1、目 錄一、課程設計任務書1二、傳動方案的初步擬定2三、電機的選擇3四、確定傳動裝置的有關的參數5五、齒輪傳動的設計8六、軸的設計計算18八、滾動軸承的選擇及校核計算25九、連接件的選擇27十、減速箱的附件選擇30十一、潤滑及密封31十二、課程設計小結32十三、參考資料目錄33一、課程設計任務書題目：二級斜齒圓柱齒輪減速器設計 工作條件：單向運轉，輕微震動，連續工作，兩班制，使用8年。原始數據：滾筒圓周力f=3500n；卷筒轉速n=60(rpm)；滾筒直徑d=300mm。 二、傳動方案的初步擬定 如圖，減速器與電機、卷筒通過聯軸器連接。三、電機的選擇1、選擇電機類型和結構型式電動機分交流和直流電

2、機兩種。由于直流電機需要直流電源，結構較復雜，價格較高維護不方便，因此用交流電動機，一般用三相交流電源。交流電機有異步和同步電機兩類。異步電機有籠型和繞線型，其中一普通籠型異步電機應用最多。其機構簡單、工作可靠、價格便宜、維護方便。 根據工作要求和條件，選擇用三籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380v，y型。2、選擇電動機的容量電動機所需工作功率： kw式中 kw ； 、分別為軸承、齒輪傳動、聯軸器和卷筒的傳動效率。取（滾子軸承），（齒輪精度為7級，不包括軸承效率），（齒輪聯軸器），。則： 所以 kw3、確定電動機轉速卷筒軸工作轉速為 二級圓柱齒輪減速器傳動比 840， 故電機轉速的可選范圍為

3、：（840）（4802400）符合這一范圍的同步轉速有750、1000和1500 r/min。kw根據容量和轉速，由有關手冊及上網查出有三種適用的電機型號，因此有三種傳動方案，如下表： 綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較合適。因此選定電機型號為y132m1-6，其主要性能如下表：經查有關資料電機主要外形和安裝尺寸列于下表：四、確定傳動裝置的有關的參數1、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比。 (1)總傳動比的計算。 由選定電動機滿載轉速和工作主動軸轉速,可得傳動裝置總傳比 式中：r/min； r/min。 (2)分配傳動裝置傳動比 式中i為減速器的

4、傳動比。 為高速級傳動比，為低速級傳動比。 由二級圓柱齒輪減速器傳動比分配，圖（b） =4.5，所以 2、計算傳動裝置的運動和動力參數如圖(a)： （a） 圖（b） (1)各軸的轉速 軸 r/min 軸 r/min 軸 r/min卷筒軸 r/min 式中：分別為.軸的轉速；電機滿載轉速 。(2)各軸輸入功率 軸 kw 軸 kw 軸 kw卷筒軸 kw式中：pd電動機的輸出功率，kw，,軸的輸入功率，kw，（滾子軸承），（齒輪精度為7級，不包括軸承效率），（齒輪聯軸器），。(3)各軸輸入轉矩電機輸出轉矩 nm 軸 nm 軸 167.25 nm 軸 565.29 nm卷筒軸 559.64 nm五、齒

5、輪傳動的設計 （一）高速級齒輪設計1、選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr調質，齒面硬度為240260hbs。大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度220hbs；根據教材p210表10-8選7級精度。齒面粗糙度ra1.63.2m 2、按齒面接觸強度設計由標準斜齒圓柱齒輪的設計公式： （教材p218式10-21）（1）確定公式內的個計算數值1）試選2）由教材p218圖10-3選取區域系數3) 傳動比取小齒輪，大齒輪4）初選取螺旋角°查教材p215圖10-26 得，z對應的=0.87 所以5) 許用接觸應力h取失效概率為1%，通用齒輪和一般工業齒輪

6、，按一般可靠度要求選取安全系數安全系數s=1.由教材205式10-12得由教材p209圖10-21查得：hlimz1=520mpa hlimz2=460mpa由教材p206式10-13計算應力循環次數nn1=60njlh=60×960×1×(16×365×8)=2.691×109式中：n-齒輪轉速；j-每轉一圈同一齒面的系數取；lh-齒輪的工作壽命。n2=n1/i=2.691×109/4.5=0.598×109 由教材p207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數：khn1=0.90 khn2=0.94h1=hlim1

7、 khn1/s=560×0.90/1.0mpa=504mpah2=hlim2 khn2/s=460×0.94/1.0mpa=432.4mpa所以 6）小齒輪的傳遞轉矩： = n·mm7）由教材p205表10-7取d=18）由教材p201表10-6查得材料的彈性系數（2）計算1) 小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：2) 計算圓周速度3) 計算齒寬及模數4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數k已知使用系數，由教材p194圖10-8查得動載系數用差值法計算得：得出： 由教材p198圖10-13查得由教材p195表10-3查得故載荷系數6） 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓

8、直徑，由教材p式（10-10a）得：7）計算模數3、按齒根彎曲強度設計由教材p218式（10-17）即 （1）確定計算參數 1）計算載荷系數 2） 由縱向重合度從教材p216圖10-28查得螺旋角影響系數3）計算當量齒數4）查取齒形系數由教材p200表10-5計算如下：5）查取應力校正系數由教材p200表10-5計算如下：6）由教材p208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限。7) 由教材p206圖10-18取彎曲疲勞強度壽命系數。8) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數為，由教材p205式（10-12）得：9）計算大小齒輪的并加以比較小齒輪的數值大（2）設計計

9、算對比結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取=2mm，可滿足彎曲強度，但為了同時滿足疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數，于是有：取=28，則=4.528=126實際傳動比傳動比誤差：i-u/i=|(4.5-4.5)/4.5|=0%<5% 可用(3) 幾何尺寸的計算 1) 計算中心距：取中心距2）按圓整后的中心距修正螺旋角由于值改變不多，故參數等不必修正。3）算大小齒輪的分度圓直徑4）計算齒輪寬度圓整后取5）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結構為宜。（二）、低速級齒輪設計1、

10、選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr調質，齒面硬度為240260hbs。大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度220hbs；根據教材p210表10-8選7級精度。齒面粗糙度ra1.63.2m 2、按齒面接觸強度設計由標準斜齒圓柱齒輪的設計公式： （教材p218式10-21）（1）確定公式內的個計算數值1）試選2）由教材p218圖10-3選取區域系數3) 傳動比取小齒輪，大齒輪4）初選取螺旋角°查教材p215圖10-26 得，z對應的=0.85 所以5) 許用接觸應力h取失效概率為1%，通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數安全系數

11、s=1.由教材205式10-12得由教材p209圖10-21查得：hlimz1=520mpa hlimz2=460mpa由教材p206式10-13計算應力循環次數nn3=60njlh=60×213.3×1×(16×365×8)=5.98×108式中：n-齒輪轉速；j-每轉一圈同一齒面的系數取；lh-齒輪的工作壽命。n4=n3/i=5.98×108/3.56=2.126×108 由教材p207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數：khn1=0.94 khn2=0.96h1=hlim1 khn1/s=560×0

12、.94/1.0mpa=526.4mpah2=hlim2 khn2/s=460×0.96/1.0mpa=443.52mpa所以 6）小齒輪的傳遞轉矩： = n·mm7）由教材p205表10-7取d=18）由教材p201表10-6查得材料的彈性系數（2）計算1) 小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：2) 計算圓周速度3) 計算齒寬及模數4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數k已知使用系數，由教材p194圖10-8查得動載系數用差值法計算得：得出： 由教材p198圖10-13查得2由教材p195表10-3查得故載荷系數7） 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由教材p式（10-10

13、a）得：8） 計算模數3、按齒根彎曲強度設計由教材p218式（10-17）即 （1）確定計算參數 1）計算載荷系數 2） 由縱向重合度從教材p216圖10-28查得螺旋角影響系數3）計算當量齒數4）查取齒形系數由教材p200表10-5計算如下：5）查取應力校正系數由教材p200表10-5計算如下：6）由教材p208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限。7) 由教材p206圖10-18取彎曲疲勞強度壽命系數。8) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數為，由教材p205式（10-12）得：9）計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大（2）設計計算對比結果，由齒面接觸疲勞

14、強度計算的法面模數大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取=2mm，可滿足彎曲強度，但為了同時滿足疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數，于是有：取=37，則=37=131.6 取實際傳動比傳動比誤差：i-u/i=|(3.56-3.57)/3.56|=0.3%<5% 可用(3) 幾何尺寸的計算 1) 計算中心距：取中心距2）按圓整后的中心距修正螺旋角由于值改變不多，故參數等不必修正。3）算大小齒輪的分度圓直徑4）計算齒輪寬度圓整后取5）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結構為宜。六、軸的設計計算（一）輸入軸的設計計算1

15、、按扭矩初算軸徑。選用45調質，硬度217255hbs根據教材p370（15-2）式，并查表15-3，取a0=115，p為傳遞功率為kw，n為一級輸入軸轉速nr/min。（實心軸）則： =18.27mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=18.27×(1+5%) =19.18 mm。圓整后取d=20mm。2、軸的結構設計（1）軸上的零件定位，固定和裝配 二級斜齒輪減速器可將齒輪和軸做成一體相對兩軸承做不對稱布置，兩軸承分別以軸肩和端蓋固定，聯軸器軸向用軸肩和螺母固定，周向采用鍵做周向定位，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度因為輸出軸的最小直徑顯

16、然是安裝聯軸器出軸的直徑，聯軸器的計算轉矩tca=kat1，查教材p351表14-1，取ka=1.3則：tca=kat3=1.3×39.09=50.82n·m 查標準gb/t5014-85選hl3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為630n·m，半聯軸器孔徑d=3038mm，半聯軸器長度l=82mm，l1=60mm 。初選32007型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×d×t=35mm×62mm×18mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，取齒輪距箱體內壁的距離a=18mm 滾動軸承距箱體內壁的距離s=8mm，各段長度

17、及直徑如下：（3）按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知mt=2 求轉矩：已知t1=39.09n·m求圓周力：ft根據教材p213（10-14）式得ft=2t1/d1=1354.7n求徑向力fr根據教材p213（10-14）式得fr=ft·tann/cos=508.2n求軸向力fa根據教材p213（10-14）式得fa=ft·tan=126.7n由于該軸兩軸承非對稱，根據幾何尺寸算得 l1=155.5mm l2=67mm y a b c d xz m1 m2 t1由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：fbz=539n fdz=1616nfby=273n fdy

18、=535nm1=106722n.mm m2=54054n.mmt1=76000n.mmmc=(m12+m22)1/2=(1067222+540542)1/2=119630n·mm轉矩產生的扭轉切應力按脈動循環變化，取=0.6，截面c處的當量彎矩：mec=mc2+(t)21/2=1196302+(0.6×76000)21/2 校核危險截面c的強度由式（15-5）e=mec/0.1d33=3.96mpa< -1b=60mpa該軸強度足夠。（二）中間軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑。選用45調質，硬度217255hbs根據教材p370（15-2）式，并查表15-3，取a0=1

19、15，p為傳遞功率為kw，n為一級輸入軸轉速nr/min。（實心軸）則： =29.7mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=29.7×(1+5%) =31.14 mm圓整后取d=32mm2、軸的結構設計（1）軸上的零件定位，固定和裝配二級斜齒輪減速器可將齒輪和軸做成一體相對兩軸承做不對稱布置，所以將齒輪與軸做成一體，齒輪用軸肩與套筒固定，兩個滾動軸承兩端分別用端蓋和套筒固定。齒輪周向采用鍵做周向定位，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度 初選32008型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×d×t=40mm×68mm×

20、19mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，取齒輪距箱體內壁的距離a=18mm 滾動軸承距箱體內壁的距離s=8mm，各段長度及直徑如上圖。（3）按彎扭復合強度計算求分度圓直徑： 已知mt2=2 求轉矩：已知t2=167.25n·m求圓周力：ft根據教材p213（10-14）式得ft2=2t2/d2=1288n ft3=2t2/d3=3310.2n 求徑向力fr根據教材p213（10-14）式得fr2=ft2·tann/cos=483.1n fr3=ft3·tann/cos=1241.7n求軸向力fa根據教材p213（10-14）式得fa2=f

21、t2·tan=321.1n fa3=ft3·tan=825.33n由于該軸兩軸承非對稱，根據幾何尺寸算得 l1=78.5mm l2=77.5mm l3= 68.6mmy a b c dx z 由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：faz=4754n fdz=593nfay=1087n fdy=2535nm1=528891n.mm m2=765120n.mmt2=350000n.mmmc=(m12+m22)1/2=(5288912+7651202)1/2=765120n·mm（三）輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑。選用45調質，硬度217255hbs根據教材

22、p370（15-2）式，并查表15-3，取a0=115，p為傳遞功率為kw，n為一級輸入軸轉速nr/min。（實心軸）則： =44.5mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=44.5×(1+5%) =46.74 mm圓整后取d=47mm因為輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器出軸的直徑，聯軸器的計算轉矩tca=kat3，查教材表14-1，取ka=1.3則：tca=kat3=1.3×565.29=734.9n·m 查標準gb/t5014-85選hl4型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為1250n·m，半聯軸器孔徑d=48mm，半聯軸器長度l=112mm，l1=84mm

23、 。2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配二級斜齒輪減速器聯軸器一端用軸肩固定另一端用螺母固定，齒輪相對于軸承做不對稱轉動，齒輪一端由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，周向用平鍵連接。兩軸承分別以軸肩和套筒定位。（2）確定軸各段直徑和長度1段：d1=48mm 長度取l1=82mm第ii為定位軸肩h=3.5mm2段：d2=d1+2h=55+2×3.5=55mmd2=55mm 取長度l2=50mm3段為非定位軸肩 初選用32012型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×d×t=60mm×95mm×23mm=60 =54因為第6段位定位軸肩取h=6m

24、m d6=d3+2h=72mm l6=65mm4段為定位軸肩 取d4=70mm 為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度故取l4=78mm 5段位定位軸肩取h=6mm 則軸環直徑d5=d4+2×h=82mm =5=60 =49考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為24mm，取齒輪距箱體內壁的距離a=18mm 滾動軸承距箱體內壁的距離s=8mm具體如下圖：（3）軸上零件的周向定位由表6-1按齒輪和半連軸器的直徑查得如下：1段的鍵的尺寸：b×h×l=14mm×9mm×63mm其配合為h7/m64段的鍵的尺寸：

25、b×h×l=16mm×10mm×70mm其配合為h7/n6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 軸端倒角為2×45。 圓角半徑r=1.6mm（5）按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知mt=2 求轉矩：已知t3=565.29n·m求圓周力：ft根據教材p213（10-14）式得ft=2t3/d4=4154.7n求徑向力fr根據教材p213（10-14）式得fr=ft·tann/cos=1558.5n求軸向力fa根據教材p213（10-14）式得fa=ft·tan=1035.9n由于該軸兩軸承非對稱，根據幾何尺寸算得 l1=9

26、1mm l2=157mm y t3a b x l1 c l2 z m1 a c m2 b a c b t3=1099n.m由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：fbz=5023n fdz=2479nfby=693n fdy=2121nm1=381748n.mm m2=326663n.mmt3=1099000n.mmmc=(m12+m22)1/2=(3817482+3266632)1/2=502434n·mm轉矩產生的扭轉切應力按脈動循環變化，取=0.6，截面c處的當量彎矩：mec=mc2+(t)21/2=5024342+(0.6×1099000)21/2 校核危險截面

27、c的強度由式（15-5）e=mec/0.1d33=24.2mpa< -1b=60mpa該軸強度足夠。八、滾動軸承的選擇及校核計算1. 滾動軸承的類型應根據所受載荷的大小，性質，方向，轉速及工作要求進行選擇。若只承受徑向載荷而軸向載荷較小，軸的轉速較高，則選用深溝球軸承；若軸承同時承受較大的徑向力和。軸向力，或者需要調整傳動件的軸向位置，則應選擇角接觸球軸承或圓錐滾子軸承。經過分析比較后，選用圓錐滾子軸承。2. 滾動軸承的型號。(從機械設計手冊第二卷第四冊查) 根據各軸的安放軸承出的直徑大小，經過分析和比較，軸承的選擇如下：輸入軸選用的軸承標記為：圓錐滾子軸承 32007 gb/t 297

28、-1994尺寸：=35×62×18它的基本額定載荷cr=43.2kn，cor=59.2kn 中間軸選用的軸承標記為：圓錐滾子軸承 32008 gb/t 297-1994尺寸：=40×68×19它的基本額定載荷cr=51.8kn，cor=71.0kn 輸出軸選用軸承的標記為：圓錐滾子軸承 32012 gb/t 297-1994尺寸：=60×95×23 它的基本額定載荷cr=81.8kn，cor=122kn3. 對軸承進行壽命校核。 根據已知條件，軸承預計壽命=16×365×8=46720h軸承的壽命校核可由教材p32

29、0式（13-5a）即： 進行。根據p319頁，（對于球軸承，=3；對于滾子軸承=10/3）則=。 由教材表13-4結合該軸承的工作環境，取=1.00。由于軸承受徑向和軸向載荷作用，則(由教材p321式13-9a)由教材p321表13-6，取=1.0；(1) 對輸入軸的軸承進行壽命校核 由=0.44 查教材p321表13-5得x=1 y=0 則：= =10664113.9h>=46720h故所選軸承可滿足壽命要求。(2) 中間軸的軸承進行壽命校核由 查教材p321表13-5得x=0.4查機械設計手冊第二版第四卷p39-81得y=1.6 則：= =1809835h>故所選軸承可滿足壽命

30、要求。(3) 輸出軸的軸承進行壽命校核由 查教材p321表13-5得x=0.4查機械設計手冊第二版第四卷p39-81得y=1.4 則：= =17050799h>故所選軸承可滿足壽命要求。九、連接件的選擇（一）聯軸器的選擇 根據傳遞載荷的大小，軸轉速的高低，被連接件的安裝精度等，參考各類聯軸器特性，選擇一種合用的聯軸器類型。一、高速級聯軸器的設計計算1、由于裝置原動機為電動機，聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用彈性柱銷聯軸器hl3（gb/t5014-1985）其主要參數如下：材料ht200公稱轉矩 630n/m軸孔直徑 ， 3038mm軸孔長 ， 82mm裝配尺寸

31、 60mm 2、載荷計算名義轉矩：=9550=9550×3.85/960=38.3n·m聯軸器的計算轉矩tca=kat1，查教材p351表14-1，取ka=1.3則：tca=kat3=1.3×39.09=50.82n·m 通過比較可知，所選聯軸器合適。二、低速級聯軸器的設計計算1、因為輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器出軸的直徑，聯軸器的計算轉矩tca=kat3，查教材p351表14-1，取ka=1.3則：tca=kat3=1.3×565.29=734.9n·m2、鑒于以上計算和輸出軸最小直徑，選擇彈性柱銷聯軸器hl4其主要參數如下：材

32、料ht200公稱轉矩 1250n/m軸孔直徑 ， 5056mm軸孔長 ， 112mm裝配尺寸 84mm （二）鍵的選擇計算 鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應根據鍵聯接的結構特點，使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標準規格和強度要求來取定。 1聯軸器與輸入軸鍵的選擇及計算1）鍵聯接的選擇根據聯接的結構特點、使用要求和工作條件，查手冊選用圓頭普通平鍵（a型），由軸徑的大小d=30,及由教材p106表4-1，選用鍵gb/t 10961979 鍵8×7×40。 2）鍵的強度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材p106表6-2查許用擠壓應力=100120，取

33、其平均值，=110。鍵與帶輪轂鍵槽的接觸高度 =0.5×7=3.5mm鍵的工作長度=408=32mm 由教材p106式6-2 則有： =23.3（合適）2中間軸與齒輪連接鍵的選擇及計算1）鍵聯接的選擇根據聯接的結構特點、使用要求和工作條件，選用圓頭普通平鍵（a型），由軸徑=52mm，又由教材p106表4-1，選用鍵為：gb/t 1096-1979 鍵16×10×45 2）鍵的強度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材p106表6-2查許用擠壓應力=100120，取其平均值，=110。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 =0.5×10mm=5mm鍵的工作長度=4510

34、mm=35mm 則有：=45.95（合適）3輸出軸鍵的選擇及計算1）鍵聯接的選擇根據聯接的結構特點、使用要求和工作條件，選用圓頭普通平鍵（a型），跟齒輪裝配段軸徑d=70mm，由教材p106表4-1，選用鍵gb/t 10961976 鍵20×12×63；聯軸器段軸徑d=48，由教材p106表4-1，選用鍵gb/t 1096 鍵14×9×63。2）鍵的強度校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由1表6-2查許用擠壓應力=100120，取其平均值，=110。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 =0.5×9mm=4.5mm鍵的工作長度=639mm=54mm 則有：=9

35、6.93（合適）十、減速箱的附件選擇1.檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況，潤滑狀態、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應開在便于觀察傳動件嚙合區的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板或有機玻璃制成，它和箱體之間應加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質，如減速器部件裝配圖1。2放油螺塞放油孔應設在箱座底面的最低處，或設在箱底。在其附近應有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內。箱體底面常向放油孔方向傾斜1°1.5°，并在其附近形成凹坑，以便于污油的匯集和排放。放油螺塞常為六角頭細牙螺紋，在

36、六角頭與放油孔的接觸面處，應加封油圈密封。也可用錐型螺紋或油螺塞直接密封。選擇m16×1.5的外六角螺塞（2表7-11）。 3 油標油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查及油面較穩定之處。常用油標有圓形油標（2表7-7），長形油標（2表7-8）和管狀油標（2表7-9）、和桿式油標（2表7-10）等。由2表7-10得m14的桿式油標。4通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以免由于運轉時，箱內油溫升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字型孔，常設置在箱頂或檢查孔上，用于較清潔的環境。較完善的通氣器具有過濾網及通氣曲路，可減少灰塵進入。5起吊裝置起吊裝置用于拆卸及

37、搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構成2表11-3。6定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應在箱體聯接凸緣上相距較遠處安置兩個圓柱銷，并盡量不放在對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。選擇銷 gb/t 11986 a8×30。十一、潤滑及密封1、傳動件的潤滑 減速器傳動件和軸承都需要良好的潤滑，其目的是為了減少摩檫、磨損，提高效率，防銹，冷卻和散熱。減速器潤滑對減速器的結構設計有直接影響，如油面高度和需油量的確定，關系到箱體高度的設計；軸承的潤滑方式影響軸承軸向位置和階梯軸的軸向尺寸。因此，在設計減速器結構前，應先確定減速器潤滑的有關位置。高速級齒輪在嚙合處的線

38、速度： (前面已經計算出)則采用浸油潤滑，箱體內應有足夠的潤滑油，以保證潤滑及散熱的需要。2、滾動軸承潤滑 對齒輪減速器，當浸油齒輪的圓周速度 v2m/s 時，滾動軸承宜采用脂潤滑；當齒輪的圓周速度時，滾動軸承多采用油潤滑。由上有v=2.27m/s則采用油潤滑。 3、密封 在潤滑后，為防止油外漏，故減速器需密封。則軸出來需加密封圈，在據機械設計手冊表7-14選擇相應的密封圈。十二、課程設計小結從這次設計中，我學到了很多有用的東西。比如細心比如合作精神比如虛心比如耐心，因為無論是查找數據還是計算都需要這些優點和品質，我想，這些東西對我以后的學習工作都會是一份珍貴的財富。尤其值得一提的是，在這段時

39、間內，我由原來的對cad制圖的水平有了很大提高，通過畫圖，使我熟悉了機械零件結構和材料的強度，雖然花費了很多時間和精力在這次的課程設計上面，但我認為這是值得的。我想，我會把這次的所得帶到以后的學習之中去，再次讓自己充實地生活，為以后的工作做好積極的準備。兩周的課程設計很快就要結束了，經過兩周的課程設計，加深了對理論的理解，提高了自己的獨立設計能力，學會了使用機械設計手冊這個機械方面的“詞典”。同時，在設計過程中也遇到了一些問題，通過問題的解決，更加熟悉和了解了設計過程，在設計中必須按部就班，也不可以想當然，必須有一定的根據才可以。在這次實習中得到了指導老師的精心指導和同學的熱心幫助，在此次實習

40、結束時向他們表示感謝。我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的設備。=4.5r/minr/minkwkwkwkw39.09 nm nm nm559.64 nm° n1=2.691×109 n2=0.598×109h1=504mpah2=432.4mpah=468.2mpa n·mm =2mm=28=126 b=57.71 =0.85=1.62 hlimz1=520mpahlimz2=460mpan3=5.98×108 n4=2.126×108 h1=526.4mpad=

41、1b=72.484mm=2.14=2mm=37 kwd=20mm tca=50.82n·m ft=1354.7n fr=508.2nfa=126.7n t1=76000n.mmmc=119630n·mme=3.96mpa< -1b.kwd=32mm ft2=1288nft3=3310.2nfr2=483.1nfr3=1241.7n fa2=321.1nfa3=825.33nt2=350000n.mmmc=765120n·mmkwd=47mmtca=734.9n·mt3=565.29n·mft=4154.7nfr=1558.5nfa=103

42、5.9nt3=1099000n.mme= 24.2mpa< -1b=46720h=1.00=1.0x=1 y=010664113.9h>1809835h>17050799h>tca=50.82n·mtca734.9n·m=11023.3=11045.95=11096.93十三、參考資料目錄機械設計課程設計指導書，高等教育出版社，龔溎義 鑼圣國 李平 主編，2006年4月第22版；機械設計（第八版），高等教育出版社，濮良貴，紀名剛 主編，2006年5月第八版；工程機械構造圖冊，機械工業出版社，劉希平 主編畫法幾何及機械制圖（第五版），高等教育出版社，朱

43、冬梅 胥北瀾 主編，2000年12月第5版；互換性與技術測量，機械工業出版社，韓進宏 主編，2004年8月第1版。英科宇機械工程師機械電子手冊電子版；機械設計手冊（第二版第四卷），機械工業出版社，徐灝 主編，2001年1月第二版；機械傳動裝置設計手冊（下冊），機械工業出版社，卜炎 主編，1998年12月；機械設計課程設計，高等教育出版社，席偉光 楊光 李波 主編，2003年。機械原理(第七版)，高等教育出版社，孫桓 陳作模 葛文杰 主編，2006年5月。employment tribunals sort out disagreements between employers and emplo

44、yees.you may need to make a claim to an employment tribunal if:· you don't agree with the disciplinary action your employer has taken against you· your employer dismisses you and you think that you have been dismissed unfairly.for more information about dismissal and unfair dismissal,

45、see dismissal.you can make a claim to an employment tribunal, even if you haven't appealed against the disciplinary action your employer has taken against you. however, if you win your case, the tribunal may reduce any compensation awarded to you as a result of your failure to app

46、eal.remember that in most cases you must make an application to an employment tribunal within three months of the date when the event you are complaining about happened. if your application is received after this time limit, the tribunal will not usually accept it.if you are worried about how the ti

47、me limits apply to you, take advice from one of the organisations listed under further help.employment tribunals are less formal than some other courts, but it is still a legal process and you will need to give evidence under an oath or affirmation.most people find making a claim to an employment tribunal challenging. if you are th