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机械毕业设计全套
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JX01-142@带式输送机传动系统设计,机械毕业设计全套
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I 带式 输送机传动系统设计 摘要 毕业设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等院校学生一次较全面的设计能力训练，也是对机械课程设计的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关选修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。 本次论文设计的题目是“带式输送机传动系统设计”。 进行结构设计并完成带式输送机传动装置 装配、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。本次的设计具体内容主要包括：带式输送机传动总体设计； 主要传动机构设计；主要零、部件设计；完成主要零件的工艺设计；设计一套主要件的工艺装备；撰写开题报告；撰写毕业设计说明书；翻译外文资料等。掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，并与生产实习相结合，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，具备了机械传动装置、简单机械的设计和制造。 目前，我国 的带式输送机设计、制造以及应用方面， 与国外先进水平相比仍有较大的差距 。 国内在设计制造带式输送机过程中存在着很多不足。本次带式输送机设计代表了设计的一般过程 ,对今后的选型设计工作有一定的参考价值。 关键词 带式输 送机 传动系统 减速器 齿轮 轴承nts II 目 录 摘要 . I 第 1 章 绪论 . 1 1.1 课题的研究背景和意义 . 1 1.2 带式输送机机体设计 . 1 1.3 带式输送传动系统设计 . 2 1.4 带式输送机的爬升角度 . 3 1.5 本章小结 . 3 第 2 章 课题题目及主要技术参数方案说明 . 4 2.1 课题题目 . 4 2.2 主要技术参数说明 . 4 2.3 传动系统工作条件 . 4 2.4 带式输送机传动装置型式 . 4 2.5 传动方案选择 . 5 2.6 本章小结 . 5 第 3 章 减速器结构选择及相关性能参数计算 . 6 3.1 减速器结构 . 6 3.2 电动机选择 . 6 3.2.1 传动比分配 . 6 3.2.2 动力运动参数计算 . 6 3.3 本章小结 . 7 第 4 章 齿轮的设计计算 . 8 4.1 齿轮材料和热处理选择 . 8 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 . 8 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 . 8 4.2.2 齿轮弯曲强度校核 . 10 4.2.3 齿轮几何尺寸确定 . 10 4.3 齿轮的结构设计 . 10 4.4 本章小结 . 11 第 5 章 轴的设 计计算 . 13 5.1 轴的 材料和热处理选择 . 13 5.2 轴几何尺寸的设计计算 . 13 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直 径 . 13 5.2.2 轴的结构设计 . 13 5.2.3 轴的强度校核 . 13 5.3 本章小结 . 15 nts III 第 6 章 工件切削区域的应力分布 . 16 6.1 轴承的选择及校核 . 16 6.2 键的选择计算及校核 . 16 6.3 联轴器的选择 . 17 6.4 本章小结 . 17 第 7 章 减速器及箱体结构的设计计算 . 18 7.1 润滑的选择确定 . 18 7.1.1 润滑方式 . 18 7.1.2 润滑油牌号及用量 . 18 7.2 密封方式 . 18 7.3 箱体主要结构计算 . 18 7.4 减速器附件的选择确定 . 19 7.5 本章小结 . 19 结论 . 20 参考文献 . 21 致谢 . 22 nts 1 第 1章 绪论 1.1 课题 的研究 背景 和意义 1.1.1 课题研究背景 在现代散装物料的连续输送中，带式输送机是主要的输送设备，使用范围相当广泛，具有 运输 成本 低 、运量大、无地形限制及维护简便等优势，在矿山、建材、化工、港口、电力、煤炭等工矿企业中越来越呈现出其重要的作用。尤其是现在各工矿企业为了提高生产效率、增加经济效益，提高生产设备的利用率，大运输量的带式输送机及溜槽应用的越来越多，这样就对带式输送机的设计提出更高的要求。 1.1.2 课题研究意义 本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在 设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、工程力学 等多门课程知识，并运用 AUTOCAD软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节 ,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面： 1 培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。 2 通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。 3 另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计 算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。 4 加强了我们对 Office 软件中 Word 功能的认识和运用 。 1.2 带式输送机机体设计 1.2.1 具有凹弧段的带式输送机 例如同一条带式输送机先平行而后爬升，由于大运输量的原因，在起弧点处的胶带 张 力 很大，这就造成了凹弧段的 曲率 半径 很大，在水平方向的投影长度很长，损失很大的水平空间。做 总平 面图 的时候一定要考虑这个因素。做施工图是凹弧段无法选择标准件，需进行非标准设计，否则就nts 2 容易造成胶带脱离上 托辊 ，产生胶带跑偏，影响生产。 1.2.2 在运行中常出现的多点受料情况 多点受料 是指有两个或两个以上受料点的带式输送机，此种布置形式在冶金行业中的各种矿槽槽下及码头卸船系统中。一般情况下，前者每个落料点能按设定的流量均匀下料；而后者由于采用抓斗和计量受料斗相结合的卸船形式，往往容易造成不均匀和非连续性下料。不均匀和非连续性下料经常出现受料带式输送机撒料和压料（电机过载停机）现象。 在这种情况下由于多点受料， 导料槽 的数量很多，产生的附加阻力很大，如果按照普通情况进行设计，容易造成 传动滚筒 空转打滑的现象。 1.2.3 多点连续卸料 在工程中经常出现多点连续卸料的情况。多点连续卸料一 般选用犁式卸料器 和卸料车。对于大运输量的带式输送机，这两种部件的选用也存在着一些需要考虑的问题。 1 犁式卸料器的选用：由于是大运输量，平行上托辊带式输送机很难达到额定运输量，必须选用带槽角的上托辊。这样普通犁式卸料器就无法应用，可以选用可变槽角犁式卸料器。当不需要卸料时，卸料器下面托辊为槽型托辊，保证物料正常通过。要求卸料时推杆带动机械机构将槽型托辊的角度段放平，同时卸料器落下开始卸料。需要注意的是不要选用压平式可变槽角犁式卸料器，而应选用机械机构放平式可变槽角犁式卸料器，否则，将增大传动功率，造 成资源浪费。 2 卸料车的选用：选用卸料车要注意两个问题。其一，由于是大运输量运行，卸料车上的卸料溜槽的流通截面可能存在瓶颈问题，要进行 流量计算 ，必要时要加大溜槽的流通截面积。其二，卸料车的车尾部将胶带挑起。如果卸料车尾部距离导料槽过近，使胶带与导料槽摩擦加剧，不但增大带式输送机附加阻力，而且导致胶带的磨损加剧，影响胶带的使用寿命。根据以往的设计经验，应保证卸料车尾部距离第一个导料槽 15m 以上。 1.3 带式输送传动系统设计 普通情况下带式输送机的传动系统可以根据计算的所需功率，胶带带速、带宽及传动滚筒的 直径等特征参数在 DTS、 TD75、 DT 型带式输送机的传动装置的配置表中选用标准配置。但是，大运输量情况下，所需要的传动功率往往很大，很难在标准配置表中选到合适的传动装置。这就要求设计工程师根据实际情况搭配非标准的传动系统，进行非标准设计。设nts 3 计工程师在选用传动装置部件时要注意各部件之间的匹配问题，尽量做到国内生产的标准部件之间搭配。国外生产的部件搭配国外生产的部件，否则，容易出现很多问题。例如：用国内生产的电动机搭配国外生产 减速器 ，电动机的输出轴轴径远远大于国外减速器的输入轴轴径，这就为选择滚力 耦合器 带来难 题。若选用国外的 液力耦合器 ，则液力耦合器的电动机连接端无法与电动机连接（轴粗）。若选用国内的液力耦合器，则国内的液力耦合器重量和体积很大，在与国外减速器连接运行时，由于国外减速器轴径很小，容易产生振动，严重时会产生减速器断轴的情况。 1.4 带式输送机的爬升角度 带 式输送机的极限爬升角度与许多因素有关。其中最重要的是物料粒度及物料含水率。物料的粒度与带式输送机的极限角度成反比关系。物料的粒度越大，带式输送机的极限爬升角度越小，反之物料的粒度越小，带式输送机的极限爬升角度越大。运送油母页岩成品矿（粒度 0 75mm） 的带式输送机的最大爬升角度为 16，而尾矿（粒度 0 10mm）带式输送机的最大爬升角度可以达到 18。另外，物料的含水率越高，其带式输送机的最大爬升角度就越小。 综上所述，大运输量带式输送机是在普通带式输送机设计原理基础上，结合大运输量这个特点设计而成。在设计过程中要时刻注意运输量大的特性，要从这个方面考虑问题。 1.5 本章小结 随着我国深化改革的不断深入，市场经济的地位越来越高，各工矿企业的经济意识越加强烈，对工程的要求也就越来越高，这就要求工程设计人员素质不断提高，在原有知识的基础上不断地学习探索，才能 在激烈的市场竞争中立于不败之地。 nts 4 第 2章 课题题目及主要技术参数 方案 说明 2.1 课题题目 带式输送机传动系统设计 2.2 主要技术参数说明 输送带的最大有效拉力 F=4900N， 输送带的工作速度 V=0.8 m/s， 输送机滚筒直径 D=330mm 2.3 传动系统工作条件 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作 8 小时），要求减速器设计寿命为 8 年，大修期为 3年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 2.4 带式输送机传动装置型式 带式输送机的驱动装置主要零部件包括电动机 减速器 联轴器或 液力耦合器 逆止器或制动器等 按照驱动装置中减速器的型式，分为平行轴式 直交式和轴装式。多数带式输送机采用平行轴式或直交式减速器驱动装置；对于短距离小运量的带式输送机则可选用结构紧凑的驱动装置，如电动滚筒 轴装式减速器；而对于长距离 大运量 高速的大型带式输送机，驱动装置的布置型式 数目及位置就变得很复杂。 图 2-1 带式输送机传动装置 nts 5 2.5 传动方案选择 图 2-2 传动方案 2.6 本章小结 本章主要论述了传动系统的参数、工作条件以及传送装置的型式，并附带传动方案。此次所设 计的带式输送机， 由于距离短、运量小， 所 以 选用的是轴装式 减速器。 nts 6 第 3章 减速器结构选择及相关性能参数计算 3.1 减速器结构 本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构 。 3.2 电动机选择 1 工作机的功率 Pw wP=FV/1000=49000.8/1000=3.92kw 2 总效率总总=带 齿轮 联轴器 滚筒 2轴承= 20 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 9 0 .8 7 6 3 所需电动机功率dP)(447.43 . 9 2 / 0 . 8 7 6/ KWPPwd 总查表 得 Ped = 3 kw 电动机选用 Y112M-4 n 满 = 1420 r/min 3.2.1 传动 比分配 工作机的转速 n=601000v/（ D） =6010000.8/(3.14330) =46.332r/min m i n )/(648.30332.46/1420/ rnni 满总取 3带i则 216.013 0 .6 4 8 /3/ 带总齿 iii3.2.2 动力运动参数计算 1 转速 n 0n = 满n =1420（ r/min） In = 0n / 带i = 满n / 带i =1420/3=473.333 （ r/min ） IIn = In / 齿i =473.333/10.216=46.332（ r/min） IIIn = IIn =46.332（ r/min） nts 7 2 功率 P )(47.40 kwPP d )(202.40 .9 447.401 kwPP 带)(076.40 .9 90 .9 8202.412 kwPP 轴承齿轮 )(996.30 .9 90 .9 9076.423 kwPP 轴承联轴器 3 转矩 T / 1 4 2 047.49 5 5 0/9 5 5 0000 nPT=30.062(N.m) 10 3 0 . 0 6 2 0 . 9 6 3 8 6 . 5 7 9T T i 带 带（ N.m） 216.100 .9 90 .9 8579.8612 齿轴承齿轮 iTT = 858.133(N.m) 10 .9 90 .9 9133.85823 齿带轴承联轴器 iTT = 841.056(N.m ) 表 3-1 动力运动参数 轴号 功率 P/kW N /(r.min-1) T / (N m) i 0 4.447 1420 30.062 3 0.96 1 4.202 473.333 86.579 2 4.076 46.332 858.133 10.216 0.97 3 3.996 46.332 841.056 1 0.98 3.3 本章小结 减速器在 传动系统 之间起匹配转速和传递 转矩 的作用 ，是 机械传动中应用非常广泛的一种装置。 减 速器主要由传动零件 (齿轮或 蜗杆 )、轴、轴承、箱体及其附件所组成。其基本结构有三大部分： 既 齿轮、轴及轴承组合 ；箱体；减速器附件。 nts 8 第 4章 齿轮的设计计算 4.1 齿轮材料和热处理选择 小齿轮选用 45 号钢，调质处理， HB 236 大齿轮选用 45 号钢，正火处理， HB 190 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 由机械零件设计手册查得 lim1580H MPa lim 2 530H MPa SHlim = 1 lim1215F MPa lim 2 200F MPa lim1FS 12/ 4 7 3 . 3 3 3 / 4 6 . 3 3 2 1 0 . 2 1 6i n n 由机械零件设计手册查得 ZN1 = ZN2 = 1 YN1 = YN2 = 1.1 由 l i m 1 11l i m5 8 0 1 5801HNH HZS MPa l i m 2 22l i m5 3 0 1 5301HNH HZS MPa l i m 1 11l i m2 1 5 1 . 1 2441FNF FYS MPa l i m 2 22l i m2 0 0 1 . 12041FNF FYS MPa 1 小齿轮的转矩 IT 1 1 19 5 5 0 / 9 5 5 0 4 . 2 0 2 / 4 7 3 . 3 3 3 8 4 . 7 8 0T P n (N.m) 2 选载荷系数 K 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查机械原理与机械零件教材中表得，取 K 1.1 3 计算尺数比 =4.025 4 选择齿宽系数d根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查机械原理与机械零nts 9 件教材中表得，取d 1 5 计算小齿轮分度圆直径 1d 1d 1d 766322( 1 )IdHK T uu =766 321 . 1 8 6 . 5 7 9 ( 1 0 . 2 1 6 1 )1 5 3 0 1 0 . 2 1 6 = 55.443( mm) 6 确定齿轮模数 m 1 5 5 . 4 4 31 1 8 . 0 5 1 2 5 0 . 9 0 722da (mm) m =(0.007 0.02)a = (0.007 0.02)250.907 取 m=2 7 确定齿轮的齿数 1Z 和 2z 48.183443.5511 mdZ取 Z1 =19 0.15291051.812 ZZ 取 Z2 = 152 8 实际齿数比 81915212 ZZ齿数比相对误差 0 06.0 2FY / 2F =2.19/204=0.0107 计算大齿轮齿根弯曲应力为 15233863.2741.101200020002222 111 ZmBYKT FF 1)(295.10 FM P a 齿轮的弯曲强度足够 4.2.3 齿轮几何尺寸确定 齿顶圆直径ad由机械零件设计手册得 h*a =1 c* = 0.25 1 1 1 12 2 ( 1 9 2 1 ) 2 4 2a a ad d h Z h m (mm) 2 2 2 22 2 ( 1 5 2 2 1 ) 2 3 0 8a a ad d h Z h m (mm) 齿距 P = 23.14=6.28(mm) 齿根高 2 . 5fah h c m (mm) 齿顶高 1 2 2aah h m (mm) 齿根圆直径fd11 2 3 8 2 2 . 5 3 3ffd d h (mm) 22 2 1 5 2 2 2 . 5 1 4 7ffd d h (mm) 4.3 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下： 轴孔直径 d= 50(mm) nts 11 轮毂直径 1D =1.6d=1.6 50=80(mm) 轮毂长度 2 66LB(mm) 轮缘厚度 0 = (3 4)m = 6 8(mm) 取 0=8 轮缘内径 2D =2ad-2h-20=308-2 4.5-2 8 = 287(mm) 取 D2 = 280(mm) 腹板厚度 c=0.3 2B =0.3 38=14.4 取 c=15(mm) 腹板中心孔直径0D=0.5( 1D + 2D )=0.5(170+80)=125(mm) 腹板孔直径0d=0.25（ 2D - 1D ） =0.25（ 280-80） =50(mm) 取0d=50(mm) 齿轮倒角 n=0.5m=0.52=1 齿轮工作如图所示： 图 4-1 齿轮工作图 4.4 本章小结 1. 齿轮传动时要注意齿轮失效形式，分为齿根折断和齿面失效两nts 12 种。 齿面失效又分为：点蚀、磨损、胶合、塑性变形。 2. 材料选择 （ 1）选择齿轮材料的基本原则：齿面要硬，齿芯要韧； （ 2） 齿轮按齿面硬度可分为软齿面（ 350HBS）和硬齿面（350HBS）两种； （ 3） 大小齿轮齿面硬度之差为： 软齿面齿轮 HBS1- HBS2=2050；硬齿面齿轮 HRC1HRC2； （ 4） 轮芯材料：中小型齿轮，轮芯与齿圈用同样材料； 大型齿轮，轮芯常用价格便宜的铸造材料，如铸钢或铸铁，而齿圈则采用较好的材料，如优质碳钢或合金钢。 3. 力分析及计算载荷 （ 1） 力的分析 直齿圆柱齿轮：正压力 Fn 分解为圆周力 Ft 和径向力 Fr；斜齿圆柱齿轮和圆锥齿轮：正压力 Fn 分解为圆周力 Ft、径向力 Fr 和轴向力 Fa； （ 2） 计算载荷： Fca KFn。 4. 标准齿轮传动的强度计算 （ 1） 总结齿根弯曲应力最大时的轮齿啮合位置（齿顶）及齿面接触应力最大时的轮齿啮合位置（齿根部分靠近节线处）作为一般计算时的计算依据； （ 2） 比较斜齿圆柱齿轮传动与直齿圆柱齿轮 、 直齿圆锥齿轮传动与直齿圆柱齿轮传动强度计算的异同； nts 13 第 5章 轴的设计计算 5.1 轴的 材料和热处理选择 由机械零件设计手册中的图表查得 选 45 号钢，调质处理， HB217 255 b=650MPa s=360MPa 1 =280MPa 5.2 轴几何尺寸的设计计算 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 从动轴 2d =c223nP =115587.117955.13 =29.35 考虑键槽 2d =29.35 1.05=30.82 选取标准直径 2d =32（ mm） 5.2.2 轴的结构设计 根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为 阶梯轴。 5.2.3 轴的强度校核 从动轴的强度校核 圆周力 tF =222000d T=2000158.872/192=1654.92 径向力 rF =tFtan=1654.92tan20=602.34 由于为直齿轮，轴向力aF=0 nts 14 从动轴RARBRHA RHBFtFtFrRvARvBFt水平面弯矩垂直面弯矩合力弯矩扭矩危险截面当量弯矩从动轴受力简图图 5-1 从动图受力简图 nts 15 L=110mm HAR = HBR =0.5tF=0.51654.92=827.46(N) HCM=0.5 HAR L=827.461100.5/1000=51.72(N.m) VAR=VBR=0.5 rF =0.5602.34 =301.17(N.m) VCM=0.5VARL=501.171100.5/1000=36.4(N.m) 转矩 T=158.872(N.m) 校核 CM= 22VCHC MM = 22 82.1872.51 =55.04(N.m) eM= 22 aTMC = 22 872.1586.004.55 =118.42(N.m) b1=55MPa d10 beM 131.0 =1055*1.042.1183 =29.21(mm) 考虑键槽 d=29.21mm 45mm 则强度足够 5.3 本章小结 轴是组成及其的重要零件之一，轴的主要功能是支撑 旋转零件、传递转矩和运动。 轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。它由轴上安装零件类型、尺寸及其位置、零件的固定方式，载荷的性质、方向、大小及分布情况，轴承的类型与尺寸，轴的毛坯、制造和装配工艺、安装及运输，对轴的变形等因素有关。 本次设计是根据 以下 般轴结构设计原则： 1 节约材料，减轻重量，尽量采用等强度外形尺寸或大的截面系数的截面形状； 2.易于轴上零件精确定位、稳固、装配、拆卸和调整； 3 采用各种减少应力集中和提高强度的结构措施； 4 便于加工制造和保证精度。 nts 16 第 6章 工件切削区 域的应力分布 6.1 轴承的选择及校核 考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查 表 选择 6207 2 个（ GB/T276-1993）从动轴承 6209 2 个（ GB/T276-1993） 寿命计划：两轴承受纯径向载荷 P= rF =602.34 X=1 Y=0 从动轴轴承寿命：深沟球轴承 6209，基本额定功负荷 rC =25.6KN tf =1 =3 hL10= PCfn rt266010 = 3634.6021 0 0 016.25589.1176010 =10881201 预期寿命为： 8 年，两班制 L=830016=38400hL10轴承寿命合格 6.2 键的选择计算及校核 1 从动轴外伸端 d=42，考虑键在轴中部安装故选键 10 40 GB/T1096 2003， b=16， L=50， h=10，选 45 号钢，其 许用挤压力 p =100MPa p=lhFt=hldTI4000=32308 872.1584000 =82.75 p则强度足够，合格 2 与齿轮联接处 d=50mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键 14 52 GB/T1096 2003， b=10mm， L=45mm， h=8mm， 选45 号钢，其 许用挤压应力 p=100MPa p=lhFt=hldTI4000=50358 872.1584000 =45.392 p则强度足够，合格 nts 17 6.3 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器 K=1.3 CT=9550IIIInKP=9550589.117 916.13.1 =202.290 选用 TL8 型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩nT=250，CTnT。采用 Y 型轴孔， A 型键轴孔直径 d=32 40，选 d=35，轴孔长度 L=82 结论：选用 TL8 型弹性套住联轴器 表 6-1 TL8 型弹性套住联轴器有关参数 6.4 本章小结 本章叙述了轴承、键、联轴器的选择及核。轴承选择首先是尺寸的限制。通常轴承可以安装的空间是受限制的。在大多数情况下，轴承是根机械的设计 或其他设计的限制。所以轴承类型及尺寸的选择是根据轴承的内径而决定的。联轴器品种、型式、规格很多，而选择联轴器应考虑的因素有动力机的机械特性、载荷 类别、联轴器的转速、联轴器所联两轴相对位移、联轴器的传动精度等。 型号 公称 转矩T/(Nm) 许用 转速 n/（ r 1min 轴孔 直径 d/mm 轴孔 长度 L/mm 外径 D/mm 材料 轴孔 类型 键槽 类型 TL6 250 3300 35 82 160 HT200 Y 型 A型 nts 18 第 7章 减速器及 箱体 的 设 计 计算 7.1 润滑的选择确定 7.1.1 润滑方式 1 齿轮 V=1.2 12 m/s 应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑 2 轴承采用润滑脂润滑 7.1.2 润滑油牌号及用量 1 齿轮润滑选用 150 号机械油，最低最高油面距 10 20mm， 需油量为 1.5L 左右 2 轴承润滑选 用 2L 3 型润滑脂，用油量为轴承间 隙 的 1/3 1/2 为宜 7.2 密封方式 1 箱座与箱盖凸缘接合面的密封 选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 2 观察孔和油孔等处接合 面的密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封 3 轴承孔的密封 闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部 轴的外伸端与透盖的间隙，由于 V3（ m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封 4 轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部 7.3 箱体主要结构计算 箱座壁厚 =10mm 箱座凸缘厚度 b=1.5 , =15mm 箱盖厚度 1 =8mm 箱盖凸缘 厚度 1b =1.5 , 1 =12mm 箱底座凸缘厚度 2b =2.5 =25mm ，轴承旁凸台高度 h=45，凸台半径R=20mm 齿轮轴端面与内机壁距离1.l=18mm nts 19 大齿轮顶与内机壁距离1.=12mm 小齿端面到内机壁距离2.=15mm 上下机体筋板厚度1.m=6.8mm , 2.m=8.5mm 主动轴承端盖外径1.D=105mm 从动轴承端盖外径2.D=130mm 地脚螺栓 M16，数量 6 根 7.4 减速器附件的选择确定 列表说明如下 表 7-1 减速器附件选择 7.5 本章小结 箱体的主要功能 包括 支承并包容各种传动零件 、 安全保护和密封作用 、 使机器各部分分别由独立的箱体组成 、 改善机器造型 。 箱体设计首先要考虑箱体内零件的布置及与箱体外部零件的关系，确定箱体的形状和尺寸，此外还应考虑以下问题 ：满足强度和刚度要求； 散热性能和热变形问题 ； 结构设计合理 ； 工艺性好 ； 造型好、质量小。 设计不同的箱体对以上的要求可能有所侧重。 名称 功用 数量 材料 规格 螺栓 安装端盖 12 Q235 M6 16 GB 5782 1986 螺 栓 安装端盖 24 Q235 M8 25 GB 5782 1986 销 定位 2 35 A6 40 GB 117 1986 垫圈 调整安装 3 65Mn 10 GB 93 1987 螺母 安装 3 3A M10 GB 6170 1986 油标尺 测量油 面高度 1 组合件 通气器 透气 1 3A nts 20 结论 通过本次毕业设计，使自己对所学的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离，在今后还需要 继续学习和实践。 这次关于带式运输机传动系统的课程设计，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起到了很大的帮助；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。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
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