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1、設(shè) 計 計 算 說 明 書論文題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級圓柱齒輪減速器 學(xué)生姓名：學(xué) 號：學(xué) 校：專 業(yè)：班 級：指導(dǎo)教師：目錄一、題目及總體分析3二、各主要部件選擇4三.選擇電動機(jī)4四.分配傳動比5五、傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算5六、設(shè)計V帶傳動6七、設(shè)計高速級圓柱斜齒輪7八、設(shè)計低速級圓柱斜齒傳動11九、I軸（高速軸）、軸承及鍵的設(shè)計15十、II軸（中間軸）、軸承及鍵的設(shè)計19十一、III軸（輸出軸）、軸承及鍵的設(shè)計23十二、潤滑與密封27十三、箱體結(jié)構(gòu)尺寸27十四、主要附件及作用形式28十五、設(shè)計心得總結(jié)29十六、參考文獻(xiàn)30一、題目及總體分析設(shè)計一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級圓柱齒輪減速器

2、，傳動裝置簡圖如下圖所示。 1、原始數(shù)據(jù) 工作級輸入轉(zhuǎn)矩T850(N.mm)運(yùn)輸帶工作速度v1.45(m/s)運(yùn)輸帶滾筒直徑D410mm2、工作條件 帶式輸送機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載起動；輸送帶速度允許誤差土5，室內(nèi)工作，有粉塵；兩班制工作(每班按8h計算)，使用期限5年，大修期3年；在中小型機(jī)械廠小批量生產(chǎn)。 3、應(yīng)完成的工作 1) 減速器裝配圖 1 張； 2）零件工作圖 2 張（從動軸、齒輪） ； 3）設(shè)計說明書 1 份。二、各主要部件選擇目的過程分析結(jié)論動力源考慮到經(jīng)濟(jì)成本和方便維修電動機(jī)齒輪斜齒傳動平穩(wěn)斜齒輪傳動軸承此減速器軸承同時受軸向和徑向力圓錐滾子軸承聯(lián)軸器考慮到彈性柱

3、銷聯(lián)軸器裝拆方便，成本較低彈性聯(lián)軸器三.選擇電動機(jī)目的過程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機(jī)選用的電動機(jī)選擇選用Y系列（IP44）封閉式三相異步電動機(jī)功率工作機(jī)傳輸帶的拉力工作機(jī)所需有效功率為PwFV3.981.455.77KwV帶傳動效率為00.96圓柱齒輪傳動(8級精度)效率(兩對)為10.982圓錐滾子軸承傳動效率(3對)為20.99 3彈性聯(lián)軸器傳動效率(1個)取30.99輸送機(jī)滾筒效率為40.96電動機(jī)輸出有效功率為要求電動機(jī)輸出功率為Pd6.79Kw型號查得型號Y132M-4封閉式三相異步電動機(jī)參數(shù)如下額定功率：kW=7.5滿載轉(zhuǎn)速：r/min=1440選用型號Y132M-4封閉式三相

4、異步電動機(jī)四.分配傳動比目的過程分析結(jié)論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nw 為工作機(jī)輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/min。計算如下 總傳動比： 取帶傳動比： 取每對齒輪傳動比：，五、傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算目的 過程分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算設(shè)：從電動機(jī)到輸送機(jī)滾筒軸分別為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為 、 、 、 、 ；對應(yīng)于0軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為 、 、 、 、 ；對應(yīng)于0軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其余名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為 、 、 、 、 ；相鄰兩軸間

5、的傳動比分別為 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為 、 、 、 。電機(jī)軸軸軸軸工作機(jī)軸功率P/KW6.796.516.326.136.01轉(zhuǎn)矩T/(Nm)4586.4323.886.7849.3轉(zhuǎn)速n/(r/min)1440720186.4367.5867.58傳動比i23.862.761效率0.950.980.990.980.990.990.990.96六、設(shè)計V帶傳動目的過程分析結(jié)論1. 確定計算功率Pca：由工作情況知KA=1.1，故Pca=KAPd=1.16.79=7.46KW2. 選擇V帶的帶型：根據(jù)Pca、n0由圖8-7可確定選取A型帶3. 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并演算帶速，由表

6、8-4和表8-8，取dd1=90mm,則帶速，帶速合適。dd2=ivdd1=180mm,圓整為dd2=180mm4. 確定v帶中心距a和基準(zhǔn)長度Ld初定a0=350mm，由表8-3選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1600mm，5. 演算小帶輪上的包角6. 計算帶的根數(shù)z由dd1=90mm和n0=1440r/min,查表8-4a得P0=1.98KW,P0=0.22KW，k=0.95 , KL=1,所以，所以取4根7. 計算單根V帶的最小初拉力由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.07 kg/m,所以，應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F0(F0)min8. 計算壓軸力Fp最小壓軸力為Ld=1600mmZ=4七、設(shè)計高速級

7、圓柱斜齒輪目的過程分析結(jié)論選精度等級、材料和齒數(shù)1. 選用斜齒圓柱齒輪傳動2. 選用8級精度3. 材料選擇。小齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240，大齒輪材料為鋼（正火），硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)125，大齒輪齒數(shù)2i13.8625=96.6,取Z2=97。選取螺旋角。初選螺旋角按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按式（1021）試算，即 1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選 （）由查圖，選取區(qū)域系數(shù)（）由查圖得（）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： （）由表選取齒寬系數(shù)（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)（）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（）由式計算應(yīng)力循

8、環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù),（）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計2. 計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）計算齒寬及模數(shù)（）計算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)（）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數(shù)，取mn=3mn=3按齒根彎曲強(qiáng)度校核m確定計算參數(shù)K，T1，mn，d1同前 （）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（）計算當(dāng)量齒數(shù) （）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得（）由圖查得，小齒輪

9、的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限（）由圖查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度校核（）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，（）設(shè)計計算m對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取=2.0.已可滿足齒根彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓d1t=99.3mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有、 取Z1=35 取Z2=135齒數(shù)幾何尺寸計算1. 中心距 ， 圓整為a=175mm 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。2. 計算大、小齒輪的分度圓直徑3. 計算齒輪寬度圓整后取B2=70mm , B1=75mm中心距a=

10、175mm螺旋角分度圓直徑齒輪寬度B2=70mm , B1=75mm八、設(shè)計低速級圓柱斜齒傳動目的過程分析結(jié)論選精度等級、材料和齒數(shù)1. 選用斜齒圓柱齒輪傳動2. 選用8級精度3. 材料選擇。小齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240，大齒輪材料為鋼（正火），硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)125，大齒輪齒數(shù)2i168.97,取Z2=69。選取螺旋角。初選螺旋角按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按式（1021）試算，即 1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選 （）由查圖，選取區(qū)域系數(shù)（）由查圖得（）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （）由表選取齒寬系數(shù)（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)（）由圖按齒面硬度查

11、得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（）由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計2. 計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）計算齒寬及模數(shù)（）計算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)（）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數(shù)，取mn=4mn=4按齒根彎曲強(qiáng)度校核m確定計算參數(shù)K，T1，mn，d1同前 （）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（）計算當(dāng)量齒數(shù) （）

12、查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得（）由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限（）由圖查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度校核（）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，（）設(shè)計計算m對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取=3.0.已可滿足齒根彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓d1t=101.5mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有、 取33 取91齒數(shù)幾何尺寸計算4. 中心距 ， 圓整為a=192mm 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。5. 計算大、小齒輪的分度圓直徑6. 計算齒輪

13、寬度圓整后取B2=105mm ， B1=110mm中心距a=192mm螺旋角分度圓直徑齒輪寬度B2=105mmB1=110mm九、I軸（高速軸）、軸承及鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論高速軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計1. 已知條件：輸入軸上的功率，。2. 選擇軸的材料：因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由手冊選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理3. 初定軸的最小直徑：根據(jù)手冊，取于是由式初步估算軸的最小直徑，軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（）軸段1的設(shè)計 軸段1上安裝帶輪，此處設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的設(shè)計同步進(jìn)行。根據(jù)轉(zhuǎn)矩、軸直徑選聯(lián)軸器，型號為：聯(lián)軸器 LT4、GB/T

14、4323-2002。初定軸段1的直徑，軸段1的長度略小于聯(lián)軸器孔寬度62，取，鍵8650、GB/T 1096-2003。（2） 密封圈與軸段2的設(shè)計，帶輪用軸肩定位，取軸肩高度,由于該處的軸圓周速度均小于3m/s，可選用氈圈油封，查表，選取氈圈，故取段的直徑。（3）考慮到齒輪有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選用圓錐滾子軸承。取軸承為7307AC。軸段7的長度與軸承寬度相同,故 軸段6的長度與軸承寬度加擋油環(huán)寬度，故取( 4 )軸段4上安裝齒輪，齒輪分度圓直徑較小，設(shè)計成齒輪軸，長度等于齒輪寬度-2。畫草圖，軸其余長度根據(jù)II軸及總體布局長度適當(dāng)調(diào)整。齒輪端面與機(jī)體內(nèi)壁間留有足夠間

15、距，取10mm，測量CAD草圖，可得軸上力作用點(diǎn)的間距：l1=71，l2=187，l3=675. 軸的校核圓周力 ，方向與力的的作用點(diǎn)圓周速度方向相反徑向力 ，方向由力的作用點(diǎn)指向輪1的轉(zhuǎn)動中心軸向力 方向可以有左手法則確定外伸軸聯(lián)軸器收到的力等于大帶輪壓軸力，求垂直面的支反力：求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：求水平面的支承力：由得求并繪制水平面彎矩圖：求F在支點(diǎn)產(chǎn)生的反力：求并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖：F在a處產(chǎn)生的彎矩：軸向力較小，彎矩影響較小，暫不考慮，計算并繪制合成彎矩圖。求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把與直接相加。求危險截面當(dāng)量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系

16、數(shù)）計算危險截面處軸的直徑：因?yàn)椴牧线x擇調(diào)質(zhì)，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應(yīng)力，則：考慮到鍵槽的影響，取因?yàn)橐患壭↓X輪節(jié)圓直徑，軸的強(qiáng)度富裕量很大，忽略軸向力計算不會影響軸的安全，該軸是安全的。6. 軸承壽命校核：軸承壽命可由式進(jìn)行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本取取按最不利考慮，則有：軸承最大當(dāng)量動載荷查軸承7307AC，C=33400則 因此所該軸承符合要求。7. 鍵的設(shè)計與校核: 根據(jù)定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材故軸段上采用鍵。采用A型普通鍵:鍵校核：查表得.故強(qiáng)度足夠。選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理鍵8650軸承為7307ACl1=7

17、1l2=187l3=67十、II軸（中間軸）、軸承及鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論高速軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計1. 已知條件：輸入軸上的功率，小齒輪分度圓直徑d1=102.19mm，齒輪寬度2. 選擇軸的材料：因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由手冊選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本取，C=100。3. 初定軸的最小直徑：根據(jù)手冊，取， 。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計段要裝配軸承，所以查手冊取，查手冊選用7308AC軸承，L1=B+=50。裝配低速級小齒輪，且取，因?yàn)橐三X輪孔長度少，。段主要是定位高速級大齒輪，所以取，L3=13。裝配迪速級大齒輪，設(shè)計成齒輪軸， L4=

18、107。段要裝配軸承，所以查手冊取，選用7308AC軸承，L5=B+3+=45。齒輪端面與機(jī)體內(nèi)壁間留有足夠間距，取10mm，測量CAD草圖，可得軸上力作用點(diǎn)的間距：l1=66 l2=103 l3=825. 軸的校核圓周力 ，方向與力的的作用點(diǎn)圓周速度方向相反徑向力 ，方向由力的作用點(diǎn)指向輪3的轉(zhuǎn)動中心軸向力 方向可以有右手法則確定作用在2齒輪上的圓周力：徑向力：軸向力：方向分別與1齒輪相反。求垂直面的支反力計算垂直彎矩：求水平面的支承力： 計算、繪制水平面彎矩圖：軸向力較小，彎矩影響較小，暫不考慮，計算并繪制合成彎矩圖。求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：求危險截面當(dāng)量彎矩：從圖可見，m-m,n

19、-n處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑： m-m截面: n-n截面 由于，軸的強(qiáng)度富裕量很大，忽略軸向力計算不會影響軸的安全，所以該軸是安全的。6. 軸承壽命校核：軸承壽命可由式進(jìn)行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取考慮最不利的因素，查軸承7308AC，C=40200則，軸承使用壽命符合要求。7. 鍵的設(shè)計與校核：8. 鍵的設(shè)計與校核：已知，兩個鍵大小一樣，校核短鍵即可，鍵長60，因?yàn)辇X輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得根據(jù)擠壓強(qiáng)度條件，鍵的校核為：所以所選鍵為:選軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理軸承為7308AC

20、l1=66l2=103l3=82鍵 十一、III軸（輸出軸）、軸承及鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論高速軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計1. 已知條件：輸入軸上的功率，2. 選擇軸的材料：因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由手冊選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理3. 初定軸的最小直徑：根據(jù)手冊，取于是由式初步估算軸的最小直徑，軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%。4. 聯(lián)軸器選型：根據(jù)扭矩及軸徑，查手冊，根據(jù)聯(lián)軸器型號LT8、GB/T 4323-2002。5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)聯(lián)軸器尺寸，取為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設(shè)置軸肩，則取第二段軸徑。查手冊，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標(biāo)準(zhǔn)值，因此取設(shè)計

21、軸段，安裝軸承，查手冊取70，采用擋油環(huán)給軸承定位。選軸承7314AC。設(shè)計軸段，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取設(shè)計另一端軸頸，取，軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端靠齒輪齒根處定位。設(shè)計軸及寬度b，使齒輪軸向定位，故取取確定各軸段長度。有聯(lián)軸器的尺寸決定，軸頭長度， 其它各軸段長度由結(jié)構(gòu)決定。齒輪端面與機(jī)體內(nèi)壁間留有足夠間距，取10mm，測量CAD草圖，可得軸上力作用點(diǎn)的間距：l1=76 l2=162 l3=99校核該軸和軸承求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當(dāng)量彎矩。由于F=0，聯(lián)軸器無徑向力產(chǎn)生彎矩。齒輪圓周力 ，方向與力的的作用點(diǎn)圓周速度方向相反徑向力 ，方向由力的作用點(diǎn)指向輪3的轉(zhuǎn)動中心軸向

22、力 方向可以有右手法則確定,齒輪4的作用力和主動齒輪3 的各個作用力大小相等，方向相反求水平面的支承力。計算、繪制水平面彎矩圖。求垂直面的支反力：計算垂直彎矩：求合成彎矩圖。求危險截面當(dāng)量彎矩。從圖可見，m-m處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑。因?yàn)椴牧线x擇調(diào)質(zhì)，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應(yīng)力，則：考慮到鍵槽的影響，取因?yàn)?，所以該軸是安全的。（5）軸承壽命校核。軸承壽命可由式進(jìn)行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本取取按最不利考慮,則有：軸承最大當(dāng)量動載荷查軸承7314AC，C=100000則 因此所該軸承符合要求

23、。鍵的設(shè)計與校核：因?yàn)閐1=55裝聯(lián)軸器，查課本選鍵為，查課本得因?yàn)長1=82初選鍵長為80，校核所以所選鍵為: ，裝齒輪查課本選鍵為，查課本得初選鍵長為90，校核所以所選鍵為:.選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理軸承為7314ACl1=76l2=162l3=99鍵鍵十二、潤滑與密封目的過程分析結(jié)論潤滑與密封1潤滑方式的選擇 因?yàn)闈櫥惺艿呢?fù)荷能力較大、粘附性較好、不易流失，齒輪靠機(jī)體油的飛濺潤滑。I，II，III軸的速度因子，軸承可選用脂潤滑方式，查機(jī)械設(shè)計手冊可選用ZN3鈉基潤滑脂。 2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。3潤滑油的選擇因?yàn)樵摐p速器屬于一般減

24、速器，齒輪選擇N220潤滑油潤滑十三、箱體結(jié)構(gòu)尺寸目的分析過程結(jié)論高速級中心距a1175mm低速級中心距a2192mm下箱座壁厚0.025a+38mm上箱座壁厚10.025a+38mm機(jī)座凸緣壁厚b=1.512mm機(jī)蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機(jī)座底凸緣壁厚b2=2.520mm箱座上的肋厚M7mm地腳螺栓直徑ddbM16底腳凸緣尺寸（扳手空間）L125mmL216mm地腳螺栓數(shù)目N6軸承旁連接螺栓直徑d1M12軸承旁連接螺栓通孔直徑d113mm剖分面凸緣尺寸C116mmC214mm上下箱連接螺栓直徑D2M10上下箱連接螺栓通孔直徑D211mm軸承蓋螺釘直徑D3M8檢查孔蓋連接螺栓直徑D4M

25、6圓錐定位銷直徑D58mm減速器中心高H185mm軸承端蓋外徑D2110mm，120mm，180mm大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離122mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離210mm十四、主要附件及作用形式計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果1 通氣器齒輪箱高速運(yùn)轉(zhuǎn)時內(nèi)部氣體受熱膨脹，為保證箱體內(nèi)外所受壓力平衡，減小箱體所受負(fù)荷，設(shè)通氣器及時將箱內(nèi)高壓氣體排出。選用通氣器尺寸M161.52 窺視孔和視孔蓋 為便于觀察齒輪嚙合情況及注入潤滑油，在箱體頂部設(shè)有窺視孔。為了防止?jié)櫥惋w出及密封作用，在窺視孔上加設(shè)視孔蓋。取A=220mm 3 油標(biāo)尺 為方便的檢查油面高度，保證傳動件的潤滑，將油面指示器設(shè)在低速級齒輪處油面

26、較穩(wěn)定的部位。 選用油標(biāo)尺尺寸M164油塞為了排出油污，在減速器箱座最低部設(shè)置放油孔，并用油塞和封油墊將其住。選用油塞尺寸 M181.55定位銷 保證拆裝箱蓋時，箱蓋箱座安裝配合準(zhǔn)確，且保持軸承孔的制造精度，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配兩個定位銷。GB117-86 8306 啟蓋螺釘 在箱體剖分面上涂有水玻璃，用于密封，為便于拆卸箱蓋，在箱蓋凸緣上設(shè)有啟蓋螺釘一個，擰動起蓋螺釘，就能頂開箱蓋。結(jié)構(gòu)參見減速器總裝圖，尺寸取M10257起吊裝置 減速器箱體沉重，采用起重裝置起吊，在箱蓋上鑄有吊耳。為搬運(yùn)整個減速器，在箱座兩端凸緣處鑄有吊鉤十五、設(shè)計心得總結(jié)這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)上的展開式兩級減速器的課程

27、設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實(shí)踐考驗(yàn)，對于提高我們機(jī)械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過三個星期的設(shè)計實(shí)踐，使我對機(jī)械設(shè)計有了更多的了解和認(rèn)識.為我們以后的工作打下了堅實(shí)的基礎(chǔ).機(jī)械設(shè)計是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程，它融機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計、理論力學(xué)、材料力學(xué)、互換性與技術(shù)測量、工程材料、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計等于一體。這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計思想、訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。十六、參考文獻(xiàn)1.機(jī)械設(shè)計課程第七版 濮良貴 紀(jì)名剛主編 高等教育出版社 2001年2.機(jī)械原理課程第六版 孫桓 陳作模主編 高等教育出版社2001年3.機(jī)械設(shè)計手冊修訂版 陳鐵鳴 王連明 王黎欽主編 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 2003年4.機(jī)械設(shè)計手冊（軟件版）R2.0數(shù)字化手冊系列（軟件版）編寫委員會編制 機(jī)械工業(yè)出版社 2003年5. 簡明機(jī)械零件設(shè)計實(shí)用手冊胡家秀 主編 機(jī)械工業(yè)出版社2003年6.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計李育錫 主編 高等教育出版社 2007年 7.減速器設(shè)計實(shí)例精解張春宜 主編 機(jī)械工業(yè)出版社 2010年30