二級圓柱齒輪減速器說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書 設(shè)計題目 帶式運輸機傳動裝置目 錄一 課程設(shè)計任務(wù)書 2二 設(shè)計要求 2三 設(shè)計步驟 21. 傳動裝置總體設(shè)計方案 32. 電動機的選擇 43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 54. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 65. 齒輪的設(shè)計 76. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 117. 鍵聯(lián)接設(shè)計 288. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 299.潤滑密封設(shè)計 3110.聯(lián)軸器設(shè)計 32四 設(shè)計小結(jié) 32五 參考資料 321111傳動裝置總體設(shè)計方案2、電動機的選擇1）選擇電動機的類型2）選擇電動機的容量3）確定電動機轉(zhuǎn)速3、計算傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比(2)分配傳動

2、比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）各軸的轉(zhuǎn)速2）各軸的輸入功率3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩5. 齒輪的設(shè)計1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)2) 初步設(shè)計齒輪主要尺寸6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計(一).軸的設(shè)計(二).齒輪軸的設(shè)計(三).滾動軸承的校核7. 鍵聯(lián)接設(shè)計8.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計9. 潤滑密封設(shè)計10.聯(lián)軸器設(shè)計一 課程設(shè)計任務(wù)書課程設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）1 運輸帶2二級展開式圓柱齒輪減速器3聯(lián)軸器4電動機5卷筒原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號A1A2A3 A4A5A6A7A8運送帶工作拉力F/N15002200230025002600280033004000運輸帶工作速度v/(

3、m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直徑D/mm220240300400220350350400工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35攝氏度，使用折舊期8年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5%二. 設(shè)計要求1.減速器裝配圖一張。2.繪制軸、齒輪零件圖各一張。3.設(shè)計說明書一份。三. 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案本組設(shè)計數(shù)據(jù)：第二組數(shù)據(jù)：運送帶工作拉力F/N 1500。運輸帶工作速度v/(m/s) 1.1 。 卷筒直徑D/mm 220 。1）減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器。 3) 方案簡圖如上圖4）該方案的

4、優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分一級圓柱齒輪減速，這是一級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2、電動機的選擇1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機，電壓380/220V。2）選擇電動機的容量工作機的有效功率為從電動機到工作機傳送帶間的總效率為 由機械設(shè)計課程設(shè)

5、計手冊表1-7可知： ：滾動軸承效率 0.98（滾子軸承） ： 齒輪傳動效率 0.97 （8級精度一般齒輪傳動） ：聯(lián)軸器傳動效率 0.995（彈性聯(lián)軸器） ：卷筒傳動效率 0.96所以電動機所需工作功率為 3）確定電動機轉(zhuǎn)速按表13-2推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000、1500兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500的電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表12-1選定電動機型號為Y100L1-4。其主要性能如下表

6、：電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)Y100L1-4 2.2 1430 2.2 2.3電動機的主要安裝尺寸和外形如下表：中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD100380× 282.5× 245160 ×1401228× 608 ×73.計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比(1).總傳動比為 (2).分配傳動比 考慮潤滑條件等因素，初定 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1).各軸的轉(zhuǎn)速 I軸 II軸 III軸

7、卷筒軸 2).各軸的輸入功率 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 3）.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩為 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 將上述計算結(jié)果匯總與下表，以備查用。 軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/(N·mm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比效率I軸1.951430460.95II軸1.854310.873.30.96III軸1.76294.2010.98卷筒軸1.64994.205. 齒輪的設(shè)計1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。(2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。(3)材料選擇。由機械設(shè)計表6.1選擇小齒輪材料為

8、45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。(4)選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)2) 初步設(shè)計齒輪主要尺寸 (1) 設(shè)計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 (2) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，即 1> 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值.試選載荷系數(shù)。.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 .由機械設(shè)計表6.5選取齒寬系數(shù)。.由機械設(shè)計表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)。.由機械設(shè)計圖6.8b按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。.計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù).由機械設(shè)計圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù)；。.計算接觸疲勞許用應(yīng)力取

9、安全系數(shù)S=1 2>.計算. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 .計算圓周速度 . 計算載荷系數(shù) 根據(jù)，8級精度，由機械設(shè)計圖6.10查得動載系數(shù)； 由機械設(shè)計表6.2查得使用系數(shù)； 由機械設(shè)計圖6.13用插值法查得小齒輪非對稱分布時，； 故載荷系數(shù)IV.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 (3)計算齒輪傳動的幾何尺寸1>.計算模數(shù) ，按標準取模數(shù)m=2.5 mm2>.計算分度圓直徑 3>.計算中心距 4>.計算齒輪寬度 取，。5>.計算齒高 h=2.25m=5.625mm(3).按齒根彎曲強度設(shè)計 由式6.12， 1>.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)

10、值.由機械設(shè)計圖6.9b查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；.由機械設(shè)計圖6.7取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力； 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù)YST=2.0 . 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)； 由機械設(shè)計表6.4查得；. 計算大、小齒輪的并加以比較； ，小齒輪的數(shù)值較大。2>.校核計算 (5).結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺寸按機械設(shè)計圖6.26薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計，并繪制大齒輪零件圖如下。其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若采用齒輪結(jié)構(gòu)，不

11、宜與軸進行安裝，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，其零件圖見滾動軸承和傳動.6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計(一).軸的設(shè)計.輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由上可知，.求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 而 .初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，得 ，由于鍵槽的影響，故 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設(shè)計表10.1，取，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑 ，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸

12、配合的轂孔長度.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1).為保證半聯(lián)軸器軸向定位的可靠性， 應(yīng)略小于，故取=582）處軸肩高h=(0.070.1）d,故取h=3mm,則 2).初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力，故選用圓錐滾子軸承。按照工作要求并根據(jù)，查手冊選取型號為30208的軸承，其尺寸為，故 3）為方便安裝， ，取=45mm4)為使套筒端面可靠的壓緊齒輪，5)齒輪的定位軸肩高度h=(0.070.1）d,取h=3.5,取5）參見表11.6，軸環(huán)的寬度b1.4h=4.9,故取6）取7）參考資料，a=10,s=10,則(2).軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定

13、位均采用平鍵連接。按由機械設(shè)計手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。(3).確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計手冊，取右軸端圓角，左軸端為.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取值。對于7008AC型角接觸球軸承，由手冊中查得。因此。作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸

14、的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的、及的值列于下表。載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩 ，扭矩.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設(shè)計表15-1查得因此，故安全。.精確校核軸的疲勞強度 (1).判斷危險截面截面A，,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過

15、盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上最然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面顯然更不必校核。由機械設(shè)計第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。 (2).截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設(shè)計表11.2,得，。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集

16、中系數(shù)及按機械設(shè)計附表3-2查取。因，經(jīng)差值后可查得 ， 又由機械設(shè)計附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ，故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由機械設(shè)計附圖3-2 的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖2.12得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 查手冊得碳鋼的特性系數(shù) ，取,，取于是，計算安全系數(shù)值，則 故可知其安全。 (3).截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由附表1.4用插值法求出，并取，于是得 ，軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面右側(cè)

17、的安全系數(shù)為 故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。.繪制軸的工作圖，如下：(二).齒輪軸的設(shè)計.輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由上可知，.求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 而 .初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機械設(shè)計表15-3，取，于是，由于鍵槽的影響，故 輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取，根據(jù)帶輪結(jié)構(gòu)和尺寸，取。.齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1).為了滿足帶輪的軸向定位要求，-段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑； 2).初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據(jù)，查

18、手冊選取單列角接觸球軸承7006AC，其尺寸為，故；而。 3).由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端-的直徑，。軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故。 5).取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2).軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由機械設(shè)計表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。滾動軸承與軸的

19、周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。(3).確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計表15-2，取軸端圓角。.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取值。對于7008AC型角接觸球軸承，由手冊中查得。因此。作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的、及的值列于下表。載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩 ，扭矩.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及

20、軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設(shè)計表15-1查得因此，故安全。(三).滾動軸承的校核軸承的預(yù)計壽命 計算輸入軸承 (1).已知，兩軸承的徑向反力 由選定的角接觸球軸承7006AC，軸承內(nèi)部的軸向力 (2).因為，所以 故， (3). ，查手冊可得 由于，故; ,故 (4).計算當(dāng)量載荷、 由機械設(shè)計表13-6，取，則 (5).軸承壽命計算 由于，取，角接觸球軸承，取， 查手冊得7006AC型角接觸球軸承的，則 故滿足預(yù)期壽命。 . 計算輸出軸承 (1).已知，兩軸承的徑向反力 由選定的圓錐滾子軸承30208，查設(shè)計手冊得：=

21、14.9，Cr=63KN,Cor=74.0KN,Y=1.6,。軸承內(nèi)部的軸向力 (2).因為，所以 故 (3). ， 由于，故; ,故 (4).計算當(dāng)量載荷、 由機械設(shè)計表8.7，取，則 (5).軸承壽命計算 查表8.8， ，則 故滿足預(yù)期壽命。 故滿足預(yù)期壽命。7. 鍵聯(lián)接設(shè)計 .帶輪與輸入軸間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：,， 查手冊得，因為，故鍵符合強度要求。.輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：,， 查手冊得，因為，故鍵符合強度

22、要求。.輸出軸與聯(lián)軸器間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：,， 8.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，圓

23、角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設(shè)計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)

24、溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.E 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.F 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M18地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M14機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）M10M8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M8定位銷直徑=（0.70.8）1

25、0，至外機壁距離查機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表4.2242018，至凸緣邊緣距離查機械課程設(shè)計指導(dǎo)書表42216外機壁至軸承座端面距離=+（812）48大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離>1.210齒輪端面與內(nèi)機壁距離>11機座肋厚 軸承端蓋外徑+（55.5） 118 969. 潤滑密封設(shè)計對于單級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。油的深度為H+，H=30 =34。所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。 從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應(yīng)有足夠的寬度，連接表面應(yīng)精刨，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用嵌入式端蓋，易于加工和安裝。 10.聯(lián)軸器設(shè)計1.類型選擇.為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器2.載荷計算.見軸的設(shè)計。四 設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的單級展開式圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打