mpa < [σp] (110Mpa)</p><p><b>　　8.3聯軸器的選擇</b></p><p>　　由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經濟問題，選用

79、彈性柱銷聯軸器 K=1.3</p><p>　　=9550=9550×=410.74</p><p>　　選用LX3型彈性柱銷聯軸器，其額定轉矩[T]=1250Nm, 許用轉速[n]=4700r/m ,軸孔長度L=82，故符合要求。</p><p>　　第九章 密封和潤滑的設計</p><p><b>　　9.1密封

80、</b></p><p>　　由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。</p><p><b>　　9.2潤滑</b></p><p>　　對于

81、齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離H不應小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。齒輪潤滑選用50號工業(yè)齒輪油，需油量為1.5L左右。</p><p>　　對于滾動軸承來說，由于傳動件的速

82、度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。軸承潤滑選用2L—3型潤滑脂。</p><p>　　第十章 箱體結構設計</p><p>　　窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來

83、。</p><p>　　放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。</p><p>　　油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。</p><p>　　通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出

84、，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。</p><p>　　啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。</p><p>　　定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精

85、度，在機蓋和機座用螺栓聯結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。</p><p>　　調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用。</p><p>　　環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。</p><p>　　密封裝置

86、 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。</p><p><b>　　箱體的主要尺寸：</b></p><p><b>　　設計總結</b></p><p>　　課程設計都需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神。對于每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一

87、步一步克服，可能需要連續(xù)幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最后出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！</p><p>　　課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。課程設

88、計也讓我們知道了格式的重要性。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1]濮良貴 機械設計 高等教育出版社</p><p>　　[2]吳宗澤 機械設計課程設計手冊 高等教育出版社</p><p>　　[3]張龍 機械設計課程設計手冊 國防工業(yè)出版社<