带式运输机的传动装置设计机械设计课程设计说明.doc

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1、湖南农业大学东方院课程设计说明书 课程名称： 机械课程设计 题目名称： 带式运输机的传动装置设计 目录1、 设计任务书2、 电动机的选择3、 计算传动装置的运动和动力参数4、 传动件设计计算5、 滚动轴承和传动轴的设计6、 键的设计和计算7、 箱体结构的设计8、 润滑密封设计9、 联轴器设计10、 设计小结11、 参考文献一、设计任务书设计课题:带式运输机的传动装置设计1.传动简图： 1-电动机；2-V带；3-齿轮减数机；4-卷筒；5-运输带 6-联轴器 图1:带式运输机的传动装置2.工作条件：1）使用期限10年，二班制（每年按300天计算）2）载荷平衡3）运输物品：谷物4）单向传动，转速误差

2、不的超过5%5）工作参数: 题号 参数04运输带工作拉力（kN）2.5运输带工作速度（m/s）1.1卷筒直径（mm）400 二、电动机的选择电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。 1.工作机所需功率Pw工作机所需功率及所需的

3、转速Nw:Pw=FV=2500（N）1.1（M/s）=2750W=2.75KW Nw=（100060V）/D=52.521132r/min, 式中：F-牵引力； V -传送速度; D -滚筒直径; 2.传动的总效率由机械课程设计课程设计手册P5表1-7一对球轴承的效率取1= 0.99一对齿轮传动的效率取2= 0.97刚性联轴器的效率取3= 1 V带的效率取4= 0.96 传动装置的总效率 = 4 2 1 1 3=0.96 0.97 0.99 0.99 1=0.9126691 3.电动机所需的输出功率PaPa=Pw/=2.75kw/0.9126691=3.0131302kw4) 确定电动机的额定

4、功率Ped由机械课程设计课程设计手册P167表 Ped Pd 取 Ped=4kw 5）电动机转速的选择V带传动比 i=4，斜齿轮的传动比i=5,则总传动比合理范围为i20，电动机转速的可选范围为nin205205211321050.42264r/min。由机械课程设计课程设计手册P167表找出有2种适用的电动机型号其技术参数及传功比的比较情况见下表：电动机转速（r/min）传动装置的传动比方案电动机型号额定功率Ped/kw同步转速满载转速总传动比齿轮传动比1Y132M1-64100096023.5423.542144011.7711.77综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量以及减速器的传动比，

5、比较三个方案可得 方案1：电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大；方案2：适中，较合适。故此选用型号为Y132M-4所选电动机额定功率Ped=4kW，满载转速nm=960r/min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑，所选电动机的主要处型和安装尺寸如下所示：方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N参考价格元传动装置的传动比堵转转矩最大转矩同步转速满载转速总传动比减速器额定转矩额定转矩2Y132M1-64100096081060011.7711.772.02.0中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸F（G-D）132515

6、345 315216 1781238 8010 3三 三、计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1.计算总传动比 由电动机的满载转速n m和工作机主动轴转速n w可确定传动装置应有的总传动比为：in m/n w nw52.521132 nm=960r/min i18.278357 2.合理分配各级传动比取V带的传动比i1=4，则斜齿轮的传动比i2=4.5695892，因为i1要略小于i2。 速度偏差为0.5%，所以可行。 3.各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 电动机转轴速度 n0=960r/min 轴I n1=nm/i1=240r/min 轴II n2=n1/i1=

7、52.521132r/min 各轴功率 电动机额定功率 P0=Pd=4kw轴I P1=P0*4=P0 *带=4*0.96= 3.84 Kw 轴II P2=P1*齿轮*轴承=3.84*0.97*0.99=3.687552Kw 各轴转矩 电动机转轴 T0=2.0 N轴I T1=(9550*10六次方*P1)/n1 =(9550*3.84)/240=152.28 Nm轴II T2=(9550*10六次方*P2)/n2 =(9550*3.687552)/52.521132=670.5134 Nm其中Td= (n*m)项 目电动机轴轴I轴II转速（r/min）960240360功率（kW）43.843.

8、687552转矩（Nm）2.0152.28670.5134传动比144.5695892效率10.960.9603四 、传动件设计计算（齿轮）4.1 V带传动的设计计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数7.35075KW1440r/min448.74976 Nm1.3.齿轮的设计（一）底速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理 材料：底速级小齿轮选用45Cr(调质)，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=20,底速级大齿轮选用45钢(调质），齿面硬度为 大齿轮240HBS， 选取齿数

9、 Z=iZ=4.569589220=91.391784 所以Z=92 =4.6 齿轮精度按GB/T100951998，选择8级，齿根喷丸强化。 选取螺纹角 =14初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本P217图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本P215图10-26 =0.74; =0.88 则=0.74+0.88=1.62 查课本P215 10-19图得：K=0.90 K=0.93 取失效概率为1%,安全系数S=1,应用图10-21d，查小齿轮的接触疲劳强度应用P205公式10-12得: =0.90600=540 =0.93560=522.

10、5 许用接触应力 =531.25MPu=4.6由P205的表10-7选取齿宽系数 由表查得材料弹性影响系数3. 计算试算小齿轮分度圆直径，有计算公式的 mm=65.12617 计算圆周速度V=(*d1t*n1)/60*1000=(3.14159*65.12617*240)/60*1000=0.81953m/s计算齿宽b和模数计算齿宽b b=165.12617mm=65.12617mm计算摸数m m= d1tcos /Z1=65.12617cos14/20=3.15958mm计算齿宽与高之比齿高h=2.25 Mnt=2.253.15958=7.10905b/h=65.12617/7.10905=

11、9.3161016计算纵向重合度=0.318=1.586计算载荷系数K使用系数=1根据V=0.81953m/s,8级精度, 查课本P194图10-8得:动载系数K=0.85查课本由P196表10-4得K=1.35查课本由P198图10-13得: K=1.29查课本由P195表10-3 得: K=1.4故载荷系数:K=10.851.41.35=1.6065按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=65.126171.6065/1.6=65.214242 计算模数=(d1cos)/Z1=（65.1322cos14）/20=3.159874mm4齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式公式在P20

12、1 (10-5) 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩T1152.28 Nm 计算当量齿数Zv1z1/cos20/ cos1421.89Zv2z2/cos92/ cos14100.71066 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数KK=10.851.41.29=1.5351 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由P200表10-5得:齿形系数：Y(fa1)=2.75 Y(f2)=2.218 应力矫正系数Y(sa1）=1.56 Y(sa2）=1.79 重合度系数/*/ =0.318*1*21.89*tan14=1.735577 螺旋角系数P217 计算大小

13、齿轮的 查课本由P208表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由P206图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K(FN3)=0.84 K=0.87 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4=计算大、小齿轮的（Yfa*Ysa）/f并加以比较。（Yfa1*Ysa1）/f1=2.75*1.56 /300=0.0143（Yfa2*Ysa2）/f2=2.218*1.79/236.14=0.021224697大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数 公式在P201 （10-5）Mn=2.27935877mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1

14、357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=65.1322来计算应有的齿数.于是由:z=(65.1322*cos14）/2.5=25.27899 取z=26那么z=i*z=26*4.5695892=118.8093192 取 z=119 几何尺寸计算计算中心距 a=（26+119）*2.5/2cos14=186.7987203将中心距圆整为187按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos（z1+z2）mn/2=arccos（26+119）*2.5/(2*187)=141443因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分

15、度圆直径d=(Z1Mn)/cos=（262.5）/cos1414 =67.062068d=(Z2Mn)/cos=（1192.5）/cos1414=306.9379310计算齿轮宽度B=d1=165.214242=65.214242圆整后取 B2=65mm B1=70mm 五、滚动轴承和传动轴的设计5.1滚动轴承的设计因轴上的功率P=6.77868，转速=127.39r/min，转矩=508.17484 Nm. 求作用在齿轮上的力级别Z1Z2Mn/mmMt/mm螺旋角压力角 齿宽/mm高速级261192.53.15958201B1=65 B2=70低数级361152.02.066214920B1

16、=95 B2=100 P0=Pd=4kw轴I P1=P0 *4=P0 *带=4*0.96= 3.84 Kw 轴I T1=(9550*10六次方*P1)/n1 =(9550*3.84)/240=152.28 Nm轴II P2=P1*齿轮*轴承=3.84*0.97*0.99=3.687552Kw 轴II T2=(9550*10六次方*P2)/n2 =(9550*3.687552)/52.521132=670.5134 Nm已知低速级大齿轮的分度圆直径为 D2=mz=375.99002mm圆周力F:Ft=2T1/d4=(2152.28)/375.99002=810.0215 N径向力F:Fr=Ftt

17、ann/cos=(810.0215tan20)/cos1414=304.1767433及轴向力F:F= Fttan=304.1767433=77.22417733，的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径先按课本P370 15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本P370 表15-3 取(公式在P370 15-2)d(min)=A0(P2/n2)=46.204688mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本P351 表14-1，选取工作情况系数K（A）=1.5Tca=K(A)T3=1.5670.5134=1

18、005.7701.m因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册93-102选取LT9型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1000Nm,许用最大转速为2850r/min半联轴器的孔径d1=40mm故取d1-2=40mm，半联轴器的长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=84mm. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径42mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径55mm，半联轴器与84为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承同时受

19、有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311型. 2. 从动轴的设计 对于选取的单向圆锥滚子轴承其尺寸为d*D*T=55*120*31.5,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得30311 型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为65mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.85,取.轴环宽度,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构

20、设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=31.5,高速齿轮轮毂长L=65,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5.求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册P73表6-6.对于30311型的角接触球轴承,a=24.9mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 4285.0009 N62/（131+62）=1376.52879N4285.0009 N1

21、31/（131+62）=2908.47211N740.40305NF(NV2)=Fr-F(NV1)=1608.3523N-740.40305N=867.94925NM(H)=F(NH1)L2=158025.50509Nmm740.40305114.8=84998.27014 Nmm867.9492560.8=52771.3144Nmm158025.505092+84998.27014=179434.57355 Nmm M2= M（H）+M(V2)=166603.93718Nmm传动轴总体设计结构图: 从动轴的载荷图: 6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据公式P373 （15-4）= = 1

22、79434.57355 +(0.6508.17484)/0.150=14.35479前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,(F),(G),B只受扭矩作用。所以A (F) (G) B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面(B)和(C)处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面(C)的应力集中的影响和截面(B)的相近,但是截面(C)不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面(C)和(D

23、)显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面(B)左右两侧需验证即可. 截面(B)左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =508.17484 Nm 截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =508174.84/25000=20.32699 MPa轴的材料为45钢。调质处理。由课本P362 表15-1查得： 因 经插入后得2.0 =1.31轴性系数为 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系

24、数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面左侧的弯矩M为 M=133560截面上的扭矩为 =508.17484 Nm 截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =508174.84 /25000=20.32699 K=K=所以 综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的中间轴的设计1总结以上的数据。功率P2转矩T2转速n2齿轮分度圆直径d3压力角7.05892Kw187.25746

25、Nm360r/min207mm202求作用在齿轮上的力圆周力：径向力：Fr=Fttann/cos=(1818.03359tan20)/cos149=681.96746N及轴向力F:F= Fttan=1818.03359tan20=661.71011N，的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径先按课本P370 15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本P370 表15-3 取(公式在P370 15-2)=37.55356mm 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列

26、角接触球轴承7008C型.DB轴承代号 4068157008AC 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,又因大齿轮轮的宽度为60mm小齿轮轮的宽度为100mm，且两端用套筒限位，故取L(B-C)=98mm,d(D-E)=58mm.由齿轮端面与机座内壁的距离为10mm,因输出轴的轴承与机座端面内壁的距离取7.5mm,所以L(A-B)=15+7.5+10+2=34.5mm.取L(C-D)=17.5mm.为了和主动的配合紧凑L(E-F)取37mm=15+2+10+7.5+2.5（与主动轴配合整齐的距离）。由选用的轴承其尺寸为的，可取d(A-B)=d(E-F)=40mm 由输出轴的算法同理可计算出d(

27、B-C)=56mm，d(D-E)=54mm.因轴环宽度，所以取d(C-D)=17.5。由输出轴的计算方法精确校核轴的疲劳强度等各项指标均合格，此设计安全可行。主动轴的设计总结以上的数据。功率P1转矩T1转速n1齿轮分度圆直径d3压力角7.35075Kw48.74976Nm1440r/min55mm202求作用在齿轮上的力圆周力：径向力：Fr=Fttann/cos=(1772.71855tan20)/cos149=665.38048N及轴向力F:F= Fttan=1772.71855tan20=645.21679N，的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径先按课本P370 15-2初步估算轴的最小

28、直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本P370 表15-3 取(公式在P370 15-2)mm输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d（A-B）,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号4 联轴器的型号的选取查课本P351 表14-1，选取工作情况系数K（A）=1.5Tca=K(A)T1=1.548.74976Nm=73.12464N.m因为计算转矩小于联轴器公称转矩,又因所选电机的轴径D=38mm.综合考虑查机械设计课程设计手册第三版P99表8-7,选取LX6型弹性套柱销联轴器其公称转矩为250Nm,许用最大转速为3800r/min半联轴器的孔径d=32mm故取d(A-

29、B)=32mm，半联轴器的长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=60mm. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,B-C轴段右端需要制出一轴肩,故取B-C的直径d（B-C）=34mm;左端用轴端端盖定位,半联轴器与60为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故A-B的长度应比 略短一些,现取L(A-B)=58mm。 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7007C型.DB轴承代号 3562147007AC 对于选取的单向角接触

30、球轴承其尺寸为的,轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,又因要与输出轴配合，故取L(B-C)=75.54mm。又因小齿轮轮的宽度为65mm，由齿轮端面与机座内壁的距离为10mm，且右端用套筒限位，为了配合中间轴的传动综合考虑取L(G-H)=96.5mm,由所选轴承和定位方式可取d(C-D)=14mm.由所选轴承的定位方式和轴环宽度计算公式，可算得L(D-E)=6mm、L（F-G）=6mm。由选用的轴承其尺寸为的，可取d(C-E)=d(G-H)=35mm,因轴环宽度，经计算取d(F

31、-G)=43mm。(由手册上查得7007C型轴承定位轴肩高度，经计算取取h=3)d(D-E)=41mm由输出轴的计算方法精确校核轴的疲劳强度等各项指标均合格，此设计安全可行。六、键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 输出轴 d(B-C)=58查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =80校和键联接的强度 查表4-1得 =120MP工作长度 80-16=64键与轮毂键槽的接触高度K=0.5 h=5由式（6-1）得： （2508.174841000）/56450=54.76023所以此键合适同理查表4-1：高速轴键（图号44）尺寸为：10

32、56 中间 轴（图号12）尺寸为 1290 （图号39）尺寸为：1250同理校核均安全合适。七、箱体结构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佳合质量，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8，圆角半径为R=25-3mm机体外型简单，拔模方便.4

33、. 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

34、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.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M10视孔盖螺钉直径=（

35、0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）10，至外机壁距离查机械课程设计手册书P161表11-226mm、22mm、18mm，至凸缘边缘距离查机械课程设计手册书P161表11-226mm、18mm外机壁至轴承座端面距离=+（510）60大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚8 8轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离124.65（1轴）147.1（2轴）151.174（3轴）八、 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-

36、92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H=40其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。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，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。九、联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2. 载荷计算.从动轴：公称转矩：T3=508.17484 Nm查课本,选取所以转矩 Tca=KaT3=1.5508.17484 =762.26226 Nm 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计课程设计手册P99 表8-7选取

37、LT9型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250Nmm.最大转速为4700r/min.轴径为mm主动轴公称转矩：T3=48.74976 Nm查课本,选取所以转矩 Tca=KaT3=1.548.74976=762.26226=73.12464 Nm因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计课程设计手册P99 表8-7选取LX6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250Nmm.最大转速为3800r/min。十、设计小结机械课程设计师一个重要的限价实践性教学环节，也是为了提高工科院校机械类和平近机械类专业的学生工程设计能力而进行的一产较为全面的训练过程。因为这段时间要忙复习迎考，时间比较紧迫。机械课程

38、设计的数据也必须要查阅大量的资料，计算量也是比较大。而且每个数据之间是紧密联系着的。有好几次出了一个错，导致后面的数据相差很大。真是失之毫厘，谬以千里。好多次为了做得接近真实值，不得不熬夜。设计中的画图部分也得要认真仔细。有时画图画久了竟忘了要保存，或者是不小心点错了按键，一切要得从头来。过。经过两周紧张而又辛苦的课程设计，我将学过的基础理论知识进行综合应用，培养了结构设计和计算能力，熟悉了一般的机械装置设计过程。在这两个星期的课程设计的过程中我学到了很多，也为以后的毕业设计打下了一定的基础。十一、参考文献1机械设计（第八版）濮良贵，纪名刚主编 北京：高等教育出版社，2006；2机械设计课程设

39、计金清肃主编 武汉：华中科技大学出版社，2007；3简明机械设计手册，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；4减速器选用手册，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；5工程机械构造图册，机械工业出版社，刘希平主编；6工程制图赵大兴主编 北京：高等教育出版社，2006；7互换性与测量技术基础（第二版）徐学林主编，长沙：湖南大学出版社，2009年7月；8减速器与变速器设施与选用手册）程乃士主编，北京：机械工业出版社，2006年10月；9工程材料徐自立主编 武汉：华中科技大学出版社，2003；10理论力学（I）（第六版）哈尔滨工业大学理论力学教研组主编 北京：高等教育出版设，2005；