链板输送机课程设计

机械设计课程设计计算说明书题目螺旋输送机传动装置指导教师院系机电学院班级学号姓名目录一、机械传动装置的总体设计….…1.1.1螺旋输送机传动装置简图1.1.2，原始数据1.1.3，工作条件与技术要求1.2.4，设计任务量二、电动机的选择……….2.1选择电动机的类型和结构形式2.2选择电动机的功率2.3初选电动机三、计算总传动比及分配各级的传动比………………3.1计算总传动比3.2分配传动装置各级传动比四、计算各轴的功率，转数及转矩………4.1已知条件4.2电动机轴的功率，转速及转矩4.3Ⅰ轴的功率，转速及转矩4.4Ⅱ轴的功率，转速及转矩4.5Ⅲ轴的功率，转速及转矩五、齿轮的设计计算…………………5.1齿轮传动设计准则5.2斜齿1、2齿轮的设计5.3斜齿3、4齿轮的设计5.4开式锥齿轮的设计六、铸造齿轮结构尺寸……….七、轴的设计计算…………..7.1轴的尺寸设计及滚动轴承的选择7.2轴的强度校核八、轴承端盖的选择……………九、键联接的选择及计算…………………..十、联轴器的选择……………十一、减速器箱体的设计………………….十二、润滑及密封设计…….十三、减速器的维护和保养………………十四、附录（零件及装配图）…………..

计算及说明结果一、机械传动装置的总体设计1.1螺旋输送机传动装置简图1—螺旋输送机；2—减速器3—电动机；4—开式齿轮传动1.2减速器装置运动简图1.3原始数据螺旋轴上的功率P=6.5kW螺旋筒轴上的转速n=100r/min1.4工作条件与技术要求1)机器功用：输送散装物料2)工作情况：单向转动，连续工作，工作平稳；3)运动要求：输送机转速允许误差为±7%；4)使用寿命：5年，每年300天，每天8小时；5)检修周期：两年大修，半年小修；6)生产厂型：中小型机械制造厂；7)生产批量：中批生产。1.5，设计任务量减速器装配图一张（A1）、零件工作图2张、说明书1份二、电动机的选择1.1选择电动机的类型和结构形式

生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电动机。我国已制订统一标准的Y系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于Y系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)。在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重及冶金用的YZ型或YZR型三相异步电动机。

三相交流异步电动机根据其额定功率(指连续运转下电机发热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上)和满载转速(指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速——磁场转速)的不同，具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构又制成若干种安装形式。各型号电动机的技术数据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩之比等)、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。1.2选择电动机的功率工作机所需的电动机输出功率为：弹性联轴器的传动效率η=0.99（0.98）（2对）圆柱齿轮的传动效率η=0.97（2对）球轴承的传动效率η=0.99（4对）锥齿轮的传动效率η=0.95（1对）螺旋筒的传动效率η=0.96（1个）电动机至运输带之间总效率==0.8001.3初选电动机选择电动机型号为Y160M-4其额定功率为11kw，满载转数为1460r/min（《机械设计课程上机与设计》P215）三、计算总的传送比及分配各级的传动比3.1计算总传动比总传动比3.2分配传动装置各级传动比考虑两级齿轮润油问题，两级齿轮应有相近的浸油深度，所以高速级齿轮传动比与低速级齿轮传动比的比值取1.3，即=1.3取=1.3;if=16.2/1.3=11.2=3.8；四、计算各轴的功率，转数及转矩4.1已知条件4.2电动机轴的功率，转速及转矩N·mm4.3Ⅰ轴的功率，转速及转矩kwr/minN·mm4.4Ⅱ轴的功率，转速及转矩kwr/minN·mm4.5Ⅲ轴的功率，转速及转矩kwr/minN·mm传动和动力参数结果轴参数电机轴轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ螺旋轴功率P/KW8.1257.967.647.346.5转矩T/（N·mm）53.1552.07189.90529.88620.75转速n/（r/min21132.49100传动比i43.11.3效率0.990.970.970.95五、齿轮的设计计算5.1齿轮传动设计准则齿轮传动是靠轮齿的啮合来传递运动和动力的，齿轮失效是齿轮常见的失效形式。由于传动装置有开式、闭式，齿面硬度有软齿面（硬度≤350HBS）、硬齿面（硬度＞350HBS），齿轮转速有高与低，载荷有轻与重之分，所以实际应用中常会出现各种不同的失效形式。分析研究试销形式有助于建立齿轮设计的准则，提出防止和减轻失效的措施。设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效情况等，合理地确定设计准则，以保证齿轮传动有足够的承载能力。工作条件、齿轮的材料不同，轮齿的失效形式就不同，设计准则、设计方法也不同。对于闭式软齿面齿轮传动，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。闭式硬齿面齿轮传动常因齿根折断而失效，故通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数和其他尺寸，然后再按接触疲劳强度校核齿面的接触强度。对于开式齿轮传动中的齿轮，齿面磨损为其主要失效形式，故通常按照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数，考虑齿轮的模数，考虑磨损因素，再将模数增大10%～20%，而无需校核接触强度。5.2斜齿1、2齿轮的设计(一)根据已知条件选择材料1、kw2、r/min（二）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用40Cr（合金钢）调质硬度为280HBS大齿轮45（碳钢）调质硬度为240HBS（《机械设计》P191查表10-1）精度等级：8级(三)按齿轮接触疲劳强度设计转矩N·mm；(四）载荷系数和材料弹性影响系数试选载荷系数=1.6查《机械设计》P201表10-6得材料的弹性影响系数(五）齿宽系数齿轮齿面为软齿面，查《机械设计》P205表10-7得，(六)许用接触疲劳许用应力由《机械设计》P209图10-2(d)查得，查《机械设计》P207图10-19得，，安全系数MPaMPa=594MPa（七）选小齿轮齿数Z1=23,则大齿轮齿数Z2=23*4=92.圆整=90初选螺旋角查图选取区域系数（九）查《机械设计》P215图10-26得则1.试算小齿轮分度圆直径，mm2.计算圆周速度V圆周速度v=3.2m/s3.计算齿宽b及模数mmmm4.纵向重合度5.查课本P193表10-2得使用系数由精度等级为8，V=3.2m/s查课本《机械设计》P194图10-8得动载系数=1.15查课本P195表10-3得斜齿轮.4查课本P196表10-4以及采用插值法得小齿轮相对于轴承非对称布置时，1查《机械设计》P198图10-13得=1.45因此，载荷系数K==2.3366.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径(选=1.6)7.计算模数mm8.按齿根弯曲疲劳强度校核设计由式：1）确定有关系数与参数（1）查《机械设计》P208图10-20（c）得小齿轮（40Cr）弯曲疲劳强度极限mpa；大齿轮（45钢）弯曲疲劳强度极限mpa（2）查《机械设计》P206图10-18图得弯曲疲劳寿命系数；（3）计算弯曲疲劳许用应力查《机械设计》P206取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得MPaMPa（4）.计算载荷系数K（5）查齿形系数和应力校正系数查图10-28得螺旋角影响系数计算当量齿数查《机械设计》P200表10-5得，，，（6）.计算齿轮的由此得知大齿轮的数值较大设计计算由计算公式得：mm对比计算结果，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=1.50，并取圆整为标准值m=2，前面计算得=47.82mm,得小齿轮的齿数取则,大齿轮齿数几何尺寸计算齿顶高：齿根高：全齿高：中心距：133.980mm取134mm螺旋角：分度圆直径：mm齿顶圆直径：齿根圆直径：齿宽：取5.3斜齿3、4齿轮的设计(一)根据已知条件选择材料1，kw2，r/min（二）齿轮材料及精度等级。小齿轮选用40Cr调质硬度HB3=280HBS大齿轮选用45钢调制硬度HB4=240HBS精度等级：8级(三)按齿轮接触疲劳强度设计转矩N·mm；（四）载荷系数和材料弹性影响系数选载荷系数=1.6,查《机械设计》P201表10-6得材料的弹性影响系数(五)齿宽系数因二级齿轮传动为非对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，(六)许用接触应力由《机械设计》P209图10-21（d）查得，查《机械设计》P207图10-19得，，安全系数MPaMPaMPa（七）选小齿轮齿数Z3=25则大齿轮齿数Z4=25*3.1=77.5，取Z=78初选螺旋角（八）查《机械设计》P217图10-30选取区域系数（九）查《机械设计》P215图10-26得端面重合度则1.试算小齿轮分度圆的直径，2.计算圆周速度vV===1.280m/s3.计算载荷系数纵向重合度根据v=1.280m/s，8级精度，由课本《机械设计》P194图10-8查得动载荷系由课本《机械设计》P195图10-3查得斜齿轮，查课本《机械设计》P193表10-2得使用系数查课本《机械设计》P196表10-4得小齿轮相对于轴承非对称布置时，查《机械设计》图10-13得得，载荷系数K==2.2424.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=64.04=71.25（取1.6）mm5.按齿根弯曲疲劳强度设计由式：1）确定有关系数与参数（1）查《机械设计》图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限（2）查《机械设计》图10-18得，弯曲疲劳寿命系数；（3）计算弯曲疲劳许用应力查《机械设计》P206表10-6得弯曲疲劳安全系数MPaMPa（4）计算载荷系数K（5）查齿形系数和应力校正系数查图得螺旋角影响系数计算当量齿数查《机械设计》P200表10-5得，，，，（6）计算两齿轮的并比较由此得知，取大齿轮数据设计计算对比计算结果，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=2.22，并取圆整为标准值m=2.5，前面计算得=71.66mm,得小齿轮的齿数得取28则大齿轮齿数取87齿顶高：齿根高：全齿高：中心距：148.15mm取148mm螺旋角：分度圆直径：mm齿顶圆直径：齿根圆直径：齿轮宽度：圆整后取高速级齿轮参数低速级齿轮参数模数22.5小轮分度圆/d353.672.07大轮/d4214.4223.93中心距134148小轮/df348.665.82大轮/df4209.4217.68小轮/da357.677.07大轮/da4218.4228.92小轮/b36078大轮/b45472小轮齿数2628大轮齿数104875.4.外传动（开式直齿锥齿轮传动）1.齿轮材料，确定许用应力小齿轮40Cr调质硬度280HBS 大齿轮45正火硬度240HBS2.许用接触应力[]由式6-6，查《机械设计》P209图10-21d得工作条件：使用寿命5,每天8小时，每年300天。连续工作，工作平稳接触疲劳极限，查图6-4接触强度寿命系数：3.按齿轮接触疲劳强度设计转矩N·mm；4.载荷系数和材料弹性影响系数选载荷系数=1.6,查《机械设计》P201表10-6得材料的弹性影响系数查《机械设计》P207图10-19得，，安全系数MPaMPaMPa选小齿轮齿数Z=25则大齿轮齿数Z=25*1.3=33，5.试算小齿轮分度圆的直径mm6.计算圆周速度vV==1.056m/s齿宽B=53.48根据v=1.005m/s，8级精度，由课本《机械设计》P194表10-8查得动载荷系由课本《机械设计》P226查课本《机械设计》P193表10-2得使用系数查课本《机械设计》P226得，载荷系数K==2.17..按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径（取1.6）8..按齿根弯曲疲劳强度设计由式：1）确定有关系数与参数（1）查《机械设计》P108图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限（2）查《机械设计》P206图10-18得，弯曲疲劳寿命系数；（3）计算弯曲疲劳许用应力查表得弯曲疲劳安全系数MPaMPa（4）.计算载荷系数K（5）查齿形系数和应力校正系数得计算当量齿数查《机械设计》表得，，，，（6）计算两齿轮的并比较(2)设计计算对比计算结果，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=6.227，并取圆整为标准值m=7，前面计算得=207.909mm,得小齿轮的齿数得取30则大齿轮齿数mm锥距mm六、铸造齿轮结构尺寸根据《机械设计课程上机与设计》P155表12-10与由齿顶圆直径选择腹板式（200≤d齿轮2：d0=126.2mm，δ1=10.5mm，d齿轮4：d0=146.465mm，δ1=10.375mm，δ=16，d七、轴的设计计算7.1轴选40Cr调质由《机械设计》P370确定高速轴A01=100，中间轴A02=112，低速轴A03=112高速轴：=17.60mm有联轴器d=30mm中间轴：=30.34mm因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值d2min=35mm低速轴：=42.70mm有联轴器d=45mm1）高速轴各轴直径d11:最小直径，安装HL3弹性柱销联轴器，d11=d1min=30mm（由电动机机座号160M依次参考《机械设计课程上机与设计》P217、P192得出）d12:密封处轴段，定位高度h=（2.1～3），所以d12=30+5=35mm,该处与密封圈标准（毡圈密封）取d12=35mmd13：角接触球轴承处轴段，查《机械设计课程上机与设计》P170表13-4轴承选7008C其尺寸为d*D*B=40*68*15，d13=40mmd14：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度d14=46mmd15：d15为齿轮轴d16：d16=46mmd17：角接触球轴承轴段，d16=40mm各轴长度L11：由半联轴器和轴配合的毂孔宽L=82mm确定L11=80mm（比L短一些）l12：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，L12=90mmL13：由角接触球轴承，档油盘：L13=36mmL14：由高速小齿轮B1=60mm，由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定L14=87mmL15：齿轮轴段L16=60mmL16：L16=10mmL17：角接触球轴承轴段，由滚动轴承，档油盘：L17=26mm2)中间轴各轴直径d21:最小直径，角接触球轴承处轴段，应与轴承的内径孔一致查《机械设计课程上机与设计》P170表13-4取d21=35mm，角接触球轴承选7007C其尺寸为d*D*B=35*62*14d22:高速级大齿轮轴段，d22=40mmd23：轴承，根据齿轮的轴向定位要求，d23=46mmd24：低速小齿轮轴段，d24=d22=40mmd25：d25=d21=35mm各轴长度L21：由角接触球轴承，档油盘，l21=38mmL22：由低速级小齿轮的毂孔宽度B2=78mm确定，所以L22=75mmL23：l23=12mmL24：由高速速级大齿轮的毂孔宽度B3=54确定，所以l24=51mmL25：由滚动轴承挡油盘及装配关系确定l25=41mm3）低速轴各轴直径d31:联轴器段，联轴器的计算转矩：Tca=KA×T3=1.3*529.07=687.791N/m按计算Td32:密封处轴段，根据定位要求以及密封圈的标准取，=50mm,d33：角接触球轴承段选7011c其尺寸为d*D*B=55*90*18，d34：低速级大齿轮轴段d34=60mm，d35：过度轴段d35=68mm，d36：，d36=60mm，mm。各轴长度L31：安装HL4弹性柱销联轴器，由半联轴器和轴配合的毂孔宽L=112mm确定（比L短一些）mm，L32：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，mm，L33：由角接触球轴承挡油盘及装配关系确定mm，L34：由低速级大齿轮的毂孔宽度B4=72确定取mm，L35：过度轴段mm，L36：由箱体结构mm，：由角接触球轴承挡油盘及箱体结构，轴承端盖装配关系确定mm。7.2轴的校核1.高速轴的校核：r/min已知轴材料40Cr调制，故符合强度要求2.中间轴校核kwr/minN·mm而作用在小齿轮上的圆周力Ft2=2T2/d2=2*189900/214.4=1771.46N径向力：Fr2=Ft2*tanα/cosβ1=664.60作用在大齿轮上的圆周力Ft3=2T2/d3=2*189900/72.07=5269.88N径向力：Fr3=Ft3*tanα/cosβ2=1974.75轴向力：Fa2=Ft2*tanβ1Fa3=Ft3*tanβ2求水平面的支承力:FNH1=(Ft3(L1+L2)+Ft2*L3)/(L1+L2+L3)=4087.54NFNH2=(Ft2(L1+L2)+Ft3*L1)/(L1+L2+L3)=2953.80N求垂直面的支反力：FNV1=(Fr3(L2+L3-Fr2*L3)/(L1+L2+L3)=1166.56NFNV2=Fr3-Fr2-FNH1=143.59N计算水平弯矩MH1=FNH2*(L2+L3)-Ft2*L2=247297.02N*mmMH3=FNH1*(L1+L2)-Ft3*L2=155073.65N*mm计算垂直弯矩MV1=FNV2*(L2+L3)+Fr2*L2=70577.30N*mmMV2=FNV1*(L1+L2)-Fr3*L2=6707.06N*mm总弯矩：其轴的力学模型及转矩、弯矩如图所示抗弯扭合成力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和最大转矩的截面（即危险截面C）的强度。由轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的当量力矩为：轴的计算应力：故符合强度要求低速级轴的校核:输出轴上的功率kwN·mm由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面故危险截面的直径d=45mm由于只受扭矩作用，故按扭转强度计算。r/min圆周力：Ft4=2T3/d2=2*529.07/60=1763.57N径向力：Fr4:=Ft4*tanα/cosβ2求水平面的支承力:FNH1=Ft4*L2/(L1+L2)=1206.11NFNH2=Ft4-FNH1=557.46N求垂直面的支反力：FNV1=Fr*L3/(L1+L2)=451.96NFNV2=Fr4-FNV1=208.89N计算水平弯矩MH=FNH1*L1=1206.11*59.3=71522.32N*mm计算垂直弯矩MV=FNV1*L1=451.96*59.3=26801.23N*mm总弯矩：轴的材料45号钢，调质处理。查表8.2得=60故轴的强度满足要求八、轴承端盖的选择根据轴承外径的大小，按照《机械设计课程上机与设计》P202表15-3得到：高速轴：轴承外径D1=68mm，螺栓直径d3螺栓孔d0=d3+1=11mm，D0=D1+2.5d3=88mm，D厚e=1.2d3=9.6mm，D4=D中速轴：轴承外径D2=62mm，螺栓直径d螺栓孔d0=d3+1=9mm，D0=D1+2.5d3厚e=1.2d3低速轴：轴承外径D3=62mm，螺栓直径d螺栓孔d0=d3+1=11mm，D0=D1+2.5d3厚e=1.2d3九、键联接的选择及其校核计算7.1键的选择与强度验算选取45钢作为平键材料，连接方式为静链接，取载荷性质为冲击高速轴连接联轴器的键：选中速轴大齿轮：选小齿轮：选低速轴连接联轴器的键：选大齿轮：选十、联轴器的选择由《机械设计》P370表15-3确定高速轴A01=100，中间轴A02=112，低速轴A03=112。根据许用转矩TP高速轴：=17.60mm选择联轴器：HL3，d=30mm低速轴：=42.70mm选择联轴器：HL4，d=45mm十一、减速器箱体的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构,为了保证齿轮配合质量，大端盖分机体采用配合.1.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,并匀均布置，保证部分面处的密封性.铸铁主要结构尺寸名称符号减速器形式及尺寸关系/mm齿轮减速器箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径24地脚螺钉数目6轴承旁联接螺栓直径18盖与座联接螺栓直径14轴承端盖螺钉直径10检查孔盖螺钉直径6定位销直径12箱盖、箱座肋厚8.5至外机壁距离34,24,2028,22,18大齿轮顶圆与内机壁距离20齿轮端面与内机壁距离15轴承端盖外径轴1-3分别为108,102,140十二、润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，表面粗超度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,并匀均布置，保证部分面处的密封性.十三、减速器的维护与保养对皮带运输机实行定期维护保养的目的是。减少机器的故障，延长机器使用寿命；缩短机器的停机时间；提高工作效率，降低作业成本。齿轮的维护（1）使用齿轮传动时，在启动、加载、卸载及换档的过程中应力求平稳，避免产生冲击载荷，以防引起断齿等故障。（2）经常检查润滑系统的状况（如润滑油的油面高度等）。油面过底则润滑不良，油面过高会增加搅油功率的损失。对于压力喷油润滑系统还需检查油压状况，油压过底会造成供油不足，油压过高则可能是因为油路不畅通所致，需及时调整油压，还应按照使用规则定期更换或补充规定牌号的润滑油。（3）注意检查齿轮传动的工作状况，如有无不正常的声音或箱体过热现象。润滑不良和装配不符合要求是齿轮失效的重要原因。声响监测和定期检查是发现齿轮损伤的主要方法。轴的维护在工作过程中，对机械要定期检查和维修，对于轴的维护重点注意三个方面。（1）认真检查轴和轴上零件的完好程度，若发现问题应及时维修或更换。轴的维修部位主要是轴颈及轴端。对精度要求较高的轴，在磨损量较小时，可采用电镀法或热喷涂（或喷焊）法进行修复。轴上花键、键槽损伤，可以用气焊或堆焊修复，然后再铣出花键或键槽。也可以将原键槽焊补后再铣制新键槽。（2）认真检查轴以及轴上主要传动零件工作位置的准确性、轴承的游隙变化并及时调整。（3）轴上的传动零件（如齿轮、链轮等）和轴承必须保证良好的润滑，应当根据季节和工作地点，按规定选用润滑剂并定期加注。要对润滑油及时检查和补充，必须及时更换。十四、附录（零件1张及装配图2张）=0.800=8.125kw=1460r/min=14.6=1.3=3.8=2.9N·mm=7.96kwr/min52.077.57kw=365r/min189.90N·mm7.34kw=132.49r/minmmm=2=26 104a=134mm=53.6mmmmmmHB3=280HBSHB4=240HBSV=1.280m/sm=2.5=28=87a=148mm=72.07mm=223.93mmmm+硬度280HBS硬度240HBSV=1.056m/smmR=171.57mmA01=100A02=112A03=112d11=30mmd12=35mmd13=40mmd14=46mmd15=d13L11=80mmL12=90mml13=36mmL14=87mmL15=60mmL16=60mmL16=10mmL17=26mmd21=35mmd22=40mmd23=46mmd24=d22=40mmd25=d21=35mmL21=38mmL22=75mml23=12mmL24=51mmL25=41mmd31=45mmd32=50mmd33=55mmd34=60mmd35=68mmd36=60mmmmL31=112mmL32=107mmL33=45mmL34=69mmL35=10mmL36=62mmL37=32mm计算及说明结果参考文献[1]程志红、唐大放.《机械设计课程上机与设计》.南京：东南大学出版社，2007[2]程志红.《机械设计》.南京：东南大学出版社，2007[3]金清肃.《机械设计课程设计》.武汉：华中科技大学出版社，2007[4]吴宗泽.《机械设计师手册》（上、下册）.北京：机械工业出版社，2002[5]韩正铜、王天熠.《机械精度设计与检测》.徐州：中国矿业大学出版社，2009[6]李爱军、陈国平.《画法几何及机械制图》.北京：机械工业出版社，2008[7]孙海波、姚新港.《AutoCAD2008使用教程》.北京：机械工业出版社，2008计算及说明结果基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究基于双单片机冲床数控系统的研究与开发基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究基于TCP/IP协议的单片机与Internet互联的研究与实现变频调速液压电梯单片机控制器的研究基于单片机γ-免疫计数器自动换样功能的研究与实现基于单片机的倒立摆控制系统设计与实现单片机嵌入式