課程設計---帶式運輸機傳動裝置(齒輪-蝸桿)

1、<p>　　機械設計課程設計報告</p><p>　　——帶式運輸機傳動裝置設計</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　第一章4</b></p><p>　　機械設計課程設計任務書4</p><p>　　1.1 設計題目：4

2、</p><p>　　1.2 原始數據：4</p><p>　　1.3工作環(huán)境：4</p><p>　　1.4傳動裝置參考方案：4</p><p><b>　　第二章</b></p><p>　　傳動裝置的運動和動力參數計算4</p><p>　　2.1傳動效率的確

3、定4</p><p>　　2.2確定電動機的功率6</p><p>　　2.3確定電動機轉速和型號6</p><p>　　2.4傳動裝置的總傳動比和傳動比分配7</p><p>　　2.4.1計算各軸的轉速7</p><p>　　2.4.2 計算各軸的輸入功率7</p><p>　　

4、2.4.3各軸輸入轉矩8</p><p><b>　　第三章 </b></p><p><b>　　齒輪傳動的設計8</b></p><p>　　3.1 設計參數8</p><p>　　3.2選定齒輪類型8</p><p>　　3.3按齒面接觸強度設計9</p

5、><p>　　3.1.3按齒面接觸疲勞強度進行設計：9</p><p>　　3.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸10</p><p>　　3.1.5校核齒根彎曲疲勞強度：11</p><p>　　3.1.6 驗算效率：12</p><p>　　3.1.7校核蝸輪的齒面接觸強度：12</p>&l

6、t;p>　　3.1.8 熱平衡校核，初步估計散熱面積A13</p><p>　　3.1.9 精度等級公差和表面粗糙度的確定：13</p><p>　　3.2 齒輪傳動的設計：13</p><p>　　3.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數13</p><p>　　3.2.2按齒面接觸疲勞強度設計14</p>

7、;<p>　　3.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計16</p><p>　　3.2.4 幾何尺寸計算17</p><p>　　3.2.5 齒輪結構設計18</p><p>　　第四章 軸的設計計算19</p><p>　　4.1 蝸輪軸的設計19</p><p>　　4.1.1軸的材料的選擇，確定

8、許用應力：19</p><p>　　4.1.2 按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑：19</p><p>　　4.1.3 軸承類型及其潤滑與密封方式：19</p><p>　　4.1.4軸的結構設計:20</p><p>　　4.2 蝸桿軸的設計21</p><p>　　4.2.1軸的材料的選擇，確定許用應

9、力：21</p><p>　　4.2.2按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑22</p><p>　　4.2.3軸承類型及其潤滑與密封方式：22</p><p>　　4.2.4軸的結構設計22</p><p>　　4.3 齒輪軸的設計24</p><p>　　4.3.1軸的材料的選擇，確定許用應力：24<

10、/p><p>　　4.3.2按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑24</p><p>　　4.3.3軸承類型及其潤滑與密封方式：24</p><p>　　4.3.4軸的結構設計24</p><p>　　4.4 軸，鍵和軸承的強度校核26</p><p>　　4.4.1蝸輪軸、鍵的強度校核：26</p>

11、<p>　　4.4.2蝸桿軸承的強度校核：28</p><p>　　第五章 箱體的設計計算29</p><p>　　5.1 箱體的結構形式和材料29</p><p>　　5.2鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系29</p><p>　　第六章 鍵等相關標準的選擇31</p><p>　　6.1鍵的選擇3

12、1</p><p>　　6.2聯軸器的選擇31</p><p>　　6.3螺栓，螺母，螺釘的選擇31</p><p>　　6.4銷，墊圈墊片的選擇32</p><p>　　第七章 減速器結構與潤滑的概要說明32</p><p>　　7.1 減速器的結構33</p><p>　　7.2

13、減速箱體的結構33</p><p>　　7.3軸承端蓋的結構尺寸33</p><p>　　7.4減速器的潤滑與密封33</p><p>　　7.5減速器附件簡要說明33</p><p>　　第八章 設計小結34</p><p>　　第一章 機械設計課程設計任務書</p><p>&l

14、t;b>　　1.1 設計題目：</b></p><p>　　帶式運輸機傳動裝置（齒輪-蝸桿）</p><p><b>　　1.2 原始數據：</b></p><p>　　運輸帶工作拉力=2.0kN 運輸帶工作速度=0.6m/s 滾筒直徑=312mm</p><p><b>　　

15、1.3工作環(huán)境：</b></p><p>　　工作情況： 兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C左右；使用折舊期8年，4年大修一次；制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產</p><p>　　1.4傳動裝置參考方案</p><p>　　第二章 傳動裝置的運動和動力參數計算</p>

16、<p>　　2.1傳動效率的確定</p><p>　　選擇一級減速器和蝸桿傳動，傳動裝置的總效率=××××=</p><p>　　2.2確定電動機的功率</p><p>　　電動機所需工作功率： =2.0×0.6/0.715=1.678kw</p><p>　　2.3確定電動機轉

17、速和型號</p><p>　　計算滾筒的轉速：n=60×1000×V/（πD）=36.7r/min</p><p>　　根據手冊一級減速器的傳動比為i1=2~2.5，蝸桿的傳動比為i2=10~40，所以總的傳動比為i=20~100，求得電動機的轉速為477.1~1729.6r/min，符合范圍的有1500r/min ，1000r/min和750r/min，綜合考慮電動機

18、和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為</p><p>　　綜合上述選擇型號Y100Li-4</p><p>　　2.4傳動裝置的總傳動比和傳動比分配</p><p>　　總傳動比的計算i總=n電機/n滾筒=1430/36.7=38.96，選齒輪的傳動比為=2，選擇蝸桿的傳動比=/=38.96/2=19.5</p><p

19、>　　2.4.1計算各軸的轉速</p><p>　　減速器高速軸：=1430r/min</p><p>　　減速器低速軸：=1430/2=715r/min</p><p>　　渦輪軸：=715/19.5=36.7r/min</p><p>　　2.4.2計算各軸的輸入功率</p><p>　　減速器高速軸：=&#

20、215;=1.678×0.99=1.66kw</p><p>　　減速器低速軸：=××=1.66×0.99×0.98=1.61kw</p><p>　　渦輪軸：=××=1.61×0.8×0.99=1.28kw </p><p>　　2.4.3各軸輸入轉矩</p>

21、<p>　　減速器高速軸：T1=9550/=9550×1.678/1430=11.2 N.m</p><p>　　減速器低速軸：T2=9550/=9550×1.61/715=21.5N.m </p><p>　　渦輪軸：T3=9550/=9550×1.28/36.7=333.1N.m</p><p>　　第

22、三章 齒輪傳動的設計</p><p><b>　　3.1設計參數</b></p><p>　　小齒輪轉速=1430r/min，齒數比u=2，輸入功率=1.678kw，工作時間為4年（按每年300天），每天16小時</p><p>　　3.2選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數</p><p>　　運輸機為一般工作機器，

23、速度不高，所以選擇7級精度</p><p>　　材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240</p><p>　　選小齒輪齒數為=20，大齒輪齒數為=40</p><p>　　3.3按齒面接觸強度設計</p><p>　　由設計計算公式（10-9a）進行計算，即</p

24、><p>　　3.3.1確定公式內的各計算數值</p><p>　　1）試選載荷系數Kt=1.3</p><p>　　2）小齒輪的扭矩T1=11100N.mm</p><p>　　3）由表10-7選取齒寬系數=1</p><p>　　4）由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8Mpa</p><

25、;p>　　5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=500Mpa。</p><p>　　6）由式10-13計算應力循環(huán)次數</p><p>　　==60×1430×1×（300×2×8×4）=1.65×</p><p>　　=1.65

26、×/2=8.25×</p><p>　　由圖10-19取接觸疲勞壽命系數=0.90，=0.95</p><p>　　計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數S=1，由式（10-12）得</p><p><b>　　3.3.2計算</b></p><p&g

27、t;　　1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。</p><p>　　2）計算圓周速度V。</p><p><b>　　3）計算齒寬b。</b></p><p>　　4)計算齒寬與齒高之比</p><p><b>　　模數 </b></p><p><b>

28、;　　齒高 </b></p><p><b>　　計算載荷系數</b></p><p>　　根據V=2.46m/s,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數；</p><p><b>　　直齒輪，；</b></p><p>　　由表10-2查得使用系數；</p>&l

29、t;p>　　由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承對稱布置時，。</p><p>　　由，，查圖10-13，查得；故載荷系數：</p><p>　　6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得</p><p><b>　　計算模數m</b></p><p>　　3.4按齒根彎曲強度設

30、計</p><p>　　由式（10-5）得彎曲強度設計公式為 </p><p>　　3.4.1確定公式內的各個計算數值</p><p>　　1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限=380MPa</p><p>　　2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數=0.85=0.88</p>&l

31、t;p>　　3)計算彎曲疲勞許用應力。</p><p>　　去彎曲疲勞系數S=1.4，由式（10-12）得</p><p><b>　　計算載荷系數K。</b></p><p><b>　　5)查取齒形系數。</b></p><p><b>　　由表10-5查得。</b>

32、</p><p><b>　　查取應力校正系數。</b></p><p><b>　　由表10-5查得</b></p><p>　　計算大、小齒輪的并加以比較。</p><p><b>　　大齒輪的數值大。</b></p><p><b>　　

33、3.4.2設計計算</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，面齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.27并就近圓整為標準值m=1.

34、5，按接觸強度算得的分度圓直徑mm，算出小齒輪的齒數</p><p><b>　　大齒輪齒數 </b></p><p>　　這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。</p><p><b>　　幾何尺寸計算</b></p><p>　　（1

35、）計算分度圓直徑</p><p><b>　　計算中心距</b></p><p><b>　?。?）計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　4.渦輪蝸桿傳動的設計</p><p>　　4.1選擇蝸桿傳動類型<

36、;/p><p>　　根據GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）</p><p><b>　　4.2選擇材料</b></p><p>　　蝸桿材料：45鋼；蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度45-55，渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，輪芯用灰鑄鐵HT100制造。</p><p>　　4.3按齒面接觸

37、疲勞強度進行設計</p><p>　　根據閉式蝸桿傳動的設計準則，按齒面接觸疲勞強度進行設計，在校核齒根彎曲疲勞強度。由式（11-12），傳動中心距</p><p>　　4.3.1確定作用在渦輪上的轉矩</p><p>　　按=2，估取效率=0.8，=335160.8N.cm</p><p>　　4.3.2確定載荷系數K</p>

38、<p>　　因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數=1，由表11-5選取使用系數=1，由于轉速不高，沖擊不大，可動載荷系數=1.05，則K==111.05=1.05</p><p>　　4.3.3確定彈性影響系數</p><p>　　因選用的是鑄錫磷青銅和鋼蝸桿相配，故=160</p><p>　　4.3.4確定接觸系數</p><p

39、>　　先假設蝸桿的分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35，從圖11-18中可查得=2.9。4.3.5確定許用接觸應力</p><p>　　根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRc，可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應力=268MPa，</p><p>　　應力循環(huán)次數 </p><p>　　

40、壽命系數 </p><p>　　則 ==0.766268=205.3mpa</p><p>　　4.3.6計算中心距</p><p>　　取中心距=125，因i=19.5，故從表11-2中取模數m=5，蝸桿分度圓直徑=50，這時==0.4,從圖11-18可查得接觸系數=2.72，因為<，因此

41、以上計算結果可用。</p><p>　　4.2蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸</p><p><b>　　4.2.1蝸桿</b></p><p>　　軸向齒距==15.7，直徑系數q=10m；齒頂圓直徑=；齒根圓直徑，分度圓導程角；蝸桿軸向齒厚。</p><p><b>　　4.2.2蝸輪</b>&

42、lt;/p><p>　　蝸輪齒數，變位系數，驗算傳動比，這時傳動比誤差為是允許的。</p><p><b>　　蝸輪分度圓直徑 </b></p><p><b>　　蝸輪喉圓直徑 </b></p><p><b>　　蝸輪齒根圓直徑 </b></p><p&

43、gt;<b>　　蝸輪咽喉母圓直徑 </b></p><p>　　4.3校核齒根彎曲疲勞強度</p><p>　　當量齒數 </p><p>　　根據，，從圖11-19中可查得齒形系數。</p><p><b>　　螺旋角系數 </b></p><p>&l

44、t;b>　　許用彎曲應力 </b></p><p>　　從表11-8中可查得ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56MPa。</p><p><b>　　壽命系數 ，</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　。&l

45、t;/b></p><p><b>　　彎曲強度是滿足的。</b></p><p><b>　　4.4驗算效率</b></p><p>　　已知，；與相對滑動速度有關。</p><p>　　從表11-18中用插值法查得=0.035，。代入式中，大于原估計值，因此不用重算。</p>

46、<p>　　4.5精度等級公差和表面粗糙度的確定</p><p>　　考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f，GB/T10089-1988。</p><p><b>　　軸的設計計算</b></p><p>　　輸出軸上的功率，轉

47、速和轉矩</p><p>　　=1.66kw =1430r/min =11100N.mm</p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表15-3，取A=115，于是得，為了保證軸的扭轉強度，取。根據，=11100N.mm，=1430r/min，選取的聯軸器根據手冊17-

48、1選取GY型凸緣聯軸器，聯軸器孔直徑為14mm，=62mm。I-II的長度應該比略短一些，所以取=42mm,取=18mm，根據=18mm，設計軸承端蓋，設計的端蓋的長度為20mm。根據軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑的要求，去端蓋與聯軸器的距離l=30.=30+20=50mm。根據所選軸承的內經d=20，，所以=20，軸承長度l=12mm，所以=12mm，軸肩高度，所以h=2mm，=24mm，根據所得齒輪的寬度為41mm，為了保證齒輪

49、與箱體之間的安全兩邊各留8mm的安全距離，=54mm。根據出軸承的直徑和寬度，故取=20，為了不使軸與箱體摩擦=11mm。</p><p><b>　　L4=41</b></p><p>　　8 d4 L3=12</p><p>　　12 VI

50、 IV d3 L2=50</p><p><b>　　VII </b></p><p>　　III d2 L1=42</p><p>　　II d1 I </p><p><b>　　軸上的載荷</b>&l

51、t;/p><p><b>　　圓周力</b></p><p>　　軸的圓周力載荷分布，</p><p>　　W=308.434.5=10639.8N/mm=10.64N/m</p><p><b>　　Ft</b></p><p>　　34 34<

52、/p><p>　　FH1 FH2</p><p>　　10.64 </p><p>　　FH1 FH1 </p><p><b>　　軸的徑向力分布</b></p><p>

53、;<b>　　Fr </b></p><p>　　34 34</p><p>　　3.87 </p><p><b>　　齒根圓直徑</b></p><p>　　齒輪軸的抗彎界面系數為W=0.1=0.1=3464.6</p><p>

54、;<b>　　軸的彎扭合成強度</b></p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　查表15-1</b></p><p>　　精確校核軸的疲勞強度</p><p><b>　　判斷危險截面</b></p><p&

55、gt;　　截面A,I,B，II只手扭矩作用，雖然鍵槽軸肩過度配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,I,B,II均無需校核，由軸的裝配可知，該軸只需校核截面IV左右兩側即可。</p><p><b>　　截面IV左側</b></p><p>　　抗彎截面系數 W=0.1=0.1=800</p>

56、<p>　　抗扭截面系數 =0.2=0.2=1600</p><p>　　截面IV左側的彎矩M為 M=112.36=673.8N.mm=0.674N.m</p><p>　　截面IV左側的扭矩 =11.1N.mm</p><p><b>　　截面的彎曲應力 </b></p><p><b>　　截面

57、的扭轉切應力</b></p><p>　　軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得</p><p>　　截面上由于肩軸形成的理論應力集中，按附表3-2查取</p><p>　　，又由表3-1從查得軸的材料的敏性系數為</p><p>　　由附圖3-2的尺寸系數，由附圖3-3 的扭轉尺寸系數</p><p&g

58、t;　　軸按磨削加工由附圖3-4得表面質量系數為</p><p>　　軸為經表面強化處理，即，則按式（3-12）和（3-12a）得綜合系數為</p><p>　　由§3-1和§3-2得碳鋼的特性系數</p><p><b>　　于是計算安全系數</b></p><p><b>　　，所以安全

59、</b></p><p><b>　?。?）截面IV右側</b></p><p>　　按彎截面系數w按表15-4中的公式計算</p><p>　　W=0.1=0.1=1382.4</p><p>　　=0.2=0.2=2764.8</p><p>　　彎矩M及扭轉切應力 M=112.3

60、6=673.8</p><p>　　扭矩及扭轉切應力為=11100N.mm</p><p>　　過盈配合處的，由表3-8用插直法求出并取，=3.3，</p><p>　　軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為。</p><p><b>　　故得綜合系數。</b></p><p>　　所以軸在截

61、面IV右側的安全系數為</p><p>　　所以該軸在截面IV右側的強度也是足夠的</p><p><b>　　蝸桿軸</b></p><p><b>　　。</b></p><p>　　大齒輪寬度為36mm</p><p>　　取=34，因為有1個鍵，d=15.071.00

62、6=15.16，去。</p><p>　　因為軸肩有0.07d，161.07=17.12mm，取</p><p>　　軸承取深溝求軸承，取30mm，</p><p><b>　　，取</b></p><p><b>　　由于軸長固定所以取</b></p><p>　　蝸桿長度

63、，取=蝸桿寬度</p><p><b>　　108 </b></p><p><b>　　10 </b></p><p>　　23 60 23 10 13 </p><p>　　13

64、 20 8 </p><p>　　20 35 34 </p><p>　　24 30 33 33

65、 </p><p>　　25 30 </p><p>　　24 20 16 </p><p>　　9713.75 </p><p><b>　　4780.3</b></p><p><b>

66、　　15693</b></p><p><b>　　138520.1</b></p><p><b>　　102756.5</b></p><p><b>　　所以</b></p><p><b>　　蝸輪軸</b></p>&l

67、t;p><b>　　L5=10</b></p><p><b>　　L4=40</b></p><p>　　L6=26 L3=26</p><p>　　L2=50 L1=80</p><p>　　選取

68、軸的材料為45鋼，在L出有1個鍵，</p><p>　　根據聯軸器的選擇GY6，，為了主動軸所以L取82，為了方便裝，L=80mm。</p><p>　　選取軸的直徑為45mm，選取軸承6009，</p><p>　　，取45mm.，d==45mm，端蓋總長度為20.。</p><p>　　蝸輪寬度為，略短于42，所以去40。</p&g

69、t;<p>　　，套筒寬度，取，取，為軸承寬度，為16mm。</p><p><b>　　軸的載荷分析，</b></p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　。,</b></p><p><b>　　N/mm</b>&

70、lt;/p><p>　　46 46 </p><p><b>　　74745.4</b></p><p><b>　　N/mm,</b></p><p><b>　　,.</b></p><p><b>　　,<

71、;/b></p><p><b>　　,</b></p><p><b>　　95809.05</b></p><p><b>　　89750.3</b></p><p><b>　　,,</b></p><p><b&

72、gt;　　,.</b></p><p><b>　　所以強度符合要求</b></p><p>　　3.減速器裝配圖的設計</p><p>　　3.1 箱體主要結構尺寸的確定</p><p>　　3.1.1鑄造箱體的結構形式及主要尺寸</p><p>　　減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器

73、，主要尺寸如表3—1</p><p>　　3.1.2箱體內壁的確定</p><p>　　箱體前后兩內壁間的距離由軸的結構設計時就已經確定，左右兩內壁距離通過低速級大齒輪距箱體內壁的距離也同樣可以確定。箱體下底面距低速級大齒輪齒頂圓距離大于30~50mm，由此可以確定下箱體的內壁距大齒輪中心的距離。</p><p>　　3.2 減速器附件的確定</p>

74、<p><b>　　視孔蓋：</b></p><p>　　由[3]表11—4得，由是雙級減速器和中心距，可確定視孔蓋得結構尺寸。</p><p><b>　　透氣孔：</b></p><p>　　由[3]表11—5得，選用型號為的通氣塞</p><p><b>　　液位計：<

75、;/b></p><p>　　由[3]表7—10得，選用型號的桿式油標</p><p><b>　　排油口：</b></p><p>　　油塞的螺塞直徑可按減速器箱座壁厚2~2.5倍選取。取螺塞直徑為16mm.</p><p><b>　　起蓋螺釘：</b></p><p&

76、gt;　　起蓋螺釘數量為2，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，取螺釘直徑為10mm</p><p><b>　　定位銷：</b></p><p>　　由表3—1的定位銷直徑為8mm</p><p><b>　　吊環(huán)：</b></p><p>　　由[3]表11—3得，吊耳環(huán)在箱蓋上鑄出。根據表3—1中

77、確定的尺寸可以確定吊耳環(huán)的尺寸。</p><p>　　4.潤滑 密封及其它</p><p><b>　　4.1潤滑</b></p><p><b>　　1.齒輪的潤滑</b></p><p>　　因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速級齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不

78、小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm）,1/6齒輪。</p><p><b>　　2.軸承的潤滑</b></p><p>　　軸承采用潤滑油進行潤滑，潤滑油直接采用減速器油池內的潤滑油通過輸油溝進行潤滑。</p><p><b>　　4.2密封</b></p><p>　　

79、為保證機蓋與機座連接處密封，連接凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精創(chuàng)其表面粗糙度為Ra=6.3。密封的表面應進過刮研，而且凸緣連接螺柱之間的距離不應過大應均勻分布。軸承端蓋選用凸緣式軸承蓋易于調整，采用密封圈實現密封。端蓋直徑見表3—1。密封圈型號根據軸承直徑確定。密封圈材料為半粗羊毛氈。</p><p><b>　　4.3其它</b></p><p>　?。?）裝配圖

80、圖紙選用A1的圖紙，按1：2的比例畫。</p><p>　　（2）裝配前零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，機內不許有任何雜物存在，內壁圖上不被機油侵蝕的涂料兩次。</p><p>　?。?）齒嚙合側隙用鉛絲檢驗不小于0.6mm，鉛絲不得大于最小側隙的四倍。</p><p>　?。?）用涂色法檢驗斑點，按齒高接觸斑點不小于40%，按齒長接觸斑點不小于50%，必要時間

81、可用研磨或刮后研磨以便改善接觸情況。</p><p>　?。?）應調整軸承軸向間隙，F35為0.03~0.008mm F45為0.06~0.12mm F750.08~0.15mm.</p><p>　　檢查減速器剖封面，各接觸面積密封處，均不許漏油，剖封面允許涂密封油漆或水玻璃，不許使用任何填料。</p><p>　?。?）機內裝N68潤滑油至規(guī)定高度</p&

82、gt;<p>　　（7）表面涂灰色油漆。</p><p><b>　　5.總結</b></p><p>　　大學以來學了《理論力學》，《材料力學》，《機械原理》，《機械設計》，《互換性與測量基礎》，《工程材料與成型技術基礎》，還真不知道它們有什么用，我能將它們用在什么地方。通過這次課程設計，我發(fā)現以前學的理論基礎課程還不是很牢固，沒有真正聯系實際。自己設

83、計的數據和實踐有很大差距，有的不符合機械設計指導書上的要求，還有就是知識的遺忘性大，不會將所學的知識融會貫通等等。</p><p>　　通過這次設計我發(fā)現搞機械設計這一行需要自己有豐富的經驗和牢固的基礎理論知識。這次設計過程中好多內容是參考書上的，很多數據的選取都是借鑒書上的數據，還有很多數據是自己選的不知道何不合理，好多設計的關鍵地方都是在老師的指導下完成的。毫無疑問，我們的設計的內容有好多錯誤的地方。我們設計

84、的減速器也很難經的起實踐的考驗。不過，這次設計畢竟是自己第一次將所學的知識聯系到實踐中，有很多設計不合理的地方那是必然的。通過這次設計我了解了一些設計的步驟和準則。我們不能違反這些準則否則我們的設計將會出錯。這次設計也培養(yǎng)了我一些良好的習慣比如，設計時要專門準備好草稿紙，在稿紙上一步一步將自己的設計內容寫清楚等。搞機械這一行需要有嚴謹的作風，我這次設計過程中始終記住了這一點。設計過程中有好多數據有錯誤或則不合理，但不是很嚴重，好多同學都

85、忽略了。這次我沒有像以前那樣忽略這些小的細節(jié)。在這次設計過程中我還發(fā)現我有些應用軟件如cad,rord等使用起來不是很熟練，機械手冊查起來不熟練等問題，接下來在這些方面我還要進一步的加強。</p><p>　　總之，這次設計培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認

86、識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1]濮良貴、紀名剛.機械設計.8版.北京：高等教育出版社，2006.5</p><p>　　[2]席偉光、