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機械設計基礎課程設計 計算說明書 姓名 ______ 班級 ______ 學號 ______ 指導老師 ______ 成績______ 目錄 機械設計課程設計任務書…………………1 1傳動方案擬定………………………………………2 1.1工作條件………………………………………………………2 1.2原始數(shù)據(jù)………………………………………………………2 2電動機選擇…………………………………………2 2.1電動機類型的選擇……………………………………………2 2.2電動機功率選擇………………………………………………2 3計算總傳動比及分配各級的傳動比………………3 3.1總傳動比………………………………………………………3 3.2分配各級傳動比………………………………………………3 4運動參數(shù)及動力參數(shù)計算…………………………3 4.1計算各軸轉(zhuǎn)速…………………………………………………3 4.2計算各軸的功率………………………………………………3 4.3計算各軸扭矩…………………………………………………3 5傳動零件的設計計算………………………………4 5.1皮帶輪傳動的設計計算………………………………………4 5.2齒輪傳動的設計計算…………………………………………6 6軸的設計……………………………………………8 6.1輸入軸的設計…………………………………………………8 6.2輸出軸的設計…………………………………………………11 7滾動軸承的選擇及校核計算……………………14 7.1計算軸承參數(shù)并校核…………………………………………15 8鍵聯(lián)接的選擇及校核計算………………………16 8.1主動軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接…………………………16 8.2從動軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接……………………………16 9聯(lián)軸器得選擇和計算……………………………16 II 10箱體主要結構尺寸計算…………………………16 11減速器附件的選擇………………………………17 12潤滑與密封………………………………………17 12.1齒輪的潤滑…………………………………………………17 12.2滾動軸承的潤滑……………………………………………17 12.3潤滑油的選擇………………………………………………18 12.4密封方法的選取……………………………………………18 13設計小結…………………………………………18 參考文獻……………………………………………19 II 機械設計課程設計任務書 1、設計題目 設計用于帶式運輸機的單級圓柱直齒減速器，圖示如下，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用期限10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5% 2、設計數(shù)據(jù) 運輸帶工作拉力 F（N） 運輸帶工作速度 V(m/s) 卷筒直徑 D(mm) 680 1.4 250 3、設計要求 1、每人單獨一組數(shù)據(jù)，要求獨立認真完成。 2、圖紙要求：減速器裝配圖一張（A1），零件工作圖兩張（A3，傳動零件、軸）。 3、設計計算說明書1份。 29 1傳動方案擬定 設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 1.1工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用期限10年， 小批量生產(chǎn)，兩班制工作; 1.2原始數(shù)據(jù)： 運輸帶工作拉力 F（N） 運輸帶工作速度 V(m/s) 卷筒直徑 D(mm) 680 1.4 250 2電動機選擇 2.1電動機類型的選擇：Y系列0三相異步電動機 2.2電動機功率選擇： 2.2.1傳動裝置的總功率： η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒 =0.96×0.982×0.97×0.99×0.96 =0.850 2.2.2電機所需的工作功率： P工作=FV/（1000η總） =680×1.4/（1000×0.850） =1.120KW 2.2.3確定電動機轉(zhuǎn)速： 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： n筒=60×1000V/（πD） =60×1000×1.4/（π×250） =106.95r/min 據(jù)手冊P196表14-2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ic=3~5。取V帶傳動比iv=2~4，則總傳動比理時范圍為iz=6~20。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=Iz×n筒=（6~20）×106.95=641.71~2139.04r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案,綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。 2.2.4確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y100L-6。 其主要性能：額定功率：1.5KW，滿載轉(zhuǎn)速940r/min。 3計算總傳動比及分配各級的傳動比 3.1總傳動比：i總=n電動/n筒=940/106.95=8.79 3.2分配各級傳動比： 3.2.1據(jù)手冊P196表14-2，取齒輪i齒輪=3（單級減速器i=3~5合理） 3.2.2∵i總=i齒輪×I帶 ∴i帶=i總/i齒輪=8.79/3=2.93 4運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 4.1計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） n0=n電機=940r/min nI=n0/i帶=940/2.93=320.82(r/min) nII=nI/i齒輪=106.94(r/min) nIII= nII=106.94(r/min) 4.2計算各軸的功率（KW） P0= P工作=1.120KW PI=P0η帶=1.120×0.96=1.0752KW PII=PI×η齒×η承=1.0752×0.97×0.98=1.0221KW PIII=PII×η承×η聯(lián)=1.0221×0.98×0.99 =0.9426KW 4.3計算各軸扭矩（N·m） To = 9.55×P0/n0= 9550×1.120KW/940 =11.38N·m TI=9550×PI/nI=9550×1.0752KW/320.82=32.01N·m TII=9550×PII/nII=9550×1.0221KW/106.94=91.28N·m TIII=9550×PIII/nIII=9550×0.9426KW/106.94=84.18N·m 5傳動零件的設計計算 5.1皮帶輪傳動的設計計算 5.1.1選擇普通V選帶截型 根據(jù)其工況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用期限10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作,結合教材P122表8.16得：kA=1.1 PC=KAP=1.1×1.5=1.65KW 再結合計算功率PC=1.65KW和帶輪轉(zhuǎn)速n0=940(r/min)，由教材P119表8.10得：選用B型V帶。 5.1.2確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由教材P119表8.10得，推薦的小帶輪基準直徑為125~140mm 則取dd1=140mm>dmin=125, dd2=n0/nI·dd1=940/320.82×140=410.2mm 由教材P110表8.3，取dd2=400mm 實際從動輪轉(zhuǎn)速n1’=n0dd1/dd2=940×140/400 =329r/min 轉(zhuǎn)速誤差為：（n1-n1’）/n1=（320.82-329）/320.82 =-0.025<0.05(允許) 帶速V：V=πdd1n0/60×1000 =π×140×940/(60×1000) =6.89m/s 在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 5.1.3確定基準帶長Ld和中心距a 根據(jù)教材P123式（8.14）得 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0.7(140+400)≤a0≤2×(140+400) 所以有：378mm≤a0≤1080mm 由教材P123式（8.15）得： L0=2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×729+π/2(140+400)+(400-140)2/（4×729） =2329.4mm 根據(jù)教材P111表（8.4）取Ld=2240mm 根據(jù)教材P123式（8.16）得： a≈a0+（Ld-L0）/2=729+（2240-2329.4）/2 =684.3mm 5.1.4驗算小帶輪包角 α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（400-140）/684.3×57.30 =1800-21.770 =158.230>1200（適用） 5.1.5確定帶的根數(shù) 根據(jù)dd1=140mm和n0=940r/min結合教材P119表8.10查得 P0=2.13KW 根據(jù)教材P121式8.11結合i=-2.93和表8.14和表8.15計算得 △P0=0.1650KW 根據(jù)教材P121圖8.11查得Kα=0.95 根據(jù)教材P111表8.4查得KL=1.00 Z=PC/P’=PC/(P0+△P0)KαKL =1.65/[(2.13+0.1650)×0.95×1.00] =0.7568 圓整得z=1。 5.1.6計算初拉力F0及帶軸上壓力FQ 由教材表 8.6 查得q=0.17kg/m，根據(jù)式（8.19）得單根V帶的初拉力： F0=[500PC/（ZV）]×（2.5/Kα-1）+0qV2 =[500×1.56/（1×6.89）]×(2.5/0.95-1)+0.17×6.892N =192.78N 則作用在軸承的壓力FQ， FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×1×192.78sin（158.230/2） =378.62N 5.2齒輪傳動的設計計算 5.2.1選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為220~250HBW。軟大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度170~210HBW；根據(jù)表10.21選9級精度。齒面精糙度Ra≤3.2~6.3μm 5.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 參照教材P195有：d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 由式（6-15） 確定有關參數(shù)如下： 1)轉(zhuǎn)矩T1 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×1.0752/320.82 =32.01N·mm 2)載荷系數(shù)k 根據(jù)教材P174表（10.11）取k=1 3)齒數(shù)和齒寬系數(shù)φd 取小齒輪齒數(shù)Z1=20，傳動比i齒=3 則大齒輪齒數(shù)： Z2=iZ1=3×20=60 實際傳動比i0=60/20=3 傳動比誤差：（i-i0）/i=(3-3)/3=0%<2.5% 可用 齒數(shù)比：u=i0=3 由教材P192表（10.20） 取φd=1 4)許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由教材P171圖（10.24）查得： σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa 由表10.10查得SH=1，計算應力循環(huán)次數(shù)NL NL1=60njLh=60×320.82×1×(16×365×10)=1.124×109 NL2=NL1/i=1.124×109/3=3.75×108 由教材圖(10.27)查得接觸疲勞的壽命系數(shù)： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 由教材式（10.13）可得 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa =524.4Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa =343Mpa 故得： d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[1×32005.98×(3+1)/(1×3×3432)]1/3mm =46.03mm 模數(shù)：m=d1/Z1=54.51/20=2.30mm 根據(jù)教材表（10.3） 取標準模數(shù)：m=2.5mm 5.2.3確定有關參數(shù)和系數(shù) 分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×60mm=150mm 齒寬：b=φdd1=1×50mm=50mm 取b2=50mm 則b1=（b2+5）=55mm a=1/2m(Z1+Z2)=100mm 5.2.4按齒根彎曲疲勞強度校核 由式（10.24）得出σF，σF<[σF]則校核合格。 確定有關系數(shù)與參數(shù)： 根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=60 1） 齒形系數(shù)YF 查表10.13得YF1=2.80 YF2=2.28 2） 應力修正系數(shù)YS 查表10.14得YS1=1.55 YS2=1.69 3）許用彎曲應力[σF] [σF]= σFlim YNT/SF 由教材圖（10.25）和圖（10.26）查得：σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 由表10.10 查得 SF1=1.3 由式（10.14）可得 [σF]1=σFlim1 YNT1/SF=290×0.88/1.30Mpa =196.31Mpa [σF]2=σFlim2 YNT2/SF =210×0.9/1.30Mpa =145.38Mpa 故：σF1=（2kT1/（bm2Z1)）YF1YS1 =（2×1×32005.98/（50×2.52×20)） ×2.8×1.55Mpa =14.82Mpa< [σF]1 σF2=（2kT2/（bm2Z2)）YF2YS2 =（2×1×91280/（50×2.52×60)） ×2.28×1.69Mpa =37.52Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠,即合格。 5.2.5計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/（60×1000）=3.14×50×320.82/（60×1000） =0.839m/s 由表10.22可知，選9級精度式合適的。 6軸的設計計算 6.1輸入軸的設計計算 6.1.1選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS，查教材表（14.6）查得強度極限為σb =650MPa,再由表（14.2）得許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa根據(jù)教材例題，并查表14.1，取c=107~118 d≥（107 ~118）(P1/n1)1/3=（107 ~118） (1.075/320.82)1/3mm=16.01~17.66mm 考慮安裝聯(lián)軸器有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=（16.01~17.66）×(1+5%)mm=16.81~18.54∴選取標準直徑d1=18mm 6.1.2軸的結構設計 1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 2）確定軸各段直徑 軸段①直徑最小d11=18mm，考慮要對安裝在軸段①上的聯(lián)軸器進行定位，軸段②上應有軸肩，同時能在軸段②上順利安裝軸承，軸段②必須滿足軸承內(nèi)徑的標準，故軸段②直徑取d12=25mm用相同的方法確定軸段③、④的直徑為d13=30mm，d14=40mm；為了方便左軸承的拆卸，可查出初選兩軸承為角接觸球軸承7005AC型滾動軸承的安裝高度為3.5mm，取d5=35mm。 3）確定軸各段長度 齒輪的輪轂的寬度為50mm，為保證齒輪的固定可靠，軸段③的長度贏略短于齒輪的輪轂寬度，取為48mm；為保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰，齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應留有一定的距離，取間距為10mm，為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距離箱體內(nèi)壁的距離為5mm，所以軸段④的長度應取為15mm，軸承支點的距離為98mm；根據(jù)箱體結構及聯(lián)軸器距軸承蓋要有一定的距離要求，取l1=65mm;查閱有關聯(lián)軸器的手冊取l2=60mm；在軸段①、③分別加工出鍵槽，使兩鍵槽使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5~10mm，鍵槽的寬度按軸段直徑查得。 6.1.3按彎矩復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=50mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T1=32.01N·m ③圓周力 ==2000×32.01/50=1280.24 N ④徑向力 =tanα=1280.24×tan20°=465.97 N 由于為直齒輪，軸向力=0 ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=49mm 強度校核 6.1.4繪圖 1)繪制軸受力簡圖（如圖a） 2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=232.99N FAZ=FBZ=Ft/2=640.12N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=232.99×49/2=5.7N·m 3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=640.12×49/2=15.7N·m 4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=(5.72+15.72)1/2=16.7 N·m 5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉(zhuǎn)矩：T1=9.55×（P1/n1）×106=32.01N·m 6）繪制當量彎矩圖（如圖f） 因減速器單向運轉(zhuǎn)，故可認為轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(α)2]1/2 =[16.72+(1×32.01)2]1/2=36.1N·mm 6.1.5校核危險截面C的強度 σe=Mec/（0.1d43）=36.1/（0.1×403） =5.64MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。 6.2輸出軸的設計計算 6.2.1選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS，查教材表（14.6）查得強度極限為σb =650MPa,再由表（14.2）得許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa根據(jù)教材例題，并查表（14.1），取c=（107 ~118） d≥c(P2/n2)1/3=（107 ~118）(1.0221/106.94)1/3=22.71~25.01mm 取d=25mm 6.2.2軸的結構設計 1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 2）確定軸各段直徑 軸段①直徑最小d21=25mm，考慮要對安裝在軸段①上的聯(lián)軸器進行定位，軸段②上應有軸肩，同時能在軸段②上順利安裝軸承，軸段②必須滿足軸承內(nèi)徑的標準，故軸段②直徑取d22=30mm用相同的方法確定軸段③、④的直徑為d23=35mm，d24=45mm；為了方便左軸承的拆卸，可查出6208型滾動軸承的安裝高度為3.5mm，取d25=40mm。 3）確定軸各段長度 齒輪的輪轂的寬度為60mm，為保證齒輪的固定可靠，軸段③的長度贏略短于齒輪的輪轂寬度，取為58mm；為保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰，齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應留有一定的距離，取間距為10mm，為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距離箱體內(nèi)壁的距離為5mm，所以軸段④的長度應取為15mm，軸承支點的距離為118mm；根據(jù)箱體結構及聯(lián)軸器距軸承蓋要有一定的距離要求，取l1=75mm;查閱有關聯(lián)軸器的手冊取l2=70mm；在軸段①、③分別加工出鍵槽，使兩鍵槽使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5~10mm，鍵槽的寬度按軸段直徑查得。 6.2.3按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=150mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T2=91.28N·m ③求圓周力Ft： Ft=2T2/d2=2×91.28×103/150=1217.1N ④求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=1217.1×0.36379=443.0N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=59mm 6.2.4繪圖 1)繪制軸受力簡圖（如圖a） 2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=443.0/2=221.5N FAZ=FBZ=Ft/2=1217.1/2=608.6N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=221.5×59/2=6.53N·m 3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=608.6×59/2=17.95N·m 4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=（MC12+MC22）1/2 =（6.532+17.952）1/2 =19.10N·m 5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉(zhuǎn)矩：T2=9.55×（P2/n2）×106=91.28N·m 6）繪制當量彎矩圖（如圖f） 因減速器單向運轉(zhuǎn)，故可認為轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[19.102+(1×91.28)2]1/2 =93.26N·m 6.2.5校核危險截面C的強度 σe=Mec/（0.1d）=93.26/(0.1×453) =10.23Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴該軸強度足夠。 7滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命 16×365×10=58400小時 7.1計算軸承 7.1.1已知nI=320.82r/min 兩軸承徑向反力： FR1=465.97N，F(xiàn)R2=443.00N ，因為是圓柱直齒輪故：Fa=0 初選兩主動軸承為角接觸球軸承7004AC，兩從動軸承為角接觸球軸承7006AC型，軸承內(nèi)部軸向 FS=0.68FR 則FS1=0.68FR1=316.86N， FS2=0.68FR2=301.24N 7.1.2∵FS2 +Fa0.68=e 7.1.4查教材表（15.13）系數(shù)x、y x1=1 x2=0.41 y1=0 y2=0.87 根據(jù)教材表15.12 取f P=1.4 P1=fP(x1FR1+y1Fa1)=1.4×(1×465.97+0)=443.6N P2=fp(x2FR2+y2Fa2)=1.4×(1×443.00+0.41×316.86)=750.11N 7.1.5軸承壽命計算 選取了兩種不同型號的7005AC、7007AC,故兩種分別校核，查手冊P76表（6-6）有7005AC、7007AC的Cr1=11200N，Cr2=18500N 取ε=3，fT=1，則根據(jù)教材式（15.5）得 L10h1===841836.8>58400(預期工作時間) L10h2===2355129.2>58400 故軸承合適。 8鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 8.1主動軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d13=30mm L13=43mm T1=32.01N·m 查手冊P97 選A型平鍵 鍵10×8 GB1096-79 l=L13-b=43-10=33mm h=8mm σp=4T/dhl=4×32.01/(30×8×33) =16.2Mpa<[σp](110Mpa) 8.2從動軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d23=35mm L23=59mm T2=91.28Nm 查手冊P51 選用A型平鍵 鍵16×10 GB1096-79 l=L2-b=59-16=43mm h=10mm σp=4T/dhl=4×91.28/35×10×43=24.3Mpa<[σp] 故滿足要求。 9聯(lián)軸器得選擇和計算 聯(lián)軸器得計算轉(zhuǎn)矩，因在前面已經(jīng)考慮功率備用系數(shù)1.2，故 =1.2×91.28=109.5（N·m） 式中：查表取工作系數(shù) 根據(jù)工作條件，選用十字滑塊聯(lián)軸器，許用轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)速；配合軸徑，配合長度，故合適。 10箱體主要結構尺寸計算 箱座壁厚=10mm 箱座凸緣厚度b=1.5=15mm 箱蓋厚度=9mm 箱蓋凸緣厚度=1.5=14mm 箱底座凸緣厚度=2.5 ,=10mm ,軸承旁凸臺高度h=45，凸臺半徑R=16mm 齒輪軸端面與內(nèi)機壁距離=12mm 大齒輪頂與內(nèi)機壁距離=14mm 小齒端面到內(nèi)機壁距離=15mm 上下機體筋板厚度=8mm , =9mm 主動軸承端蓋外徑=140mm 從動軸承端蓋外徑=190mm 地腳螺栓M18，數(shù)量6根 11減速器附件的選擇 通氣器 由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器 選用游標尺M16 起吊裝置 12潤滑與密封 12.1齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。 12.2滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。 12.3潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。 12.4密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 13設計小結 1．機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械制圖》、《機械設計基礎》、《工程力學》、《機械制造》、《CAD制圖》等于一體，使我們能把所學的各科的知識融會貫通，更加熟悉機械類知識的實際應用。 2．這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 3．在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。 F=900N V=1.5m/s D=270mm 根據(jù)手冊P4表1-5查得各部件的傳動效率 η總=0.850 P工作=1.120KW n筒 =106.95r/min 查手冊P173表12-1 電動機型號為Y100L-6 i總=8.79 據(jù)手冊P196表14-2得i齒輪=3 i帶=2.93 各軸轉(zhuǎn)速： n0=n電機=940r/min nI=320.8(r/min) nII=106.9(r/min) nIII=106.9(r/min) 各軸的功率： P0= P工作=1.120KW PI=1.0752KW PII=1.0221KW PIII=0.9426KW 各軸扭矩： To = 11.38N·m TI=32.01N·m TII=91.28N·m TIII=84.18N·m 結合工況查教材P122表8.16得：kA=1.1 計算功率： PC=1.65KW 由教材P119表8.10查得 選用B型V帶； 帶輪基準直徑： dd1=140mm 結合教材P110表8.3查得 取dd2=400mm 帶速： V=6.89m/s 基準帶長Ld： L0=2329.4mm 取Ld=2240mm 帶輪中心距： a≈684.3mm 小帶輪包角： α1=158.230 V帶根數(shù)圓整后： z=1 初拉力： F0=192.78N 帶輪所受壓力： FQ=378.62N T1=32.01N·m 大小齒輪齒數(shù)： Z1=20 Z2=60 模數(shù)：m=2.5mm 分度圓直徑： d1=50mm d2=150mm 齒寬： b=50mm b2=50mm b1=55mm 齒輪的圓周速度 V=0.839m/s 輸入軸 取標準直徑=18 =1280.24N =465.97N =0 LA=LB=49mm 輸出軸 選取標準直徑=25 =1217.1N =443.0N =0 LA=LB=59mm 預計壽命 58400小時 軸承壽命： 841836.8小時 （大于預計） 軸承壽命： 2355129.2小時 （大于預計） 選A型平鍵 鍵10×8 GB1096-79 選用A型平鍵 鍵16×10 GB1096-79 參考文獻 1.陳立德.《機械設計基礎》.北京：高等教育出版社，2004 2.吳宗澤.《機械設計課程設計手冊》.北京：高等教育出版社， 第四版。 3.《機械制圖》教材 4.《工程力學》教材