南昌大学机械设计课程设计斜齿

1、南昌大学机械设计课程设计说明书 设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 学生姓名： 吕凯伟 学 号： 5901111087 学 院： 机电学院 专 业： 机械设计自造及其自动化 班 级： 机制113班 指导教师： 毛志伟 目录一、设计任务书3二、传动方案的分析与拟定3三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算5四、传动零件的设计计算7五、V带设计20六、轴的设计22七、轴承的校核计算35八、 键的校核计算39九、附件的结构设计40十、润滑及密封44十一、设计心得47参考文献48 设计任务书 一、设计任务书（一）、题目：设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器. （二）、原始数据：

2、 运输机工作轴转矩T:1900N.m 运输带工作速度V:1.35m/s 卷筒直径D:390mm（三）、工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为10年,小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%.二、传动方案的分析与拟定（1）为满足工作机的工作要求（如所传递的功率及转速），且综合考虑其在结构简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对本次设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器。该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。传动方案简图如下所示对传动简图中各标号零件的说明：1电动机 2-联轴器 3二级圆柱齿轮减速器4运输带 5-带筒三、

3、电动机的选择计算（一）、选择电动机的类型和结构形式：根据工作要求采用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。（二）、选择电动机的容量：按照刘莹主编机械设计课程设计（后文简称机设）中式（2-3），电动机所需工作功率为：（r/min)计算结果 计 算 结 果 工作机所需功率为： 单位：kw 因为齿轮齿面选用硬齿面的且转速不高，所以选择6级精度齿轮，效 率为齿轮=0.98，V带效率为带=0.96， 因为有震动，故选用弹性联轴器，效率为联轴器=0.99 ,滚动轴承效率为轴承=0.99， 卷筒轴滑动轴承效率为 滚筒=0.96 传动装置的总效率为： 所需电动机功率为： 因载荷平稳，电动机的额

4、定功率Ped选略大于Pd即可。由表16-1Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为18.5kw。（三）、确定电动机的转速 由机设表2-2和2-3可知V带传动比i=2-4。二级圆柱齿轮减速器为i2=8-60.则总传动比的范围为I=16-240,故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有1500r/min, 3000r/min 二种。方案对比：电动机的转速越高，磁极对数越少，其尺寸和重量也就越小，价格越低。当选用转高的电动机，由于电动机转速与工作机转速差别较大，会使传动比过大，致使结构尺寸和重量增加，价格反而也会有所提高，综合考虑选用1500r/min的转速的电动机，选择型号Y180

5、M-4。 电动机数据及总传动比：方案电 动 机型 号额 定 功 率Ped / KW电 机 转 速 n/(r/min)同步转速满载转速1Y160L-218.5300029302Y180M-418.515001470三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算（一）、传动装置总传动比的确定和分配1、传动装置总传动比其中，为选定的电动机的满载转速2、分配传动装置各级传动比减速器的传动比为i，带传动比为3.8两级开式圆柱齿轮减速器，为高速级传动比，为低速级传动比。取 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比则低速级的传动比(2) 、传动装置运动及动力参数的计算 1、0轴（电机轴）：P = Pd =15.84kw

6、n = nm = 1470 r / minT = 9550 P / n = 9550*15.84/1470=102.9N.M2、1轴（高速轴）P1 = P0 *带 = 15.84*0.96=15.21kw N1 = n0/i1=1470/2.8=525r/minT1 = 9550 P1/ n1=9550×15.21/525=276.67N.M 3、2轴（中间轴） P2 = P1 *轴承齿轮 = 15.21*0.99*0.97= 14.61 n2 = n1 / i12 =525/3.07=171r/min T2= 9550 P2/ n2 = 9550*14.61/171=815.93N

7、.M4、3轴（低速轴）P3 = P2 *轴承齿轮 =14.61*0.99*0.97=14.03kw n = n / i = 171/2.56=66.80r/minT=9550P / n = 9550*14.03/66.8=2005.8N.M 5、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示各轴运动和动力参数参数电动机轴高速轴中间轴低速轴转速(r/min)147052517166.8功率(kw)15.8415.2114.6114.03转矩(n/m)102.9276.67815.932005.8传动比2.83.072.56效率0.960.960.96四、传动零件的设计计算-减速箱内传动零件

8、设计（一）、圆柱齿轮传动：1、选择材料，确定许用应力由机械设计第八版表10-1得，小齿轮用40cr表面淬火，硬度为5256HRC，取为55HRC；大齿轮用45钢表面淬火，硬度为4348HRC，取为45HRC。一、高速轴齿轮对计算选1轴上小齿轮齿数为27，得到2轴上大齿轮齿数为83 初选螺旋角为= 压力角为 按齿面接触疲劳设计 由式10-24得小齿轮分度圆直径：确定公式中各参数：取=1.6 由图10-20查得区域系数=2.425由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数。小齿轮转矩为T=276.671N/m由表10-7选齿宽系数=0.8由表10-5查得弹性影响系数 =arctan(tan/cos

9、) =arctan(tan20°/cos)=20.56°=arccoscos/() =arccos27cos20.56°/（27+2*1*cos14°）=28.76°=arccoscos/（+2）=23.33°=()+/2 =1.489= =0.7438由式10-23可得螺旋角系数=0.985由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为= 1235MPa =1155MPa=60*525*1*(1*8*10*300)=7.56×108=7.56×108/(83/27)=2.459x108由图10-23查取接

10、触疲劳寿命系数：= 0.93 =0.97取失效概率为1%，安全系数s=1由式10-14得=1193MPa =1124.3MPa取 和平均的值作为 需用应力即：=1158.6MPa试算小齿轮分度圆直径 =69.5 mm 圆周速度 =1.88 m/s 齿宽计算实际载荷系数。 由表10-2查表得使用系数=1.25 由图10-8 v=1.88/s ，6级精度查得 动载荷系数1.046齿轮圆周力=7937.8 N =142.8N/m100N/m查表10-3得 齿间载荷分配系数。查表10-4得 b=55mm, 6级精度非对称布置时=1.106载荷系数： =1.59 式10-12计算按实际载荷系数算得小齿轮

11、的分度圆直径： =69.35 mm可求模数: 取2.5几何尺寸计算:计算中心距:将中心距圆整为142mm 按圆整后的中心距修正螺旋角：计算小大齿轮分度圆直径： mm 214.29mm计算齿轮宽度： （小齿轮比大齿轮宽5mm）调整中心距后强度校核：中心距便后 、和、等发生变化，应从新校核齿轮强度。1. 齿面接触疲劳强度校核：求出各参数查表10-4 b=56时 =1.103 不变 求得 1.586 = 2.42 =0.7348 0.9840 276670N.mm 69.16mm 满足齿面接触疲劳强度符合要求按齿根弯曲疲劳强度校核： 按之前做法，算出式10-17中的各参数， 查表10-3得=1.1

12、b/h=56/2.5=21.2查图10-13得 =1.09 求得1.567 =29.7 = 91.4 查图10-17得 2.55 2.19 由图10-18 1.92 1.96 =0.704 =0.879 276670Nmm 查图10-24c查得小齿轮和大齿轮弯曲疲劳分别为 =550MPa =480MPa 查图10-22取弯曲疲劳寿命系数=0.98=0.93=365.37 MPa=287 MPa选用较大的齿根弯曲疲劳强度满足要求。低速轴齿轮计算计算 选2轴上小齿轮齿数为25，得到2轴上大齿轮齿数为64 初选螺旋角为= 压力角为 采用软齿轮，按齿面接触疲劳设计 由式10-24得小齿轮分度圆直径：确

13、定公式中各参数：取=1.6 由图10-20查得区域系数=2.43由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数。小齿轮转矩为815.93N/m由表10-7选齿宽系数=0.8由表10-5查得弹性影响系数 =arctan(tan/cos) =arctan(tan20°/cos)=20.56°=arccoscos/() =arccos25cos20.56°/（25+2*1*cos14°）=29.31°=arccoscos/（+2）=24.21°=()+/2 =1.500= =0.7539由式10-23可得螺旋角系数=0.985由图10-25d查

14、得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为= 1235MPa =1155MP=60*171*1*(1*8*10*300)=2.46×108=5.53×108/(54/25)=1.0009x108由图10-23查取接触疲劳寿命系数：= 0.97 =0.98取失效概率为1%，安全系数s=1由式10-14得=1207MPa =1131.9MPa取 和平均的值作为 需用应力即：=1169.5MPa试算小齿轮分度圆直径 =99.91 mm 圆周速度 =0.734 m/s 齿宽计算实际载荷系数。 由表10-2查表得使用系数=1.25 由图10-8 v=0.8946s ，6级精度查得 动载荷系

15、数1.016齿轮圆周力=16314.8 N =255.14N/m100N/m查表10-3得 齿间载荷分配系数。查表10-4得 b=79.93mm, 6级精度非对称布置时=1.108载荷系数： =1.548 式10-12计算按实际载荷系数算得小齿轮的分度圆直径： =98.8 mm可求模数: 取4几何尺寸计算:计算中心距:将中心距圆整为184mm 按圆整后的中心距修正螺旋角：计算小大齿轮分度圆直径： mm 264.6mm计算齿轮宽度： （小齿轮比大齿轮宽5mm）调整中心距后强度校核：中心距便后 、和、等发生变化，应重新校核齿轮强度。2. 齿面接触疲劳强度校核：求出各参数查表10-4 b=83时 =

16、1.109 不变 求得 1.5449 = 2.42 =0.784 0.9840 815930N.mm 98.8mm 满足齿面接触疲劳强度要求按齿根弯曲疲劳强度校核： 按之前做法，算出式10-17中的各参数， 查表10-3得=1.1 b/h=83/4=20.2查图10-13得 =1.05 求得1.467 =26.02 =66.72 查图10-17得 2.62 2.28 由图10-18 1.604 1.76 =0.712 =0.878 815930Nmm 查图10-24c查得小齿轮和大齿轮弯曲疲劳分别为 =550MPa =480MPa 查图10-22取弯曲疲劳寿命系数=0.98=0.97 =381

17、.03MPa =287 MPa选用较大的齿根弯曲疲劳强度满足要求。两组齿轮参数高速级低速级齿数z27832564中心距a(mm)142184模数m(mm)2.54齿宽b(mm)61568883分度圆直径d(mm)69.7214.3103.4264.6齿轮结构设计 1）高速轴齿轮对设计 小齿轮直径小于采用实心齿轮结构，大齿轮直径小于500采用腹板式齿轮结构。代号结构尺寸计算公式结果（mm）轮毂处直径104轮毂轴向长度LL=B-46 52倒角尺寸n1.25腹板最大直径190板孔分布圆直147板孔直径25腹板厚度C16由于小齿轮结构尺寸较为简单不做详细介绍。 2）低速轴齿轮结构设计 小齿轮直径小于采

18、用实心齿轮结构，大齿轮直径小于500采用腹板式齿轮结构。代号结构尺寸计算公式结果（mm）轮毂处直径214轮毂轴向长度LL=B-46 79倒角尺寸n2腹板最大直径230板孔分布圆直179板孔直径31腹板厚度C23由于小齿轮结构尺寸较为简单在此也不做详细介绍。五、V带设计 高速级普通V带传动的设计计算由于期中自己做了一个V带传动设计试用软件，软件编的不是很好但是基本能满足设计要求。运用软件代替了V带设计计算。由于软件部分只是做到了V带根数这一部分，后面计算自己手动完成。由1式（8-24），单根V带的张紧力为： 由1表8-1查得故387.73N(11)作用在轴上的压力由1式（8-25），带作用在V带

19、上的压力为：六、轴的设计 在两级展开式减速器中，三根轴跨距应该相等，而中间轴跨距确定的自由度较小，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。（一） 中间轴II的设计1、选择材料及热处理方式 因为中间轴传递扭矩不大，所以选择材料稍差的45钢材。2、初步计算轴的最小直径 按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径： 由【1】表15-3 查选 （由于存在轴向载荷 取较大值 ，=126 103 ） 。该段轴上有一键槽将计算值加大3%，取 此轴的最小直径即安装在轴端处的角接触轴承直径 ，由【2】表5.9选取角接触轴承的型号，既：7212AC 选择25°接触角，设计如图3、计算各段轴直径及长度 （定位轴肩

20、） 4、 计算各段轴的倒角及圆角由于轴径介于50-80所以倒角和倒圆角均为2查表14-24可得65mm轴用键的尺寸为18*41,长度取80和45.（比轴上距离小）设计如图5、弯 扭合成强度条件校核计算 （1）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴颈上安装的7212角接触轴承 ，可知它的载荷中心，也可为轴承宽的中心。查表15-5得a=30.8 已知Fr1=2985N,Ft1=7939N,Fa1=2047.3N Fr2=14121N,Ft2=38797N,Fa2=10156N注：由于作者设计是先结构设计轴2、轴1、轴3

21、而校核却是先校核轴1、轴3再轴2所以上面数据来源可在下文中寻找。支反力计算 水平平面上 垂直平面上 水平面最大弯矩计算第一段：Mmax1=1624*32.2=52293N*mm第二段： Mmax2=2985*80-1624*116.2=50091N*mm第三段： Mmax3=9512*46.2=439454N*mm所以 Mmaxr=439454N*mm垂直面最大弯矩计算第一段： Mmax1=4672*32.2=150438N*mm第二段： Mmax2=7939*80+2047.3*69.7-4672*116.2 =234930N*mm第三段： Mmax3=26186*46.2 =1209793

22、N*mm Mmaxv=1209793N*mm扭转切应力为静应力，取。轴的材料为45钢，调质处理，查得，因此，故安全。（二） 高速轴I 的设计1、由于转速不高，选定材质稍差的45钢材。2、初步计算轴的最小直径 按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径： 由【1】第370页表15-3 查选 （由于存在轴向载荷 取较大值 ） 。该段轴上有两个键槽将计算值加大7%，取 选取轴承时，由机设表15-2可得： 角接触轴承7209AC mm B = 19mm3、计算各段轴直径 4、计算各段轴的长度 其他部分由中间轴的结构确定1. 轴上倒角键槽等确定查表15-2确定轴上倒角均为C1.2倒圆角均为R1.6.根据机设表

23、14-24轴直径50mm处选取14*9的键根据表6-1选取长度小于57的标准值为50mm；轴径35mm处选取10*8的键，长度略。高速轴设计如图： 5、弯扭合成强度条件校核计算 （1）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定高速轴上齿轮力的作用点位置。轴颈上安装的深沟球轴承7209AC ，查得a=24.7。 （2）计算轴上的作用力及受力图由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的斜齿圆柱齿轮，其压力角 齿轮1 ： （3）计算出支反力 在水平方向上 在垂直方向上轴承1的总支承反力：轴承2的总支承反力：（3）计算最大弯矩在水平面上在垂直方向上 由于存在径向力的弯

24、矩影响，两端轴段最大弯矩不一样所以合弯矩 （4）弯扭合成校核扭矩已知材料许用弯曲应力抗弯截面系数查Ap368 得强度满足设计条件要求（三） 低速轴III的设计 由于轴传递的扭矩较大，如若选用较差的材料则轴的直径会比较大，从而增加了空间尺寸，所以选用40cr钢。1、拟定轴上零件的装配方案：2、初步计算轴的最小直径 按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径： 由【1】表15-3 查选 （由于存在轴向载荷 取较大值 ，=112 97 ） 。该段轴上有两个键槽将计算值加大3%，取 此轴的最小直径即安装在轴端处的联轴器直径 ，由【2】表6.8选取弹性柱销联轴器的型号，既：LX5型 验证联轴器是否符合要求:

25、符合要求。选取轴承时，由于轴承转速较慢，而扭矩较大，轴向力较大所以采用圆锥滚子轴承，由【2】第173页表15.1.3 可得： 圆锥滚子轴承30215 mm B = 25mm 由于轴材料较好且伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此，轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径为：3、计算各段轴直径 mm （由于此处轴上倒角为2.5，轴肩高必须高于倒角高度） 4、计算各段轴的长度 (联轴器轴孔端的长度减3毫米的间隙)5、弯扭合成强度条件校核计算 （1）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定低速轴上

26、齿轮力的作用点位置。轴颈上安装的深沟球轴承圆锥滚子轴承代号30215 ，可知它的载荷中心，也可为轴承宽的中心。 注：图中螺旋角旋像画反了。 （2）计算轴上的作用力及受力图由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的斜齿圆柱齿轮，其压力角 齿轮1 ： （3） 计算出支反力 在水平方向上 在垂直方向上轴承1的总支承反力：轴承2的总支承反力：（3）计算最大弯矩在水平方向上在垂直方向上所以合弯矩 （4）弯扭合成校核扭矩已知，由上计算出来的 材料许用弯曲应力抗弯截面系数查Ap368 得强度满足设计条件要求（6） 低速轴公差确定 1、配合代号选择 轴承配合处，采用基孔制配合，轴公差代号根据【3】表7-2选m5，齿轮配

27、合处采用基孔制配合选取r6。半联轴器选用基孔制配合公差代号k6键底面按h8N9来设计。键侧面按N9js9来设计。 2、轴承配合圆度公差 根据轴径75mm查【3】表7-4轴圆跳动公差5.0，轴肩端面圆跳动公差为15。 3、轴承配合表面粗糙值 根据公差等级m5的Ra值为0.8 4、 七、轴承的校核计算（1） 高速轴轴承的校核计算查表B15-5得7209AC轴承的基本额定静载荷 C0=22.5kN Cr=28.2kN查表A13-5得相对轴向载荷根据插线法得判断系数e=0.465因为 所以取 查表A13-7得派生轴向力所以 又因为所以比较两轴承的受力，因>及>，故只需校核轴承1 当量动载荷

28、为 轴承在以下工作，由A表13-4查得。微振，由B表13-6查得。轴承I的寿命为 球轴承已知减速器使用10年一班，则预期寿命为 >，故轴承寿命充裕。（二） 中间轴轴承的校核计算查表B15-5得7212AC轴承的基本额定静载荷 COr=35.5kN Cr=42.8kN查表A13-5得相对轴向载荷根据插线法得判断系数e=0.537 因为所以取 X=0.41 Y=0.87查表A13-7得派生轴向力所以 又因为所以比较两轴承的受力，因>及>，故只需校核轴承1 当量动载荷为 轴承在以下工作，由A表13-4查得。微振，由B表13-6查得。轴承I的寿命为 球轴承已知减速器使用10年一班，则

29、预期寿命为 >，故轴承寿命充裕。（3） 低速轴轴承的校核计算（5） 校核轴承寿命查表B15-5得30215轴承的基本额定静载荷Cr=150.8kN Cor=120kN查表A13-5得相对轴向载荷查表得e=0.44 X=0.4 Y=1.4 查表A13-7得派生轴向力 当量动载荷为轴承在以下工作，由A表13-4查得。微振，由B表13-6查得。轴承I的寿命为 滚子轴承10/3>故轴承寿命充裕。八、 键的校核计算（1）高速轴上的键输入轴上1段连接为静连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，因为，查A表6-1得，键的尺寸,根据得齿轮轴段长为57mm，键长可取50mm。（2）中间轴上的键

30、中间轴连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查A表6-2可得，d2=65mm，查A表6-1轴段2（与齿轮2配合）的键槽：应小于齿轮宽56mm，取标准值45mm(3) 低速轴上的键输出轴上1段连接为静连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，因为，查A表6-1得，键的尺寸，根据得联轴器长107mm，键可选长度为100mm。齿轮齿宽83减去轴上短齿宽4mm可取键长70mm九、附件的结构设计1、检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加

31、密封垫。2、放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。3、油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。4、通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。5、起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。吊耳 ：吊钩 6、起盖螺钉为便于起盖，

32、在箱盖凸缘上装设1个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。7、定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。 8、确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸由于需要大批量生产，需要考虑工作性能以及成本问题，机体采用剖分式，制造工艺选择为铸造。其机体结构尺寸初选如下表：名称符号尺寸 mm机座壁厚10机盖壁厚8机座凸缘厚度15机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度20地脚螺栓直径20地脚螺栓数目4轴承旁连接螺栓直径16机盖与机座连接螺栓直径10连接螺栓的间距150轴承端盖螺钉直径10、12窥视孔盖螺钉直径8定位销直径8、至外机壁距离26、22、16、至凸缘边缘距离

33、20、14凸台高度结构确定内机壁至轴承座端面距离60大齿轮顶圆与内机壁距离10齿轮端面与内机壁距离12机盖、机座肋厚、6.8、8.5轴承端盖外径具体设计轴承端盖凸缘厚度8轴承旁连接螺栓距离结构确定十、润滑及密封 一、润滑方式及润滑油选择 （1） 低速轴齿轮圆周速度计算n=66.8r/min，d=264.6mm 0.734m/s 根据机设表4-3和4-4可得： 由于v<0.8所以该轴大齿轮浸油深度可以达到1/3齿轮半径，即44.1mm，而又因为v<2m/s所以可以采用脂润滑。 （2） 中间轴齿轮圆周速度计算n=171r/min，d=214.3mm1.88m/s 由于v<0.8所

34、以该轴大齿轮浸油深度可以达到1/6齿轮半径，即17.8mm，而又因为v<2m/s所以可以采用脂润滑。 （3） 润滑油牌号确定考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB59031986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在6880mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY14131980）。牌号为ZL2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与箱体内壁之间设置甩油盘。二、密封装置设计 1.确定轴承端盖的结构形式为方便固定轴承、实现较好的密封性能以及调整轴承间隙并承受轴向力的作用，初

35、步选用凸缘式轴承端盖。 高速轴端盖设计 根据轴的设计中选定毡圈，确定的尺寸沟槽：查机设表16-8得、查表8-9得轴承盖的基本尺寸，故取取，取其余尺寸由结构确定。 2.甩油盘结构设计 参照机设第八章，进行尺寸计算，这里不再赘述。详细尺寸见装配图。十一、设计心得 就要答辩了，通宵、通宵，这就是现状。整整2个礼拜的机械设计课程设计，还真是不够用。开始几天有些放松，有些同学设计过程中出了错，自己不以为然，认为自己就是一帆风顺，结果自己还是会出错，从齿轮强度不够到齿轮干涉，再到齿轮浸油不够，这些问题还真像晴天霹雳般，算了重选，选了再算。也是自己没有早点画草图引起的，早点画草图干涉一看就知道了，早点画草图

36、浸油一算就明了了。这也要怪自己设计过程中没有这个意识，“侥幸心理”一直主导着我，认为自己不会出错的吧！还有就是前几天没有通读机械设计指导这本书导致自己绕弯路。仔细想想这些天来，计算时间花了一大半，画图时间也是浪费了不少，不过看着自己的设计逐步成形，还算是给了自己些许安慰。回想起老师其中布置的作业还真是用心良苦，可惜那时我不知道齿轮的设计计算才是最废时间的，所以才做了V带设计。总之做个设计还真是不简单，通过这次的课程设计我体会到怎么将课本的理论知识和实际设计相结合，书本上的理论设计往往拿着成功的案例来讲解，事实上实际设计都需要反复推敲才能算出一个较为合理的值来。通过这次设计我相信我下次再设计时能注意到更多的细节，也能做得更好了。 （r/min)电动机型号Y180M-4=22.08=2.56=3.07P=15.84kwn=1470r/minT=102.9N.MP1=15.21kwN1=525r/minT1=276.67N.MP2=14.61kwn2=171 r/minT2=815.93N.MP3=14.03kwn3=66.80 r/minT=2005.8 n.m