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1、（机械设计基础课程设计设计说明书课程设计题目带式输送机传动装置设计者李林班级机制131班学号9指导老师周玉时间20133年1172月书目一、课程设计前提条件3二、课程设计任务要求3三、传动方案的拟定3四、方案分析选择3五、确立设计课题4六、电动机的选择5七、传动装置的运动和动力参数计算6八、高速级齿轮传动计算8九、低速级齿轮传动计算13十、齿轮传动参数表18十一、轴的结构设计19十二、轴的校核计算20十三、滚动轴承的选择及计算24十四、键联接选择及校核25十五、联轴器的选择及校核26十六、减速器附件的选择27十七、洞滑及密封30十八、设计小结3131十九、参考资料一 .课程设计前提条件：1 .
2、输送带牵引力F（KN）:2,8输送带速度V（m/S）:1.4输送带滚筒口径（mm）：3502-滚筒效率：1=0.94（包括滚筒及轴承的效率榻失3 工作状况:运用期限12年，两班制（好年按300天计算），单向运转,转速误差不得超过5%.我荷平检；4 .工作环境：运给谷物,连续单向运转,我荷平稳,空载起动,室内常器,灰尘较大.5 .检修间隔期:四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修:6 制造条件及生产批量：:一般机械厂制造，小批法生产。二 .课程设计任务要求1 .用CAD设计一张减速器装配图（AO或A1.并打印出来.2 .轴、齿轮零件图各一张，共两张零件图.3 .一份课程设计说明书（电子版）。三
3、 .传动方案的拟定四.方案分析选择由于方案（4中锥齿轮加工困难，方案（3）中联杆传动效率较低，都不予考虑；方案、方案都为二级圆柱齿轮减速器,结构简洁,应用广泛，初选这两种方案方案（1）为二级同轴式圆柱齿轮战速器，此方案结构紧凑，节约材料，但由于此方案中输入轴和输出轴悬置，简洁使悬入轴受齿轮间径向力作用而发生弯曲变形使齿轮啮合不平稳,若运用斜齿轮则指向中间轴的一级输入齿轮和二级输出齿轮的径向）i同向，加大了轴的弯曲应变，假如径向力大的话也将影响出轮传动的平稔性;方案（2）为二级绽开式IMI柱齿轮减速器，此方案较方案结构松散,但较前方案无她臂轴，则哂合史平稔，着运用舒齿轮会由F输入轴和输出轴分布在
4、中间轴两边使得一级输入齿轮和二级输出齿轮对中间轴的径向力反向，从而能抵消大部分径向力，使传动更牢集.所以,擦合考虑各种条件,从受我方式优劣上考虑,这里选择方案（2）.五.确立设计课题设计课题：设计带式运输机传动装置（简图如下）1 一电动机2联轴器3一二级圆柱齿轮减速器4-联轴器5一卷筒6一运输带原始数据:数据编号Si方案6运输带工作拉力F/N2800运输带工作速度v（ms）1.4卷筒直径D11m350六.电动机的选獐I。已知数据：运输带工作拉力F/N2800.运输带工作速度丫/（ms）1.4.卷筒在径D/mm350.2。选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自
5、扇冷式结构,电压380V,外传动机构为联轴器传动，减速器为二级同轴式圆柱齿轮喊速器。这个方案的优缺点有：优点：曜时传动比恒定、工作平稳、传动精确牢靠,径向尺寸小,结构紧凑，重量轻，节的材料。轴向尺寸大,要求两级传动中心距相同.减速器横向尺寸较小，两个大齿轮浸油深度可以大致相同.缺点：但减速器轴向尺寸及重量较大：商级齿轮的承载实力不能充分利用；中间轴承润滑困难：中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端.我制了传动布置的救费性。原动机部分为丫系列三相沟通异步电动机.忠体来讲，该传动方案潮意工作机的性能要求，适应工作条件、工作牢靠，此外还结构简洁、尺寸紧凑、成本低传动效率高。3。确定卷筒轴所需功率
6、PW按下试计算（参考课本笫8页表2.4）其中Fw=2800NV=I.Ws工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率.=0.94取,v代入上试存H=Tn=4117kw电动机的输出功率功率P。按下式此式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率,且叁考表2.4滚动轴承效率，=0.99：联轴器传动效率，=0.99：齿轮传动效率=0.98（7级精度一般齿轮传动）则=0.9】所以电动机所需工作功率为458kw因载荷平稳,电动机核J定功率PW只须要稍大于P。即可。按表20.1和表20.2中数据可选择Y系列电动机,选电动机的额定功率P为5.Okw.4.确定电动机转速按表20.5举荐的传动比合理范围.两级同轴式圆柱
7、齿轮减速器传动比4=9-25而工作机卷简轴的转速为61O41Z,4=户=76O433rmin7D所以电动机转速的可选范围为11d=mu=(925)X76O433rmin=687.87191075rmin符合这一范围的同步转速有750%曲】和100Or/nin两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凄，瑜定选用同步转速为100O,1,ni,n的丫系列电动机Y132S.其满我转速为.二960rmin.电动机的安装结构形式以及其中心高，外形尺寸.轴的尺寸等都在表中也。七.计算传动装置的总传动比改并安排传动比1。总传动比&为&=江=1910.75/76.43=252。
8、安排传动比I,1.1.考虑洞滑条件等因素.初定星运场口动力每数3.计算传动装1.各轴的转速1910o75rminII轴III轴卷筒轴I轴4 .各轴的输入功率Pi=P,X=2.320.99=2.30kwp11=2.300.99X0.98=2.23kwIII轴Pm=PuxXrJ=2.23X0.990.98=2.16kw卷筒轴P=pn=2.160.99X0.99=2.12kw5 .各轴的输入转矩P230T1=9550Xa=X9550=23.94N，11H1960P223T=955OX口=x9550=103.60MmII轴III轴工作轴1111205.57T111=955()x区=2地X9550=36
9、O.25N1/I11157.26T=955()x=9550=353.58/Vm1T1.57.26P23。T=9550-=9550=22.98Nm电动机轴1,小皈)将上述计算结果汇总及下表，以备查用.项目电动机I轴口轴In轴工作轴转速(rmin)1910.751910.75316.8776,5376.53功率P(IW)2.322.302。232.162.12转矩T(Nn1.)22982394103.60360.25353.58传动比i14.673.571效率0.99O0970.970.93A.高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1 .按简图所示的传动方案.选用直齿圆柱齿轮传动，软齿
10、轮面闭式传动。2 .运输机为1.股工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。3 .材料选择.由机械设计,选择小齿轮材料为40Gr（调质）.硬度为280HBS,大齿轮为45钢（调质），段度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS.4。选小齿轮齿数z=21,则大齿轮齿数Z2=iz=21x4.67=98.07取1）。按齿轮面接触强度设计1.设计准则：先由齿面接触疾意强度计算，再按齿根弯曲疲惫强度校核。2按齿面接触使惫强度设计，即心2闻管.争脩）21）确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数=1.32。计算小齿轮传递的转矩70=2.382。江，13。按软齿面齿轮非对称安装,由机械设计选
11、取齿宽系数d=1.1,（由机械设计表查存材料的弹性影响系数ZE=I89.8MA1.5。由机械设计按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限%皿=6MP；大齿轮的接触疲惫强度极限叫m2=55OMP46。计算应力循环次数/V1.=6O11Ift=6O96O136528IO=3.364IO97 .机械设计图取接触疲惫寿命系数KHM=O叫=0958 .计算接触疲惫许用应力取平安系数S=Iw1=KyH_O（X）X6t1.0MPa_54（）MpaJ=W=O.9555OPa=522.5MPaS2设计计算1 .试算小齿轮分度圆直径4,代入中较小的值.d.2.32也四-=39.56310包2.计算圆周速度1.欣/3
12、9.563960V=601000601000=1.988?/S计算齿宽bb=dd,=1.x39.563/nw=39.563计算齿宽及齿高之比b/h模数in=&t=更至nyH=1.884mZ.21齿高h=2.25fjji=2.251.884”=4.24/?3。计算载荷系数K查表得运用系数KA=1.；依据X1.988”?/，由图得动我系数Kv=1.K）直齿轮KHjKFa=1；由表查的运用系数KA=I查表用插值法得7级精度查机械设计基础,小齿轮相对支承非对称布置KU1.1.417由bh=9。331KW=1.417由图得右.=134故我有系数K=K阳KH“K”=IX1.IoX1.X1.417=1.55
13、94o校正分度圆直径4亩&机械设计基#4=4NkfK,=39.563V1.559Z1.3w=43325，”5.计算齿轮传动的几何尺寸1,计算模数zzz1=djz=43.325/21=2.0632.按齿根弯曲强度设计，公式为D。确定公式内的各参数值1.由机械设计图查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限S,=580MR7；大齿轮的弯曲强度极限小=380MR，；2由机械设计图取弯曲疲惫寿命系数KM=88.KfN2=%工计算弯曲技惫许用应力；取弯曲疲惫平安系数S=Io4,应力修正系数j=20,得tt=也您:巴理=5000.88/1.4=314.29MPaSf,=FgY?fez=380x0.92/1.4=247.
14、7MPaS4。计算我荷系数KK=KKvKfvKfp=11.1011.34=1.4745,有取齿形系数丫2和应力修正系数1.由机械设计表查得%=2.76：y”=2.18；1.=I.56：&=1.796。计算大、小齿轮的并加以比较；大齿轮大7.设计计算叫之21.747X2.381104VMVX0.016337=1.358对比计算结果，由齿轮面接触疲惫强度计算的模数町大千由齿根弯曲疲惫强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所确定的承载实力,而齿面接触疲惫强度所确定的承载实力，仅及齿轮直径（即模数及齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数1.358并就进圆整为标准值风=2E接触强度算
15、得的分度圆直径4=43。668mra,算出小齿轮齿数di43.3257,=1.=22ZIJ1.2大齿轮Z?=%z=22X4.67=102.74亩Z2=103这样设计出的齿轮传动，即满意了齿而接触疲惫强度，又满意了齿根弯曲疾熊强度，并做到结构紧案，避开奢侈。2:集合尺寸设计U计算分圆周直径4、%4=z1w1=222=44d1=z2z1=1032=206/出2 .计算中心距a=H-=(44+206)/2=125mm23。计算齿轮宽度b=dd1.=144=44mmB2=45BI=50tfvn3。轮的结构设计小齿轮采纳齿轮轴结构，大齿轮采纳实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d=43m轮较
16、长度,及齿宽相等/=45()轮毅直径A=IT8(v”)轮绿厚度品=0(g)板厚度C=I4(Jm)腹板中心孔直径D=3S)膜板孔直径。=20(齿轮倒角取=2(wr)齿轮工作图如下图所示九.低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1 .按简图所示的传动方案.选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2 .运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度（GB1.OO9588）。3 .材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS.大齿轮为45钢（调质），段度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。4,选小齿轮齿数Zj=21,则大齿轮齿数Z,=强=21x3.59
17、=75.39取Zj=752）。按齿轮面接触强度设计1 .设计准则：先由齿面接触疲惫强度计算,再按齿根学曲疲惫强度校核。2 .按齿面接触疲惫强度设计，即1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数8=1.3。2。计算小齿轮传递的转矩T955IO611.4Ti=-=）0.3610/V-mm3。按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数d=1.4。由机械设计表查得材料的弹性影响系数Z/=189.8WWP4.5,由机械设计图按宙面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限%mi=600MPj大齿轮的接触技惫强度被跟=550MPa6.计算应力循环次数/V3=60w11Ia=6O2O5.571.3652810=0
18、.72010yNM=U=0.2001X1.Osh7,由机械设计困6.6取接触疲惫寿命系数KN3=096；=0.98.8.计算接触疲惫许用应力取平安系数S=If,I5=处（晒=0.96600A力=576MPaS,t4=KnJ=098X550MPa=539MPaS2o设计计算1.试算小齿轮分度IB直径4代入中较小的值.=64.363/”?w2。计算圆冏速度血Xnr1._乃X64.363205.57601060x1000=0.692?/$计算齿宽bb=dd“=1X64.363。=64.363/n/n计算齿宽及齿高之比b/hdi64.36311=is-1.i=mm=3.065?，mZ.21=2.25U
19、ii=2.25x3.065“=6.896迪=933h6.8963。计算载荷系数K查表得运用系数KA=I1.0;依据=e92s、由图得动载系数KV=1.K）直齿轮KHjK1.I：由表查的运用系数KA=I查表用插值法得7级精度查机械设计3.小齿轮相对支承非时称布置KM1.必由bh=9.33Kht=1.423由图务KF尸35故载荷系数K=K,内KH17K,=x1.I0xxI.423=I5654.校正分度圆直径4由机械设计建dy=dk/K,=64.3631.565/13mn=10.626/nm5。计算齿轮传动的几何尺寸Io计算模数mm2=dizi=70.626/21=3.36mm2.按齿根弯曲强度设计
20、，公式为1.e确定公式内的各参数值1 .由机械设计图查将小齿轮的弯曲疲惫强度极限3=58OAZ；大齿轮的弯曲强度极限bM=380MPj2 .由机械设计图Io-18取弯曲疲惫寿命系数KHV3=O.袈KFN,=（）.%3。计算弯曲疲惫许用应力；取弯曲疲惫平安系数S=I.4,应力修正系数/r=20,得rI3=K卤!乎?电=500x0.92/1.4=328.57MP4S（f4=j1.=380x0.94/1.4=255.14MPaS4。计算我荷系数KK=KKKrKft=IX1.IOX1.X1.35=1.4855,有取齿形系数丫、Og和应力修正系数匕1.%，由机械设计表查得/3=2.76：%=2.26：&
21、=1.56；匕4=1.7646 .计算大、小齿轮的并加以比较：大齿轮大7 .设计计算、J2X1.485X10.36X10八、CCmiJ；X0.015625”=2.22mm对比计算结果，由齿轮面接触夜盘强度计算的魔术叫大手由齿根弯曲疲惫强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要顼决于穹曲强度所确定的承载实力，而齿面接触疲惫强度所确定的承载实力，仪及齿轮直径（即模数及齿数的乘枳）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.22并就进圆整为标准值吗=2。5mm接触强度算得的分度回直径4=70。626mm,算出小齿轮齿数大齿轮乙=%Zs=28X3.59=100.52取2j=I(X)这样设计出的齿轮传动，即满意了齿
22、面接触疲惫强度，又满意了齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑,避开奢侈。2集合尺寸设计1.计算分圆周直径4、dd3=zym2=282.5=70mmd4=Z4Iit2=100X2.5=250non2.计算中心距ci=4；%=(70+250)/2=160mm3计算齿轮宽度b=1.1.di=170=IOmmB2=70In1.BI=75nun3。轮的结构设计大齿轮采纳实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轮毅长度/及齿宽相等轮敕长度/及齿宽相等/=I(Kmrn)轮仅宜径R=1.6=1.648=76.8(律)用DI=76(w)轮嫁季度Sa腹板厚度c=22(三)腹板中心孔直径5=54S)腹板孔直径。=24(
23、，)轴孔直径=48E齿轮倒角取“=2(“)齿轮工作图如下图所示、十。齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距axn125160传动比4.673。59模数mmm22。5压力角92020齿数Z22210328100分度圆直径d11n44206670250齿顶圆直径da11Y114821075255齿根圆直径dfICO3920163。75243.75齿宽b1.)50457570施向左旋右旋右旗左旋材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质告面硬度HBS280240280240十一.轴的结构设计1 .初选轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。1轴
24、，考虑到联轴界、钺槽的影响，取d1.=30d、CJ2=24.31/n/n2 轴V,11,取d2=35/cj殳=36.88,3 轴V,11,取d3=382.初选轴承1轴选轴承为302072轴选轴承为302073轴选轴承为30208各轴承参数见下表：轴承代号基本尺寸三安装尺mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor3020735721;426254。263。530208408018476963。074。03。确定轴上零件的位置和固定方式I轴：由于高速轴齿根圆宜径及轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，运用圆锥滚子轴承承我，一轴端连接电动机,采纳弹性柱销联轴器。2轴：高速级采纳实心齿轮,采纳上淮
25、用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级用自由眼道齿轮，自由眼造音匏上端用轴肩固定，下端用套筒固定，运用圆辕滚子轴承承我.3轴：采纳自由能选齿轮,齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，运用圆粮谖子轴承承我，下津连接运输带，采纳凸缘联轴器连接。4,各轴段长度和直径数据见下图十二.轴的校核计算1. 1轴强度校核1 1).高速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢.调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度4=735MPa2) /。计算齿轮上受力(受力如图所示)2=丝叱型=088N切向力444径向十Frr=F1.rXtan20。=108X0.3(4=396N3) .计算尊矩水平面内的弯矩：396B4x4
26、7181=13779.05NJnm垂直面内的弯矩：“FvabIO8813447_u.o.Ma=+=3785Z59Nt三故M=M+M=I3779.O52+37857.592=4()287.2NJiim取=o06,计算轴上版大应力值：yM2+(aT,f40278.212+(0.623.9410,)：mW-0.1x38=77.93A6=735MPa故高遂轴平安,合格.当矩图如下：W1.Na2 1).低速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理,由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度=735Mpa3 )4。计算齿轮上受力(受力如图所示)径向力卜，=F.Vtan20o=28820.364=1049
27、N3).计算弯矩水平面内的弯矩:M,Frr(Tb104967119.5I186.5=45033.88V.ww垂宜面内的呼矩;M:2882x67x119.5186.5=123725.11VmhM=J,W;=45()33.882+123725.112=131666.07NjWW取a=06,计算轴上最大应力值:J,W-+(aT;)2J1.31666.07:+(0.6360.2510,)W0.1x48=22.89P1-I=694.76XJ=10.4IfoVCVIO6Vio所以轴承30207平安，合格轴In1查机械设计课程设计表,将深沟球轴承30208Cr=63.0rC1,=74.0foV2。查6机械设
28、计得X=1.Y=O3。计算轴承反力及当量动载荷：/“=FJ=年=441N在水平面内轴承所受得我荷2Friv=Fz3v=乙=524.5N在水平面内轴承所受芬载荷*2所以轴承所受得总我荷Fr=F,1.=Fr2=yFu+Fv=I4412+524.5i=1533.49N由于基本只受轴向我荷，所以当量动装荷：P=f1.,(Xfrr+YFa)=.2(1533.49+0)=184().19N4。已知预期得寿命10年，两班制1.,=2810365=58400基本段定动战有Cd160必q6O57.26584OOC,=P.0=1840.19Xq-=26.07WVC,=63.OfaV所以轴承30208平安，合格。中
29、间轴上轴承得校核，详细方法同上，步骤珞，校核结果轴承30207平安，合格。十四.键联接选择及校核1。键类型的选择选择45iH,M许用挤压应力7“=150MPaI轴左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为32mm,轴段长56mm.所以选择单圆头一般平镀(A型)键b=8mm,h=7nm.1.=45mm2轴轴段长为73mm,轴径为43mm,所以选择平头一般平键(A型)Kb=12mm,h-8mm.1.-63ran轴段长为43mm,轴径为43mm,所以选择平头一股平键(A型)键b=12mm.h-811rn,1.-35m113轴轴段长为68mm,轴径为48mm,所以选择圆头一般平键(A型)键b=14mm,h=
30、9mm,1.=58mm右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为38mm,轴段长78mm.所以选择单圆头一般平健(AS)键b=0HD.h=&nm,1.=69mm2。钺类型的校核1轴_=2x23.94x.(F=11r.T-23.94N.mPd1.k32373.51.7则强度足够,合格2轴工=2更竺365飒询T=1031,60VIn则强度足够,合格pd1.k433341.2T2x360.25x1。o=80.3MPa=8箱光壁厚180.02a+3)=8凸缘厚度箱座b151.5箱拨b1.121.561底座b2252.56箱座助厚m80.85地脚螺钉型号dfM16O.036a+12数目n4轴承旁联接螺栓宜径d
31、1.M120。75df箱座、箱盖联接螺栓宜径尺寸d2M12Odf连接螺栓的间距1160150200轴承诺螺钉直径d38(0,40.5)df视察孔光螺钉d，16(03-0.4)df定位销直径d9.6Od2d1.,d2至外箱壁距离C1.22C1.X1.mind2至凸缘边缘距离C216C2=C2mindf至外箱壁距离C326d至凸缘边缘距高C424箱体外壁至轴承盖座端面的距离1153C1.+C2+(5IQ)轴承端盖外径1)2IO1.101106轴承旁连接螺栓距离S115140139注祥：a取低速级中心距，a=160mm2 .附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计解予足
32、够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油.排油、检查油面高度，加工及拆袋检修时箱盖及箱座的精确定位、吊装等协助零件和部件的合理选择和设计.名称规格或参数作用斑视孔视孔盖130100为检杳传动零件的啮合状况，并向箱内注入润滑油,应在箱体的适当位置设置检查孔.图中检查孔设在上箱蓬1页部能干脆视察到齿轮啮合部位处平常,检查孔的盖板用蝶钉固定在箱盖上。材料为Q235通气器通气螺SMIOX1.臧速器工作时，箱体内温度上升，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏.通需在箱体顶部袋设通气器.材料为Q235轴承盖凸媒式轴承盖六角螺
33、检(M8)固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸绿式和嵌入式两种。图中采纳的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承玄是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200定位销M938为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱重及箱座的联接口缘上配装定位销。中采纳的两个定位回钱销.安置在箱体纵向两侧联接凸绿上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指油标尺检查减速器内油池油面的高度，常常保持油池内有适量的示器MI6油,一般在箱体便于视察，油面较稳定的部位，装设油面指示器,采纳2型油塞M20X1.5换泊时，
34、排放污油和清洗剂，应在箱座底部，泊池的最低位置处开设放油孔，平常用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈(耐油橡胶).材料为Q235起盖螺钉Mi242为加强密封效果,通常在装配时于箱体制分面上涂以水被璃或密封胶.因而在拆卸时往往因胶结紧宙难于开盖。为此常在箱盖联接凸绿的适当位置，加工出1个螺孔，梃入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉.旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。起吊装置吊耳为了便于搬运，在箱体设置起吊装置.枭纳箱座吊耳，孔径18。十七.减速器润滑方式、密封形式Io润滑本设计采纳油洞滑，洞滑方式为飞激润滑.并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。1),齿轮的润滑采纳浸油洞滑，由于低速级
35、周向速度为，所以浸油高度约为3050m11u取为60mm。2)O策动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设泊沟、飞渡涧滑。3 )a润滑油的选择齿轮及轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用1.-AN15涧清油.2.密封形式用凸缘式端盖易于调整，采纳闷盖安装骨架式旋转轴序型密封圈实现密封。轴及轴承盖之何用接触式毡留密封，型号依据轴段选取.十八.设计小结这次的课程设计，对于培育我们理论联系实际的设计思想：训练徐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实力：巩固.加深和扩展有关机械设计方面的学问等方面有重要的作用。，匕次减速器，经过两个月的努力，最终
36、将机械设计课程设计作业完成了.这次作业过程中，我遇到了很多困难,一次又1.次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的学问欠缺和网历不足,令我特别苦恼。后来和同学沟通后,我找到了问题所在之处，并将之解决。同时我还时机械设计基础的学问有了更进一步的了解。机械设计课程设计是机械设计基础课程重要的琮合性及实践性环节。这次关于带式运输机上的一级E!柱直齿轮减速器的课程设计是我们真正理枪联系实际、深化了解设计程念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的练舍素养起到了很大的帮助；使我对机械设计有了更多的了解和相识。为我们以后的工作打下了坚实的基础。尽管这次作业的叶问是谩长的，过程是曲折的,但我的
37、收获还是很大的.不仅仅驾驭了设计一个完整机械的步骤及方法；也对机械制图.autocade件有了更进一步的驾驭.对我来说,收萩最大的是方法和实力.那些分析和解决问题的方法及实力。在整个过程中.我发觉像我们这些学生最最缺少的是阅历,没有感性的相识，空有理论学问,有些东西很可能及实际脱节。总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的，它须要我们将学过的相关学问都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的全部工作，也希望学院能多一些这种课程。设计中还存在不少结误和缺点，须要接着努力学习和鸯泉有关机械设计的学问，接着培育设计习惯和思维从而提高设计实践操作实力。十九.参考文献1周玉海，潘冬敏。2014。机械设计基础及实训.西安交大出版社2孙德志，张志华，邓子龙.2006.机械设计基础课程设计.科学出版社3杨可桢，程光绩，李仲生.1979.机械设计基础.高等教化出版社4周玉海，潘冬敏.2014。机械设计基础,西安交大出版社5夕机械设计手册B、C机械设计3、&机械设计课程设计、工程材料及其成形基础、理论力学等文献。
