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1、 本科生畢業(yè)論文(設計) 帶式輸送機傳動裝置設計 學 院 電氣信息工程學院　　　　　　 專 業(yè)　機械設計制造及其自動化　　　 班 級　五班　　　　　　 學 號　4708110147　　　　　　　　　 學 生 姓 名　 　　　　　　　 　 聯(lián) 系 方 式　15893776265　　　　　　　　 指 導 教 師 　　 　　職稱：　 　 2015年 04 月 1 獨 創(chuàng) 性 聲 明 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)論文（設計）

2、是本人在指導老師指導下取得的研究成果。除了文中特別加以注釋和致謝的地方外，論文（設計）中不包含其他人已經發(fā)表的研究成果。與本研究成果相關的所有人所做出的任何貢獻均已在論文（設計）中作了明確的說明并表示了謝意。 簽名：__________________ 　 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　________年______月_____日 授權聲明 本人完全了解許昌學院有關保留、使用本科生畢業(yè)論文（設計）的規(guī)定，即：有權保留并向國家有關部門或機構送交畢業(yè)論文（設計）的復印件和磁盤，允許畢業(yè)論文（設計）被查閱和借閱。本人授權許昌學院可以將畢業(yè)論文（

3、設計）的全部或部分內容編入有關數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存、匯編論文（設計）。 本人論文（設計）中有原創(chuàng)性數(shù)據(jù)需要保密的部分為（如沒有，請?zhí)顚憽盁o”）： 學生簽名： 　　　　　年　　月　　日 指導教師簽名： 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 年　　月　　日 2 帶式輸送機傳動裝置設計 摘 要 帶式輸送機又稱膠帶輸送機廣泛應用于家電、電子、電器、機械、煙草、注塑、郵電、印刷、食品等各行各業(yè)，物件的組裝、

4、檢測、調試、包裝及運輸?shù)取Ｋ梢詫⑽锪显谝欢ǖ妮斔途€上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。可以用于水平運輸或傾斜運輸，使用非常方便，廣泛應用于現(xiàn)代化的各種工業(yè)企業(yè)中帶式輸送機還應用于建材、電力、輕工、糧食、港口、船舶、冶金、煤炭交通等方面。它具有輸送量大、結構簡單、維修方便、成本低通用性強等特點。主要由機架、輸送帶、托輥、滾筒、張緊裝置、傳動裝置等組成。對于帶式輸送機來說，傳動裝置是其重要的組成部分。因此傳動裝置的好壞對于帶式輸送機具有重要意義。一個好的傳動裝置可以使輸送機安全高效地進行工作。 關鍵詞： 帶式輸送機

5、；傳動裝置；應用 3 English Subject ABSTRACT Is also called the belt conveyor belt conveyor is widely used in household appliances, electronics, electrical appliances, machinery, tobacco, molding, post and telecommunications

6、, printing, food and so on all walks of life, objects of assembly, testing, debugging, packaging and shipping, etc. It can be material in certain transportation on-line, from the original material feeding point to the final discharge point is formed between a material conveying process. It can break

7、 bulk material transporting, can also be transmitted into items. Can be used for horizontal transportation or tilted, use very convenient, is widely used in modern all kinds of industrial enterprises in the belt conveyor is used in building materials, electric power, light industry, food, ports, shi

8、ps, metallurgy, coal, transportation, etc.It has a large throughput, simple structure, convenient maintenance, low cost, high universality, etc. Is mainly composed of frame, conveyor belt, roller, roller, tensioning device, transmission device, etc. For belt conveyor, the transmission device is an i

9、mportant part of it. So the stand or fall of transmission device for a belt conveyor is of great significance. A good driving device can make the conveyor to work safely and efficiently Key words：Belt conveyor; Transmission device; Application 4

10、 目　錄 前言……………………………………………………………………… 1 1.傳動方式的選擇………………………………………………2 2.電動機的選擇………………………………………………………………2 2.1電動機類型選擇………………………………………………………2 2.2計算電動機的功率……………………………………………………2 2.3電動機轉速計算………………………………………………………3 3.計算總傳動比并分配各級傳動比…………………………………………3 3.1總傳動比的計算………………………………………………………3 3.2分配各級傳動比……………………………

11、…………………………3 3.3各軸轉速、功率和扭矩的計算………………………………………3 4.傳動零件的設計計算…………………………………………4 4.1V帶傳動的設計計算……………………………………………………4 4.2單級圓柱齒輪傳動的設計計算……………………………………………5 5. 傳動軸的設計計算…………………………………………7 6.滾動軸承的選擇及校核計算…………………………………………11 7.鍵連接的選擇及校核計算…………………………………………13 8.潤滑與密封…………………………………………14 參考文獻…………………………………………

12、………………15 附錄………………………………………………………………16 致謝…………………………………………………………17 5 帶式輸送機傳動裝置設計 前 言 帶式輸送機是工業(yè)生產中常用的傳動機構，其傳動機構多采用V帶傳動和齒輪傳動結合。近二十年年來，我國帶式輸送機有了很大發(fā)展，對帶式輸送機的關鍵技術研究和新產品開發(fā)取得了可喜得成果。輸送機產品系列不斷增多，開發(fā)了大傾角、長距離新型帶式輸送機系列產品，并對帶式輸送機的關鍵技術以及其核心部分傳動裝置進行了理論研究和產品開發(fā)，應用動態(tài)分析技

13、術和中間驅動與智能化控制等技術，成功研制了多種軟件啟動和制動裝置以及以PLC為核心的可編程電控裝置。國外帶式輸送機技術發(fā)展很快，其主要表現(xiàn)在兩個方面:一方面是帶式輸送機的功能多元化、應用范圍擴大，如高傾角帶輸送機、管狀帶式輸送機、空間轉彎帶式輸送機等各種類型；另一方面是帶式輸送機本身的技術與裝備有了巨大的發(fā)展，尤其是長距離、大運量、高速帶等大型帶式輸送機已成為發(fā)展的主要方向，其核心技術是開發(fā)應用了帶式輸送機傳動裝置動態(tài)分析與監(jiān)控技術，提高了帶式輸送機的運行性能和可靠性。本次我采用的還是V帶傳動和齒輪傳動相結合，因為這種傳動既可以滿足傳動比要求同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能使用大啟動轉矩

14、工作要求，結構簡單，成本低，便于維護。 1.傳動方式的選擇 根據(jù)設計和實際工作要求選擇V帶傳動和齒輪傳動相結合的傳動方式。外傳動采用一級帶傳動，內傳動采用單級圓柱減速器齒輪傳動。這種傳動方式不僅可以滿足傳動比的要求，還具有結構簡單、成本低、便于維修等優(yōu)點。其結構簡如圖1-1所示。 圖1-1 初始數(shù)據(jù) Fw(N) Vw(m/s) Dw(mm) 2000 2.0 300 2. 電動機的選擇 2.1電動機類型選擇：根據(jù)設計和工作要求選擇Y系列常用三相異步電動機 2.2計算電動機的功率 電動機工作時所需的功率Pw（kW）按

15、下面公式計算: ===4.0kw 電動機的功率P0= 其中η為電動機到傳動裝置的總功率： η=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒 =0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.885 所以P0===4.52kw 2.3電動機轉速計較 滾筒工作轉速n筒=60×1000V/（πD） =60×1000×2.0/（π×270） =141.54r/min 取V帶傳動比i帶=2～4 取一級圓柱齒輪減速器傳動比i齒輪=3～5 傳動

16、裝置的總比i總=6～20 所以電動機轉速范n=i×n筒=（6～20）×141.54=849.24～2830.8r/min. 2.4根據(jù)以上數(shù)據(jù)選擇轉速為n=1500r/min的Y132M-4電動機，電動機的主要參數(shù)如表 型號 額定功率/kw 滿載轉速r/min 額定轉矩 最大轉矩 Y132M-4 5.0 1440 2.2 2.0 3. 計算總傳動比并分配各級傳動比 3.1總傳動比的計算：i總=n電動/n筒=1440/141.54=10.17 3.2分配各級傳動比 根據(jù)一級圓柱齒輪減速器傳動比i齒輪=3～5合理，取i齒輪=4 由于

17、i總=i齒輪×i帶 所以i帶=i總/i齒輪=10.17/4=2.54 3.3各軸轉速、功率和扭矩的計算 1)轉速：n0=n電機=1440r/min n1=n0/i帶=1440/2.54=566.93r/min n2=n0/i齒輪=1440/4=360r/min n3=n2=360r/min 2)功率：P0=P工作=4.52kw P1=P0×η帶=4.52×0.96=4.34kw P2=P1×η齒×η軸=4.34×0.97×0.98=4.

18、13kw P3=P2×η軸×η聯(lián)=4.13×0.98×0.99=4.01kw 3）扭矩：T0=9550×P0/n0=9550×4.52/1440=29.98N.m T1=9550×P1/n1=9550×4.34/566.93=73.11N.m T2=9550×P2/n2=9550×4.13/360=109.56N.m T3=9550×P3/n3=9550×4.01/360=106.38N.m 4.傳動零件的設計及其計算 4.1V帶傳動的設計計

19、算 1）V帶類型的選擇：根據(jù)工作條件查教材表8.9取KA=1 所以PC=KA×P0=1×4.52=4.52kw 根據(jù)n=1440r/min，PC=4.52kw查教材圖8-10可知選用A型V帶 2）確定V帶輪基準直徑： 由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為63～100mm 則取dd1=90mm>dmin=63 dd2=n1/n2·dd1=1440/566.93×90=22

20、9mm 由課本P74表5-4，取dd2=230mm 實際從動輪轉速n2’=n1dd1/dd2=1440×90/230 =563.48r/min 轉速誤差為：（n2-n2’）/n2=（566.93-563.48）/566.93 =0.006<0.05(在允許范圍) 3） 帶速驗算：V=πdd1n1/60×1000 =π×90×1440/60×1000

21、 =6.78m/s 在5~25m/s范圍內，所以帶速適合 4）確定中心距和帶長：根據(jù)課本公式可知 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0.7（90+230）≤a0≤2（90+230） 所以224mm≤a0≤640mm 選取中心距a0=500mm 帶的基準長度用下面公式計算 L0=2 a0+3.14（dd1+ dd2）/2+（dd2-dd1）2/4 a0

22、 =2x500+3.14(90+230)/2+(230-90)2/4x500 =1512.2mm 查表8-8得相近的基準長度Ld=1600mm 實際中心距a=a0+（Ld- L0）/2=500+（1600-1512.2）/2 =543.9mm 5)計算小帶輪包角是否合適 α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（230-90）/543

23、.9×57.30 =1800-14.750 =165.250>1200（所以合適） 5）確定V帶的根數(shù) 查表用插值法求得單根V帶的基本額定功率P0=1.91kW，按A型帶和dd1查得 n1=1200r/min與n1=1460r/min時， P0的值分別為1.66、1.93，當n1=1400r/min P0=1.66+((1.93-1.66)/(1460-1200))x(1440-1200) =1.909kW 用插值法求得增量功率ΔP0=0.168kW 用插值法求得包角系數(shù)K?=0.95 帶長修正系數(shù)kL=0.99 由式下面公式計算得

24、 Z≥Pc/( P0+ΔP0) K?kL =4.52/(1.91+0.168)x0.95x0.99=2.04 取Z=3根 6)軸上壓力計較 單根V帶初拉力： F0=[500PC/（ZV）]×（2.5/Kα-1）+qV2 =[500×4.52/（3×6.78）]×(2.5/0.96-1)+0.1×6.782N =182.84N 其中q=0.1kg.m 所以可以求得軸承的壓力FQ， FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×3×182.84sin（165.250/2） =1087.96N 4.2單級圓柱齒輪的計劃比較 1）

25、齒輪材料及精度的選擇 考慮到本齒輪傳動沒有特殊要求，所以可以使用普通齒輪材料，又因為要求小齒輪的齒面硬度大于大齒輪的齒面硬度30HBS～50HBS的要求，所以選擇材2SiMn為小齒輪的材料,取齒面硬度區(qū)間為217～286HBS，而大齒輪則使用45鋼，正火處理，齒面硬度220HBS根據(jù)教材選擇7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm 2)按齒面打仗疲勞強度計劃齒輪 由前面計較可知傳動比i齒輪=4 小齒輪的齒數(shù)取Z1=20。則大齒輪齒數(shù)： Z2=i齒輪Z1=4×20=80 則齒輪傳動現(xiàn)實傳動比I0=80/20=4

26、 齒數(shù)比：u=I0=4，按照表格取φd=0.9 3)轉矩T1 轉矩T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×4.13/360 =109559.72N·mm 4)許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH，查資料的： σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa 由講義查表得打仗委靡的壽命系數(shù) ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 依照經常使用齒輪的一樣平常靠得住性要求安全系數(shù)SH=1. [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa

27、 =524.4Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa =343Mpa 載荷系數(shù)k取k=1 所以d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1×109559.72×(4+1)/0.9×3× 3432]1/3=91.55mm 齒輪模數(shù)：m=d1/Z1=91.55/20=4.58mm 按照課本取齒輪尺度模數(shù)：m=5mm 5) 齒根曲折疲勞強度校核 校核公式如下所示 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 先舉行有關參數(shù)的計較 分度圓直徑的確定：d1=mZ1=5×

28、20mm=100mm d2=mZ2=5×80mm=400mm 齒寬的確定：b=φdd1=0.9×100mm=90mm，齒寬取b=90mm， b1=90mm 6)齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa 根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=80查相應表可得：YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.24 YSa2=1.70,許用彎曲應力[σF] [σF]= σFlim YSTYNT/SF 查設計表可知： σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 取試驗齒輪的應力修正系數(shù)Y

29、ST=2，安全系數(shù)SF=1.25 7)經由過程公式計較兩輪的許用彎曲應力可知： [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25=408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa 校核疲勞強度是否合適：將參數(shù)帶入下面公式得 σF1=2kT1/（bm2Z1)YFa1YSa1=2×1×109559.72/（90×52×20) ×2.80×1.55 =21.13Mpa< [σF]1=408.32Mpa σF2=2kT1/（bm2Z2)YFa1

30、YSa1=2×1×109559.72/（90×52×80) ×2.24×1.70 =4.64Mpa< [σF]2=302.4Mpa 因此齒輪的疲勞強度合適。 8）齒輪傳動中心矩a的計算： a=m/2(Z1+Z2)=5/2(20+80)=250mm 9)齒輪的圓周速率V的計算： V=πd1n1/（60×1000）=π×100×360/（60×1000） =1.884m/s 5.傳動軸的設計計算 5.1輸入軸的計劃及其計較 1）材料選擇以及軸長度的初步計算：傳動軸無特殊要求，因此選

31、用45剛，正火處理。 由d≥115 (4.34/566.93)1/3=22.66mm且考慮到鍵槽，必須將直徑增大5%，所以 d≧22.66×(1+5%)mm=23.79mm,所以取d=24mm 2）輸入軸結構設計 軸上零件的定位、牢固和裝配： 將齒輪裝在箱體中央，相對于兩軸承對稱分布，右邊用套筒軸向固定，齒輪左面用軸肩定位，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，使用過度配合固定 3)各段軸的直徑和長度的肯定 工段：d1=24mm 長度取L1=50mm，由h=2c ，c=1.5mm得： II段軸長:d2=d1+2h=24+4×1.5=30mm，

32、即d2=30mm 開端選用定7206c型角打仗球軸承，其內徑為25mm寬度為16mm 斟酌齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有必然間隔。取套筒長為20mm，經由過程密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并斟酌聯(lián)軸器和箱體外壁應有必然矩離而定， 為此，取該段長為55mm，安置齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直徑d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=41mm 由于c=1.5， h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 長度與右面的套筒相同，即

33、L4=20mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊 裝尺寸h=3.該段直徑應?。海?0+3×2）=36mm 因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm 按彎矩復合強度計算 分度圓直徑：已知d1=100mm 轉矩：已知T2=73110N·mm 所以圓周力：Ft=2T2/d2=2×73110/30=4874.0N 徑向力Fr=Ft·tanα=4874×tan200=1764.2N 該軸兩軸承對稱所以有LA=LB=50mm 繪制軸受力簡圖

34、（如圖a） 繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=882.1N，F(xiàn)AZ=FBZ=Ft/2=2437N 由對稱關系知截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=882.1×100/2=44.105N·m 繪制水平面彎矩圖（如圖c）： 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=2437×100/2=121.85N·m 繪制合彎矩圖（如圖d）： MC=(MC12+MC22)1/2=(44.1052+121.852)1/2=129.59N·m 繪制扭矩圖（如圖e）： 轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=58.5

35、5N·m 繪制當量彎矩圖（如圖f）： 轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[129.592+(1×73.11)2]1/2=148.79N·m 4）校核危險截面C的強度 σe=Mec/（0.1d33）=148.79/（0.1×413）=21.59MPa< [σ-1]b=60MPa 因此該軸強度足夠 5.2輸出軸的設計及其計算 1）材料選擇以及軸長度的初次計較：傳動軸暫無特殊要求，因此選用45剛，正火處理。 取c=115,，由d≥c(P3/n3)1/3=115(4.13/360)1/3=25.94mm

36、，所以取d=26mm 2）軸的結構設計 軸的零件定位、牢固和裝配： 齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，右面用套筒軸向定位，齒輪左面用軸肩定位，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位采用鍵和過渡配合，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 3）各段軸的直徑和長度的確定： 斟酌使用7207c型角接球軸承，內徑為35mm，寬度為17mm。取套筒長為20mm，經由過程密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并斟酌聯(lián)軸器和箱體外壁應有必然矩離而定， 為此，取該段長為41mm，安置齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm. 計算方法使用彎扭復合強度： 分度圓直徑：已知d2

37、=400mm 轉矩：T3=109.56N·m 所以圓周力Ft=2T3/d2=2×109.56×103/400=547.8N 徑向力Fr=Ft·tanα=547.8×0.36379=199.4N 由兩軸承對稱可知：LA=LB=49mm 支向反力FAX、FAZ： FAX=FBY=Fr/2=199.4/2=99.7N FAZ=FBZ=Ft/2=547.8/2=273.9N 由對稱關系截面C的彎矩也對稱，所以截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=99.7×98/2=48.85N·m 截面C在水平面彎矩為： MC2=FAZL/2=273.9×98/2=134.21N·m

38、合成彎矩：MC=（MC12+MC22）1/2=（48.852+134.212）1/2=142.82N·m 計算當量彎矩：取α=1，所以Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[142.822+(1×109.56)2]1/2 =180.00N·m 4）校核危險截面C的強度 σe=Mec/（0.1d）=180.00/(0.1×453)=19.75Mpa<[σ-1]b=60Mpa 因此皺的強度也合適 6滾動軸承的選擇及校核計算 6.1輸入軸承計劃與計較 軸承預計壽命為20×365×24=175200小時 1）已知條件： nⅡ=458.2r/min，兩軸承徑向反力：FR1=FR2

39、=500.2N 斟酌使用兩軸承為角接觸球軸承7206AC型軸承內部軸向，所以 FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N 2)由于FS1+Fa=FS2 Fa=0 任取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N 3）系數(shù)x、y的求解： FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63，F(xiàn)A2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 查資料得e=0.68 由于FA1/FR1

40、1、P2 查資料取f P=1.5，P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N，P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N 5)軸承壽命的計算： 因P1=P2 所以取P=750.3N，角接觸球軸承ε=3，查資料可得7206AC型的Cr=23000N 所以LH=16670/n(ftCr/P)ε=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>175200h 因此壽命符合要求。 6.2輸出軸承的計劃與計較 1)已知： nⅢ=76.4r/min ， Fa=0 ， FR

41、=FAZ=903.35N 根據(jù)前面選用7207AC型角接觸球軸承 查資料得FS=0.063FR,所以FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N 2) 計算軸向載荷FA1、FA2： 由于FS1+Fa=FS2 Fa=0 所以選取任意一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端 因此兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N 3)系數(shù)x、y的求解： FA1/FR1=569.1/903.35=0.63，F(xiàn)A2/FR2=569.1/930.35=0.63 根據(jù)資料可得：e=0.68 由于FA1/FR1

42、 同理FA2/FR2175200h 因此軸承符合要求 7.鍵聯(lián)接的選擇及

43、校核計較 7.1鍵型選擇 軸徑d1=22mm,L1=50mm 查找設計手冊選用C型平鍵，因此 相關參數(shù)為：A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N·m ， h=7mm，所以 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) 7.2輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N·m 查找設計手冊選A型平鍵 有關參數(shù)為：10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×2710

44、00/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa) 7.3輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm 查找設計手冊 選用A型平鍵 參數(shù)為：16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp] 8. 潤滑與密封 潤滑方式的選擇： 齒輪采用浸油潤滑，軸承適合開設油溝、飛濺潤滑。 密封方式的選擇： 選用凸緣式端蓋方便驚醒調整，并采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇 型密封圈實現(xiàn)密封。

45、 公式應另起一行，正文中的公式、算式或方程式等應編排序號，公式的編號用圓括號括起，序號標注于該式所在行(當有續(xù)行時，應標注于最后一行)的行末。公式可按章節(jié)順序編號或按全文統(tǒng)一編號。公式序號必須連續(xù)，不得重復或跳缺。重復引用的公式不得另編新序號。 參考文獻 [1]李海萍.機械設計基礎課程設計.機械工業(yè)出版社，2008. [2]隋明陽.機械設計基礎.機械工業(yè)出版社，2004. [3]劉鴻文.材料力學.高等教育出版社，2004. [4]孫恒，陳作模，葛文

46、杰.機械原理.高等教育出版社，2006版. [5]周靜卿，張淑娟，趙鳳芹.機械制圖與計算機繪圖.中國農業(yè)大學出版社，2004. [6]濮良貴，陳國定，吳立言.機械設計.高等教育出版社，2013. [7]秦曾煌，姜三勇.電工學.高等教育出版社，2009. [8]沈蓮.機械工程材料.機械工業(yè)出版社，2012. 19 致謝 我的畢業(yè)論文是在岑輝老師的精心指導和大力支持下完成的，他淵博的知識開闊的視野給了我深深的啟迪，論文凝聚著他的血汗，他以嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和敬業(yè)精神深深的感染了我對我的工作學習產生了深淵的影響

47、，在此我向他表示衷心的謝意。這四年來感謝許昌學院電氣信息工程學院及設施及制造及其自動化專業(yè)的老師對我專業(yè)思維及專業(yè)技能的培養(yǎng)，他們在學業(yè)上的心細指導為我工作和繼續(xù)學習打下了良好的基礎，在這里我要像諸位老師深深的鞠上一躬！特別是我們的輔導員邊雋邊老師，雖然她不是我的專業(yè)老師，但是在這四年來，在思想以及生活上給予我鼓舞與關懷讓我走出了很多失落的時候，“明師之恩，誠為過于天地，重于父母”，對邊老師的感激之情我無法用語言來表達，在此向邊老師致以最崇高的敬意和最真誠的謝意。感謝這三年來我的朋友以及201級機械設計制造及其自動化五班的三十多位多位同學對我在生活和工作上支持和關心。四年來我們真心相待，和睦共處，不是兄弟勝是兄弟！正是一路上有你們我的求學生涯才不會感到孤獨，馬上就要各奔前程了，希望你們有好的前途，失敗不要灰心，你的背后永遠有機械五班這個大家庭。 最后我要感謝我的父母，你們生我養(yǎng)我，縱有三世也無法回報你們，要離開你們出去工作了，我在心里默默的祝福你們平安健康，我不會讓你們失望的，會好好工作回報社會的。 20