机械设计课程设计一级减速器设计说明书..pdf

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1、-课程设计题目：系别：专业班级：学号：学生：指导教师：时间：- word.zl-设计题目：带式输送机传动装置设计一、传动方案简图二、条件：1、带式输送机的有关原始数据：减速器齿轮类型：斜齿圆柱齿轮；输送带工作拉力：F= 4.5 kN；运输带速度：v=0.82 r/min；滚筒直径：D=330mm.2、滚筒效率：=0.96包括滚筒与轴承的效率损失 ；3、工作情况：使用期限8 年，两班制每年按300 天计算 ，单向运转，转速误差不得超过5%，载荷较平稳；4、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；5、动力来源：电力，三相交流，电压380220V。三、设计任务：1、传动方案的分析和拟定2、设

2、计计算容1) 运动参数的计算，电动机的选择；2) V 带传动的设计计算；3) 齿轮传动的设计计算；4) 链传动的设计计算；5) 轴的设计与强度计算；6) 滚动轴承的选择与校核；7) 键的选择与强度校核；8) 联轴器的选择。3、设计绘图：1减速器装配图一A0 或 A1 图纸 ；2零件工作图 2低速级齿轮、低速轴，A2 或 A3 图纸 ；3设计计算说明书 1 份6000 字 ；四、主要参考书目- word.zl-1育锡.机械设计课程设计M.：高等教育，2008.2濮良贵.机械设计第八版M.：高等教育，2006.3成大仙.机械设计手册第 5 版M.：化学工业，2007- word.zl-目录一、传动

3、方案的拟定及说明5二、电机的选择 51、电动机类型和构造型式52、电动机容量 53、电动机额定功率Pm54、电动机的转速 65、计算传动装置的总传动6三、计算传动装置的运动和动力参数61各轴转速 62.各轴输入功率为(kW)73.各轴输入转矩N m7四、传动件的设计计算 71、设计带传动的主要参数72、齿轮传动设计 93、链传动设计 12五、联轴器的设计 13六、轴的设计计算 131、高速轴的设计 152、低速轴的设计 18七、轴承的选择及计算 201、高速轴轴承的选择及计算202、低速轴的轴承选取及计算21八、键连接的选择及校核221、高速轴的键连接 202、低速轴键的选取 20九、铸件减速

4、器机体构造尺寸计算表及附件的选择201、铸件减速器机体构造尺寸计算表212、减速器附件的选择 22十、润滑与密封 221、润滑 222、密封 22- word.zl-十一、设计小结 22十二、参考文献 23一、传动方案的拟定及说明传动方案初步确定为三级减速包含带轮减速、一级圆柱齿轮传动减速和链传动减速 ，说明如下：为了估计传动装置的总传动比围， 以便选择适宜的传动机构拟定传动方案， 可先由条件计算其驱动卷筒的转速nW，即nw60000v=47.48r / minD二、电机的选择1、电动机类型和构造型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y 系列IP44三向异步电动机。它为卧式全封闭构造，具有

5、防止灰尘等其他杂物侵入电机部的特点。2、电动机容量1)、 电机所需功率PWFV 4.50.823.69 kWpW2)、 电动机输出功率PdPd传动装置的总效率142345式中，12.为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书【1】表 3-1 查得：V 带传动效率1 0.95，滚动轴承传动效率为2 0.98，齿轮传动效率为30.97,链传动效率4 0.93, 联 轴 器 传 动 效 率 为5 0.99， 卷 筒 传 动 效 率6 0.96。 那 么412345=0.7513故PdPW总3.69 4.91kW0.75133、电动机额定功率Pm由【1】表 17-7 选取电动机额定功率P

6、m5.5kW- word.zl-4、电动机的转速为了便于选择电动机转速， 先推算电动机转速的可选围。 由任务书中推荐减速装置(包括 V 带、一级减速器和链传动)传动比围i (2 4) (3 6) (2 4) 12 96，那么电动机转速可选围为 nWi 47.48(12 96) 570 4558r / minnd可见同步转速为 1500r/min 的电动机符合。由【1】表 17-7 选定电动机的型号为 Y132S-4。主要性能如下表：电 机 型号Y132S-4额定功率5.5KW满载转速1440r/min堵 转转矩2.2最 大转矩2.25、计算传动装置的总传动比1 、总传动比i总i总并分配传动比n

7、m1440 30.33nw47.482)、分配传动比取 V 带传动的传动比i12.5，链传动的传动比为i32.5，那么齿轮的传动比i2i总30.334.85i1i32.52.5三、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴，链轮轴为轴、卷筒轴各轴的转速为r/min高速轴的转速n1nm1440 576i12.5n1576118.76i24.85低速轴的转速n2链轮轴的转速n3 n2/ 2.5118.76/ 2.5 47.5卷筒轴的转速n4=n3=47.5- word.zl-2.各轴输入功率为(kW)高速轴的输入功率P1 Pm1 4.910.95 4

8、.6645低速轴的输入功率链轮轴的输入功率卷筒轴的输入功率P2 P123 4.66450.980.97 4.434P3 P224 4.4340.980.93 4.04P4P325 4.040.980.993.923.各轴输入转矩Nm1 、轴的转矩为T19550P195504.6645 77.34n15769550P295504.434 356.56n2118.769550P395504.04812.25n347.59550P495503.92 788.13n447.52 、轴的转矩为T23 、轴的转矩为T34 、卷筒轴的转矩为T4将各数据汇总如下表 1传动参数的数据表轴轴轴卷筒轴功率PkW转

9、矩T(N m)转 速n(r min)4.664577.344.434356.564.04812.253.92788.13576118.7647.547.5四、传动件的设计计算1、设计带传动的主要参数带传动的工作条件：两班制工作，连续单向运转，稍有波动，所需传递的额定功率p=4.91kw 小带轮转速n11440r / m大带轮转速n2576r / m，传动比i1 2.5。- word.zl-设计容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及构造尺寸、初拉力和压轴力等等因为之前已经选择了V 带传动，所以带的设计按V 带传动设计方法进展1 、计算功率papa=KAP 1.34

10、.91kw 6.383kw2)、选择 V 带型根据pa、n1由图 8-10?机械设计?p157 选择 B 型带d1=125140mm3 、确定带轮的基准直径dd并验算带速 v(1)、初选小带轮的基准直径dd，由?机械设计?p155 表 8-6 和 p157 表 8-8，取小带轮基准直径dd1125mm2 、验算带速 vv dd1n11251440601000601000m /s 9.42m /s因为 5m/s9.42m/s90包角满足条件6.计算带的根数单根 V 带所能传达的功率根据n1=1440r/min 和dd1=125mm 表 8-4a用插值法求得p0=2.2kw单根 v 带的传递功率的

11、增量 p0B 型 v 带，小带轮转速n1=1440r/min转动比i=n1n=dd1/dd2=2.52查表 8-4b 得 p0=0.46kw计算 v 带的根数查表 8-5 得包角修正系数k=0.96,表 8-2 得带长修正系数kL=0.92pr=(p0+p0)kkL=(2.2+0.46)0.960.92=2.35KWZ=pcPr=6.383/2.35=2.72 故取 3 根.7 、计算单根 V 带的初拉力和最小值F.5k)pc0min500*(2ZVk+qVV=190.0N对于新安装的 V 带,初拉力为:1.5F0min=285N对于运转后的 V 带,初拉力为:1.3F0min=247N8 计

12、算带传动的压轴力FPFP=2ZF0sin(1/2)=754N9.带轮的设计构造A.带轮的材料为:HT200B.V 带轮的构造形式为:腹板式.C构造图 略2、齿轮传动设计1 、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数- word.zl-(1)、按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)、带式机为一般工作机器，速度不高，应选用7 级精度GB1009588 。(3)、材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料 40Cr调质 ，硬度 280320HBS,大齿轮材料为 45调质 ，硬度为 250290HBS。二者硬度差为 40HBS 左右。(4)、选小齿轮齿数z124，齿轮传动比为 i2=4.85，那么

13、大齿轮齿数z2 4.8524 116.4,，取z2116。2 、按齿面接触疲劳强度设计，初步选定15。由设计计算公式进展计算，即3 、确定公式的各计算数值(1)、试选载荷系数进展计算。Kt1.3 0.84,那么121.6022 、选取区域系数 Zh=2.4253 、由图 10-26 查得10.76,(4)、计算小齿轮传递的转矩。T1 77.34Nm(5)、由表【2】10-7 选取齿宽系数d1。(6)、由表 10-61差得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2Pa；大齿轮的接触疲劳(7)、由图 10-21d 按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=650M强度极限Hlim2580M

14、Pa。4 、计算应力循环次数。N160nijLh605761(283008)1.327109N1.32710N21 2.741084.854.85(1)、由【2】图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN10.93,KHN21.01。(2)、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，平安系数 S=1,那么KHN1lim1 0.93650 605MPaSKHN2lim2H21.03580 585.5MPaSH195 、计算- word.zl-(1)、试算小齿轮分度圆直径代人H中较小的值。d1t=45.4mm(2)、计算圆周速度v d1tn145.45766010006010001.37m/s6 、

15、计算齿宽。b dd1t145.4 45.4mm7 、计算齿宽与齿高之比。模数m1ttdz45.41.89mm124齿高h2.25mt2.251.894.2525mm齿高比bh45.44.252510.68计算纵向重合度=0.318dz1tan=2.058 、计算载荷系数。根据v 1.37m /s，7 级精度，由【2】图 10-8 查得动载系数KV1.04;斜齿轮，KH=KF=1.2。由【2】表 10-2 查得使用系数KA1。由【2】表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KH1.314。由bh10.5，KH1.422查【2】图 10-13 得KF1.32，故载荷系数K

16、 KAKVKHKH11.041.21.314 1.649 、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1 d1t3KK 45.431.641.3 49.06mmt10 、计算模数 m。- word.zl-m d149.06 2.045mmz12411 、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进展设计。mn1322KTY1cosYF1Ysa1 zF12a112)、确定公式的各计算值：(1)、由【2】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 550MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限FE2 390MPa。(2)、由【2】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN10.91，KFN2 0.95。13)、计算

17、弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳许用平安系数S=1.4，那么KFN3FE30.91550357.5MPaS1.4K0.95390F2FN4FE4 264.6MPaS1.4F114 、计算载荷系数 K。15)、根据纵向重合度=1.704,从图 10-28 查得螺旋角影响系数Y 0.8516 、查取齿形系数。由【2】表 10-5 查得YFa12.65;YFa22.177。17 、查取应力校正系数。由【2】表 10-5 查得YSa11.58;YSa21.793。18 、计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比拟。 YFa1YSa12.691.58 0.011712F1357.5YFa2YSa22.1771.

18、793 0.014752F2264.6大齿轮的数值大。18 、设计计算21.6577.341030.85cos215mn10.014752 1.48211.6243比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径即模数与齿数的乘积有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数 1.48mm，并就近圆整为标准值为 m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d149.06mm，算出小齿轮齿数- word.zl-z1d1cos49.06cos15 23.69，取z1 24m

19、n2z2 4.8524 116.4，取z21161 、计算中心距a1mn(z1 z2)2(24116)145mm2cos2cos15取 a1=145mm2 、确定螺旋角mn( z1 z2)2a2 (24 116) arccos 15.12 1451 arccos3 、计算大小齿轮分度圆直径:Z1mn 50mmcos15.1Z md2=2n 240mmcos15.1d1=4 、确定齿宽b2ad1150 50mm取B255mm，B150mm3、链传动设计1 、选择链轮齿数取小链轮齿数z1=30,大链轮的齿数为z2=iz2=2.530=75。2 、根据链的布置形式，分别由1 个单排链构成。3 、确定

20、计算功率由文献【2】表 9-6 查得KA1.0，由文献【2】图 9-13 查得KZ 0.82，单排链。P2 4.434KW那么单排链的计算功率为Pca KAKZP21.00.824.434KW 3.636KW4 、选择链条型号和节距根据Pca3.636KW及n2118.76rmin，由文献【2】图 9-11 选择 10A。由文献【2】表- word.zl-9-1，链条节距为P 15.875mm5)、计算链条数和中心距-初选中心距a0 (30 50)P (30 50)15.875mm 476.25 793.75mm取a0 700mm相应的链长节数为LP 0 2条节数LP140节。6)、计算链速

21、v，确定润滑方式a0Z1Z2Z ZP7003030(21)2 2140.7取链p22a015.8752v nz1P118.763015.875m 0.97mss60010006001000由v 0.97m和链号 10A，由文献【2】图 9-14 可知采用滴油润滑。s7)、计算压轴力FP有效圆周力为Fe1000P3.6361000N 3748NV0.97链轮水平布置时的压轴力系数KFP1.15，那么压轴力为FP KFPFe1.153748N 4310N五、联轴器的设计联轴器的计算转矩Tca KaT3，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取ka1.3，那么Tca KaT31.381225010

22、55925N .mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用TL10 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2000N.m。半联轴器的孔径d=65mm，半联轴器长度 L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mm六、轴的设计计算与校核选取轴的材料为 45 钢调质，查【2】表 15-1 得许用应力为-1 60MPa。为了对轴进展校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。高速级齿轮上的作用力为- word.zl-Ft2T1277340 3094Nd150tanntan20 30941166Ncoscos15.1Fr FtFa Fttan 3094tan15.1 835N1、高速轴的

23、设计与校核(1)、初步确定轴的最小直径。按公式dmin A03P初步计算轴的最小直径。轴的材料为45 钢，调质处理。根据【2】表 15-3，n取A01110。那么dmin1 A013P14.66451103 22mmn1576又因为高速轴有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大10%-15%。 现将轴增大 10%。 那么增大后的最小轴径d取为 25mm。min120(10.1)24.3mm，(2)、轴上各段直径的初步确定。A 段:d1=25 由最小直径算出。B 段：d2=32，根据毡圈油封标准。C 段：d3=35，与轴承圆锥滚子轴承30207配合，取轴承径 35mm。

24、D 段：d4=40，设计非定位轴肩高度 h=2.5mm，高速轴径 40.E 段：d5=50，高速轴齿轮分度圆直径50.F 段：d6=40，设计定位轴肩高度h=2.5mm。G 段：d7=35，与轴承圆锥滚子轴承30207配合。(3)、轴上各段所对应的长度。A 段长度为L150mm；B 段长度为L258mm；C 段长度为L317mm；D 段长度为L48mm；- word.zl-E 段长度为L555mm；F 段长度为L68mm；G 段长度为L717mm。(4)、各轴段的倒角设计按【2】表 15-2零件倒角 C 与圆角半径 R 的推荐值进展设计。5按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂

25、直面的弯矩，并作出弯矩图作水平面的弯矩图。支点反力为FHA FHBFt30941547N221-1 截面处和 2-2 截面处的弯矩MH 1154750N .mm 77350N .mmMH 2154726N .mm 40222N .mm作垂直平面的弯矩图，支点反力FVAFrFa*d116683554 357.55N22l2200FVB FrFVA1161357.55803.45N1-1 截面左侧弯矩为MV 1左 FVAl 357.5550 17877.5N .mm21-1 截面右侧弯矩为- word.zl-MV 1右 FVBl803.4550 40175.5N .mm22-2 截面处的弯矩为MV

26、 2 FVB32 803.4532 25710.4N .mm作合成弯矩图M M2H M2V1-1 截面M1左M2V 1左M2H1(17877.5)2(77350)2 63056N .mmM1右M2-2 截面2V 1右M2H1(40175.5) (77350) 87012N .mm22M2M2V 2MH 2(25710)2(40222)2 45246N .mm作转矩图T=77.34N.mm求当量弯矩因减速器单向运转,修正系数为 0.6Me1MMe 2M21右22(T )2(87012)2(0.677340)2 92268N .mm(T )2(45246)2(0.677340)282014N .m

27、m确定危险截面及校核强度截面 1-1、2-2 所受的转矩一样，但弯矩Me1 Me2，并且轴上还有键槽，故 1-1 可能为危险截面。但由于d4 d3也应该对截面 2-2 校核1-1 截面e1Me1922689226814MPaW0.1d430.14032-2 截面e2Me2820148201410MPaW0.1d330.1353由表 15-1 得许用弯曲应力160MPa，满足e1条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。- word.zl-2、低速轴的设计Ft2T22356560 2971Nd2240tanntan20 29711120Ncoscos15.1Fr FtFa Fttan 2971

28、tan15.1 802N1)、初步确定轴的最小直径。按公式dmin A03P初步计算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据表15-3，取nA02110。那么dmin2 A023P24.434110336mmn2118.76又因为低速轴有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大10%-15%。现将轴增大 10%。那么增大后的最小轴径为dmin236(10.1) 39.6mm，圆整为 40mm。低速轴的轮廓图如上所示。2)、轴上各段直径的初步确定。A 段：d1=40mm，与 弹性柱销联轴器配合B 段：d2=43mm，设定轴肩高 h=1.5mm。C 段：d3=4

29、5,与轴承配合。D 段：d4=50mm，设定非轴肩高度为 2.5mm。E 段：d5=55mm，设定轴肩高为 2.5mm。F 段：d6=45mm,与轴承配合。3)、轴上各段所对应的长度。A 段长度为L168mm；B 段长度为L261mm；C 段长度为L330mm；- word.zl-D 段长度为L4 48mm；E 段长度为L510mm；F 段长度为L617mm；4)、各轴段的倒角设计按【2】表 15-2零件倒角 C 与圆角半径 R 的推荐值进展设计。5按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面的弯矩，并作出弯矩图作水平面的弯矩图。支点反力为Ft 2HA FHBF229712148

30、5.5N1-1 截面处和 2-2 截面处的弯矩MH 11485.547N .mm 69818.5N .mmMH 21485.532N .mm 47536N .mm作垂直平面的弯矩图，支点反力Fr2Fa*d1120802150.2VAF2l2294 19.58NFVB FrFVA112019.581140N1-1 截面左侧弯矩为MlV1左 FVA2 19.58 47 920N.mm2-2 截面处的弯矩为MV 2 FVB32 456.5832 14610N.mm- word.zl-作合成弯矩图M M2H M2V1-1 截面M1左M2V1左 M2H1(920)2 (27354)2 27369N.mm

31、M1右M2-2 截面2V1右 M2H1(21459) (27354) 34767N.mm22M2M2V 2 MH 2(14610)2 (18624)2 23670N.mm作转矩图T=87420N.mm求当量弯矩因减速器单向运转,修正系数为 0.6Me1MMe2M21右2(T )2(34767)2(0.6356560)2 376526N .mm222(T ) (23670) (0.6356560) 362548N .mm2确定危险截面及校核强度截面 1-1、2-2 所受的转矩一样，但弯矩Me1 Me2，并且轴上还有键槽，故 1-1 可能为危险截面。但由于d4 d3也应该对截面 2-2 校核1-1

32、 截面e1Me137652637652614MPa33W0.1d40.1402-2 截面e2Me236254836254810MPaW0.1d330.1353由表 15-1 得许用弯曲应力160MPa，满足e1条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。七、轴承的选择及计算1、高速轴轴承的选择及计算1 、高速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30207 型 Cr=31.5kN2 、计算轴承的径向载荷A 处轴承径向力Fr1C 处轴承径向力Fr2FNH12FNV122253220902 3073NFNH22FNV221329220892 3159N- word.zl-所以在 C 处轴承易受破坏。3 、轴承的

33、校验(1)、 轴承的当量载荷， 因深沟球轴承只受径向载荷， 故P fpFr2,查 【2】 表 13-6 得载荷系数fp1.2。P 1.23159 3791N(2)轴承的预计使用寿命为8 年，即预计使用计算寿命Lh16300838400h轴承应有的根本额定动载荷值C P60nLh106,其中3，那么C 379136057638400 20570N 20.57kN Cr610(3)、验算 30207 轴承的寿命106Cr3106315003Lh() () 60268.7h 48000h60nP605763791综上所得 30207 轴承符合设计要求。2、低速轴的轴承选取及计算1 、低速轴的轴承选取

34、圆锥滚子轴承30209 型，Cr=31.5kN。2 、计算轴承的径向载荷FrF2NH2 F2NV2567.521559.521660N3 、 轴承的当量载荷， 因圆锥滚子轴承受径向载荷， 故P fpFr,查表 【2】 13-6 得载荷系数fp1.2。P 1.216601992N、假设轴承的使用寿命为十年，即预计使用计算寿命Lh16300838400h轴承应有的根本额定动载荷值C P60nLh106,其中3，那么C 1992360118.76384009678N 9.678kN Cr1064 、验算 30209 轴承的寿命106Cr3106315003Lh() () 103717.18h 320

35、00h60nP60118.761992综上所得 30209 轴承符合设计要求。- word.zl-八、键连接的选择及校核1、高速轴的键连接1 、高速轴键的选取查【1】表 14-26 普通平键的型式和尺寸GB/T1096-2003选取 A 型键，bhL=8742。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2 2】表】表 6-26-2P=100=100120MPa120MPa。2 、强度校核2T103277.34103p 36.5MPa pkld3.5x32x28故满足设计要求。2、低速轴键的选取1 、连接大齿轮的键：查【1】表 14-

36、26 普通平键的型式和尺寸GB/T1096-2003选取 A 型键，bhL=14945，轴的直径为 50mm。连接联轴器的键：查【1】表 14-26 普通平键的型式和尺寸GB/T1096-2003选取 A 型键，bhL=12863，轴的直径为 36mm。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2】表 6-2P=100120MPa。2 、强度校核2T1032356.56103p96.25MPa pkld0.512(5620)66故也符合设计要求九、铸件减速器机体构造尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体构造尺寸计算表名称机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度地脚螺钉

37、直径符号1bb1pdf减速器及其形式关系0.025a+1mm 8mm,取 10mm0.80.858,取 8mm1.5=15mm1.51=12mm2.5=25mm 取 25mm0.036a+12=19.47mm 取 20mm- word.zl-地脚螺钉数目轴承旁连接螺栓直径机盖与机座连接螺栓直径轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径df、d1、d2至外机壁距离df、d1、d2至凸缘边缘距离凸台高度大齿轮顶圆与机壁距离小齿轮端面与机壁距离机座肋厚启盖螺钉轴承端盖凸缘厚度nd1d2d3d4dc1a250mm,n=412mm10mm8mm6mm6mm26mm,18mm,16mmc2h124mm,1

38、6mm、14mm45mm8mm210mmm=0.85=8.5mm10mm10mmmd5e2、减速器附件的选择包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，油标，通气孔，吊耳，吊钩，放油孔，螺塞，封油垫，毡圈，甩油环等。十、润滑与密封1、润滑1 、减速器传动零件采用浸油润滑(L-AN46GB443-1989)，加速器的滚动轴承采用油脂润滑(钙基润滑脂 2 号 GB491-1987)。2 、其他零件采用油脂润滑。- word.zl-2、密封1 、箱体的剖封面可用密封胶或水玻璃密封。2 、视孔盖、放油孔处的螺塞用石棉橡胶纸进展密封。3 、伸出轴端处采用毡圈密封。4 、轴承端盖采用调整十一、设计小结课程设计都需要刻苦

39、耐劳， 努力钻研的精神。 对于每一个事物都会有第一次的吧， 而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重， 挫折不断到一步一步克制， 可能需要连续几个小时、 十几个小时不停的工作进展攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不结实， 许多计算方法、 公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时稳固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。十二、主要参考书目1育锡.机械设计课程设计M.：高等教育，2008.2濮良贵.机械设计第八版M.：高等教育，2006.3成大仙.机械设计手册第 5 版M.：化学工业，2007- word.zl-