班級：09機械C班 學(xué)號：29100101062 姓名：許桂林 課程設(shè)計機電工程學(xué)院機械設(shè)計 課程設(shè)計題 目 名 稱 設(shè)計一帶式輸送機傳動裝置 課 程 名 稱 機械設(shè)計 課程設(shè)計 學(xué) 生 姓 名 XXX 學(xué) 號 29100101062 班 級 09機械C班 指 導(dǎo) 教 師 XX 電子科技大學(xué)中山學(xué)院機電工程學(xué)院2012年6月18日計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果1、 課題題目設(shè)計帶式輸送機傳動裝置 傳動簡圖如圖1所示。工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為5%。帶式輸送機的傳動效率為0.96。圖1 帶式輸送機傳動簡圖圖2 電動機帶式輸送機的設(shè)計參數(shù)：輸送帶的牽引力1.25kN；輸送帶的速度為：1.8m/s；輸送帶滾筒的直徑250mm。簡圖1中的1、2、3、4、5、6分別為：1、電動機；2、三角帶傳動；3、減速器；4、聯(lián)軸器；5、傳動滾筒；6、皮帶運輸機。計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果2、 電機的選擇1、 類型和結(jié)構(gòu)的選擇三相交流異步電動機的結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉、維護方便，但一般應(yīng)用于工業(yè)。Y系列電動機是一般用途的全封閉式自扇冷式三相異步電動機，具有效率高、性能好、噪聲低、振動小等優(yōu)點，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機器上，如風機、輸送機、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械和食品機械等。所以，選用Y系列電動機作為帶式輸送機的電機。2、 功率的確定 電機的容量（功率）選擇是否合適，對電動機的工作和經(jīng)濟性都有影響。當容量小于工作要求時，電動機不能保證工作機的正常工作，或使電動機因長期過載而過早損壞；若容量過大，則電動機價格高，能力不能充分利用，而且因為經(jīng)常不在滿載下運行，其效率和功率因數(shù)較低，造成浪費。 工作機所需功率Pw(KW)Pw=FwVw/w=1.25KN1.8m/s0.962.34KW式中，F(xiàn)w為工作機的阻力，KN；Vw為工作機的線速度，m/s；為工作機的效率，帶式輸送機可取w=0.96。電動機至工作機的總效率總=12345 1為三角帶的傳動效率，2為齒輪傳動效率，3為滾動軸承的效率，4為聯(lián)軸器的效率，5為運輸機平型帶傳動效率。參考機械設(shè)計課程設(shè)計表3-1機械傳動效率概略值，第13頁，得：總=12345=0.960.970.980.990.960.88 所需電動機的功率Pd(KW)Pd=Pw/總=2.34/0.88KW=2.66KW 電動機額定功率Pm按PmPd來選取電動機型號。電動機功率的大小應(yīng)視工作機構(gòu)的負載變化狀況而定。3、 轉(zhuǎn)速的確定 滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速為nw=601000Vw/D=(6010001.8)/(3.14250)138r/min Vw為皮帶輸送機的帶速，D為滾筒的直徑。 額定功率相同的同類型電動機，有幾種不同的同步轉(zhuǎn)速。例如三相異步電動機有四種常用的同步轉(zhuǎn)速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min。一般最常用、市場上供應(yīng)最多的是同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min的電動機，綜合考慮各種情況，決定選用1000r/min的電動機。 選用Y系列電動機，參考機械設(shè)計課程設(shè)計表17-7 Y系列（IP144）三相異步電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)，第178頁，得：電動機的型號為Y132S-6，額定功率(Pm)為3KW（實物如圖2），滿載轉(zhuǎn)速（nm)為960r/min。2、 傳動比的分配1、電動機選定后，根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機的轉(zhuǎn)速nw即可確定傳動系統(tǒng)的總傳動比I，即I=nm/nw=960/138=6.9566.962、傳動系統(tǒng)的總傳動比i是各串聯(lián)機構(gòu)傳動比的連乘積，即I=i1i2=6.96式中，i1，i2為傳動系統(tǒng)中各級傳動機構(gòu)的傳動比。3、傳動比分配的一般原則各級傳動比可在各自自薦用值的范圍內(nèi)選取。各類機械傳動比薦用值和最大值，參考李育錫的機械設(shè)計課程設(shè)計表32 各類機械傳動的傳動比，第14頁。分配傳動比應(yīng)注意使各傳動件的尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱和利于安裝。傳動零件之間不應(yīng)造成互相干涉。使減速器各級大齒輪直徑相近，以利于實現(xiàn)油池潤滑。使所設(shè)計的傳動系統(tǒng)具有緊湊的外廓尺寸。4、所以，傳動系統(tǒng)中V型帶機構(gòu)的傳動比i1選擇2，則齒輪機構(gòu)的傳動比i2為3.48。3、 傳動參數(shù)的計算機器傳動系統(tǒng)的傳動參數(shù)主要是指各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩，它是進行傳動零件設(shè)計計算的重要依據(jù)。各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)高速軸1的轉(zhuǎn)速：n1=nm中間軸2的轉(zhuǎn)速：n2=n1/i1=960/2=480r/min低速軸3的轉(zhuǎn)速：n3=n2/i2=nm/(i1i2)=480/3.48=138r/min滾筒軸4的轉(zhuǎn)速：n4=n3=138r/min式中，nm為電動機的滿載速度；i1為高速級傳動比；i2為低速級傳動比。各軸輸入功率P（KW）高速軸1的轉(zhuǎn)速：P1=Pm=3KW中間軸2的轉(zhuǎn)速：P2=P11g=30.960.99=2.85KW低速軸3的轉(zhuǎn)速：P3=P22g=2.850.970.99=2.74KW滾筒軸4的轉(zhuǎn)速：P4=P3c3=2.740.990.96=2.60KW式中，Pm為電動機額定功率（KW)；c為聯(lián)軸器效率；g為一對軸承的效率；1為V型帶傳動的傳動效率；2為低速級齒輪傳動效率。各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm)高速軸1的轉(zhuǎn)速：T1=9550P1/n1=95503/960=29.84Nm中間軸2的轉(zhuǎn)速：T2=9550P2/n2=95502.85/480=56.70Nm低速軸3的轉(zhuǎn)速：T3=9550P3/n3=95502.74/138=189.62Nm滾筒軸4的轉(zhuǎn)速：T4=9550P4/n4=95502.60/138=179.93Nm4、 V型帶的設(shè)計1、 確定計算功率 計算功率Pca是根據(jù)傳遞的功率P和帶的工作條件而確定的Pca=KAP.KW.KW式中，Pca為計算功率，KW； KA為工作情況系數(shù)，這里取KA.，參考，教材第八版機械設(shè)計表8-7 工作情況系數(shù)KA，第156頁； P為所傳遞的額定功率，如電動機的額定功率或名義的負載功率，KW。2、 選擇V帶的帶型根據(jù)計算的功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速n1，確定普通V帶為A型，參考，教材第八版機械設(shè)計圖8-11 普通V帶選型圖，第157頁。由可得到小帶輪的基準直徑范圍為80mmdd100mm，再參考教材第八版機械設(shè)計的表8-6 V帶輪的最小基準直徑和表8-8 普通V帶的基準直徑系列，確定大小帶輪的基準直徑，應(yīng)使dd1（dd）min，初選dd1為100mm，dd2=2dd1=200mm，則帶速V1為：V1=dd1n1/(601000)=3.14100960/(601000)m/s5.02m/s因為算出來的帶速為5.02m/s，在525m/s范圍內(nèi)，符合要求。 確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld。根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距，通過計算，0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） 210mma0600mm初定中心距為a0=300mm。計算相應(yīng)的帶長Ld0Ld02a0+/2(dd1+dd2)+(dd1+dd2)2/4a0=2300+/2(100+200)+(100+200)2/(4300)=1146mm帶的基準長度Ld根據(jù)Ld0，參考教材第八版機械設(shè)計表8-2 V帶的基準長度系列及長度系數(shù)KL，第146頁，得Ld=1250mm。 計算中心距a及其變動范圍傳動的實際中心距近似為aa0(LdLd0)/2=300(12501146)/2=352mm考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊需要，常給出中心距的變動范圍為amin=a0.015Ld=3520.0151250334mmamax=a+0.03Ld=3520.031250390mm 驗算小帶輪上的包角1由設(shè)計經(jīng)驗可得，小帶輪上的包角1小于大帶輪上的包角2；小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)地小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動的工作能力，應(yīng)使190011800(dd2dd1)57.30a=1800(200100)57.30352163.70900 確定帶的根數(shù)zPca為計算功率，由式Pca=KAP得出，其中，KA為工作情況系數(shù)，P為傳遞的功率；Pr為額定功率，由式Pr=（P0P0）KaKL得出，其中，P0為單根普通V帶所能傳遞的最大功率，參考教材機械設(shè)計表84a 單根普通V帶的基本額定功率P0，第152頁，經(jīng)計算得P0=0.78KW，P0為單根V帶額定功率的增量，參考教材第八版機械設(shè)計表84b 單根普通V帶額定功率的增量P0，第153頁，經(jīng)計算得P0=0.02KW，Ka為包角不等于1800時的修正系數(shù)，參考教材第八版機械設(shè)計表85 包角的修正系數(shù)，第155頁，經(jīng)計算得Ka=0.96，KL為當帶長不等于實驗規(guī)定的特定帶長時的修正系數(shù)，參考教材第八版機械設(shè)計表82 V帶的基準長度系列及長度系數(shù)KL，第146頁，KL=0.93，則， Z=Pca/Pr=KAP/（P0P0）KaKL=3.6/（0.780.02）0.960.935.0410為了使各根V帶受力均勻，帶的根數(shù)不宜過多，一般少于10根，經(jīng)鑒定，符合要求,Z取6。 確定帶的初拉力F0 下式中，q為傳動帶單位長度的質(zhì)量，kg/m,參考教材第八版機械設(shè)計表83 V帶單位長度的質(zhì)量，第149頁，得p=0.1kg/m。F0min=500(2.5Ka)Pca/Kazvqv2=500(2.50.96)3.6/(0.9665.02)0.15.02298.39N對于新安裝的V帶，初拉力為1.5F0min；對于運轉(zhuǎn)后的V帶，初拉力應(yīng)為1.3F0min，則初拉力應(yīng)選F0=1.5F0min。 計算帶傳動的壓軸力Fp為了設(shè)計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力Fp，參考教材第八版機械設(shè)計圖813 壓軸力計算示意圖，第159頁。Fp=2zF0sin(1/2)=261.598.39sin(163.70/2)=1753.13N式中，1為小帶輪的包角。 V帶小輪二維零件圖（如圖3）圖3五、圓柱齒輪的設(shè)計1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 按圖1所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 輸送機為一般工作機器，速度不高，可以選用7級精度(GB 1009588)。 材料的選擇，參考教材第八版機械設(shè)計表101 常用齒輪材料及其力學(xué)特性，第191頁，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS。 選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=3.4820=69.6，取z2=70。2、 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式進行試算，即(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1=(95.5105P2)/n2=95.51052.85480=5.67104Nmm 參考教材第八版機械設(shè)計表107 圓柱齒輪的齒寬系數(shù)d，第205頁，選取齒寬系數(shù)d=1。 參考教材第八版機械設(shè)計表106 彈性影響系數(shù)ZE，第201頁，ZE=189.8MPa。 參考教材第八版機械設(shè)計圖1021d 齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim，第209頁，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù),其中，j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒輪面嚙合的次數(shù)；Lh為齒輪的工作壽命（單位為h）。N1=60n2jLh=604801(2830010)1.38109N2=N1/i2=(1.38109)/3.483.97108 參考教材第八版機械設(shè)計圖1019 接觸疲勞壽命系數(shù)KHN（當N>NC時，可根據(jù)經(jīng)驗在網(wǎng)紋內(nèi)取KHN值），取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92，KHN2=0.97。 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。1=（KHN1Hlim1）/S=0.92600MPa=552MPa2=（KHN2Hlim2）/S=0.97550MPa=533.5MPa(1) 計算 試算小齒輪分度圓直徑=53.12mm 計算圓周速度vV=(d1tn2)/(601000)=(53.12480)/(601000)m/s=1.33m/s 計算齒寬bb=dd1t=153.12mm=53.12mm 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)：mt=d1t/z1=53.12/20mm=2.656mm 齒高：h=2.25mt=2.252.656mm=5.98mm b/h=53.12/5.98=8.89 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.33m/s，7級精度，參考教材第八版機械設(shè)計圖108 動載系數(shù)Kv，第194頁，查得動載系數(shù)為Kv=1.06；直齒輪，KHa=KFa=1;參考教材第八版機械設(shè)計表102 使用系數(shù)KA，第193頁，查得使用系數(shù)KA=1；參考教材第八版機械設(shè)計表104接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)KH，第196頁，用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，經(jīng)計算得KH=1.418。由b/h=8.89，KH=1.418，參考教材第八版機械設(shè)計圖1013 彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)KF，第198頁，KF=1.33，故載荷系數(shù)K=KAKvKHaKH=11.0611.418=1.503按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑計算模數(shù)m：m=d1/z1=55.752/20mm=2.79mm3、 按齒根彎度強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 參考教材第八版機械設(shè)計圖1020c 調(diào)質(zhì)處理鋼的FE，第208頁，查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限FE2=380MPa； 參考教材第八版機械設(shè)計圖1018 彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN（當N>NC時，可根據(jù)經(jīng)驗在網(wǎng)紋內(nèi)取KFN值），第206頁，取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.90，KFN2=0.92； 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則F1=（KFN1FE1）/S=0.90500MPa=450MPaF2=（KFN2FE2）/S=0.92380MPa=349.6MPa 計算載荷系數(shù)KK=KAKvKFaKH=11.0611.33=1.410 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 參考教材第八版機械設(shè)計表105齒形系數(shù)YFa和YSa，第200頁，YFa1=2.8，YFa2=2.24；YSa1=1.55，YSa2=1.75。 計算大小齒輪的YFaYSa/F并加以比較YFa1YSa1/F1=2.81.55/450=0.00964YFa2YSa2/F2=2.241.75/349.6=0.01121 可以看出，大齒輪的數(shù)值大。 對此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.65并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=55.752mm，算出小齒輪齒數(shù)：z1=d1/m=55.752/228。 大齒輪齒數(shù)：z2=3.4828=97.4，取z2=98。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4、 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑d1=z1m=282=56mmd2=z2m=902=180mm齒根圓直徑：齒頂圓直徑：計算中心距：a=(d1d2)/2=(56180)/2=118mm計算齒輪寬度：b=dd1=156=56mm取B2=56mm，B1=61mm。六、軸的設(shè)計計算1、軸的材料和熱處理的選擇。根據(jù)題目意思，本軸并無特殊要求，也沒要尺寸大小限制，只要選擇合理即可。選45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB217255。2、 按扭矩估算最小直徑。參考教材第八版機械設(shè)計表153軸的常用幾種材料的及值，第370頁，查表得在126至103之間，取=115。主動軸：考慮鍵：選取標準直徑：。從動軸：考慮建：選取標準直徑：3、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（構(gòu)想的軸如圖4）。圖4根據(jù)軸上零件的定位、裝拆方便的要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設(shè)計為階梯軸。軸段的確定：由V帶輪的計算可得，小帶輪的長度為93mm，由上面計算可得軸的直徑最小值為22mm，所以選擇軸徑為25mm，長度為90mm。軸段和的確定：考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用單列向心球軸承，主動軸承根據(jù)軸頸值查機械零件設(shè)計手冊選擇6206兩個（GB/T 2761993），內(nèi)徑為30mm，外徑為62mm，寬度為16mm。套筒選擇10mm長的，擋油圈選擇2mm的，參考機械設(shè)計課程設(shè)計表51 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸之一，第23頁，得箱座壁厚為10mm。由上面的，分析得軸段的軸徑為30mm，長度為40mm；軸段的軸徑為30mm，長度為28mm。軸段的確定：由上面齒輪的計算可得，軸徑為56mm，長度為61mm。軸段和的確定：根據(jù)以往經(jīng)驗可得，軸徑都為45mm，長度都為8mm。4、主動軸的二維圖如圖5（鍵槽的大小還沒確定）。圖5主動軸5、同理可求得從動軸的二維圖如圖6（鍵槽大小還沒確定）。圖6從動軸6、 危險截面的強度校核。（1）從動軸的強度校核圓周力：徑向力：由于為直齒輪，軸向受力。從動軸的受力簡圖如圖7所示。圖7L=114mm扭矩：校核：由圖表查得，考慮建槽：則強度足夠。（2） 主動軸的強度校核，作主動軸的強度校核如圖8所示。圖8L=117mm扭矩：校核：由圖表查得，考慮建槽：則強度足夠。七、滾動軸承的選擇?？紤]軸受力嬌小且主要是徑向力，故選用單列向心球軸承。主動軸承根據(jù)軸頸值查機械零件設(shè)計手冊選擇6206兩個（GB/T 2761993），從動軸承6209兩個（GB/T 2761993）兩軸承承受純徑向載荷主動軸軸承壽命：深溝球軸承6206，基本額定動負荷，。預(yù)期壽命為：10年，兩班制所以，軸承壽命及格。從動軸軸承壽命：深溝球軸承6209，基本額定動負荷，。預(yù)期壽命為：10年，兩班制所以，軸承壽命及格。8、 鍵的選擇及校核1、 主動軸外伸端，考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵628 GB 10961990，b=6mm，L=28mm，h=6mm。選擇45鋼，其許用擠壓應(yīng)力。則強度足夠，合格。2、 從動軸外伸端，考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵1040 GB 10961990，b=10mm，L=40mm，h=8mm。選擇45鋼，其許用擠壓應(yīng)力。則強度足夠，合格。3、 與齒輪連接處，考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵1045 GB 10961990，b=10mm，L=45mm，h=8mm。選擇45鋼，其許用擠壓應(yīng)力。則強度足夠，合格。九、聯(lián)軸器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，K=1.3。選用TL6型（GB 124581990）彈性套柱削聯(lián)軸器，公稱尺寸轉(zhuǎn)矩=250（），。采用Y型軸孔，A型鍵，軸孔直徑d=32至40mm，選d=35mm,軸孔長度L=82mm。TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器有關(guān)參數(shù)。公稱轉(zhuǎn)矩：250（）；許用轉(zhuǎn)速：3300（）；軸孔直徑：35mm；軸孔長度：82mm；外徑：160mm；材料：HT200；軸孔類型：Y型；鍵槽類型：A型。十、箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算箱體是一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復(fù)雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結(jié)構(gòu)對工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復(fù)雜，各部分民尺寸按經(jīng)驗公式在裝配草圖的設(shè)計和繪制過程中確定如下：1.箱座壁厚；2.箱座凸緣厚度b=1.5，；3.箱蓋厚度；4.箱蓋凸緣厚度；5.箱底座凸緣厚度；6.軸承旁凸臺高度h=45mm，凸臺半徑R=20mm；7.齒輪軸端面與內(nèi)機臂距離；8.大齒輪齒頂與內(nèi)機壁距離；9.小齒輪端面到內(nèi)機壁距離；10.上下機體肋板厚度；11.主動軸承端蓋外徑；12.從動軸承端蓋外徑=130mm；13.地腳螺栓M16，數(shù)量6根。十一、減速器附件的選擇及簡要說明1.安裝端蓋的螺栓12個，材料為Q235，規(guī)格M616 GB 57821986；2.安裝端蓋的螺栓24個，材料為Q235，規(guī)格M825 GB 57821986；3.定位銷2個，材料為35，規(guī)格A640 GB 1171986；4.調(diào)整安裝墊圈3個，材料為65Mn，規(guī)格10 GB 931987；5.安裝螺母3個，材料為A3，規(guī)格M10 GB 61071986；6.測量油面高度的油標尺1條，材料為組合件；7.透氣通氣器1個，材料為A3。十二、減速器潤滑方式、密封形式、潤滑油牌號及用量的簡要說明1.潤滑方式。（1）齒輪v=1.33m/s<<12m/s，應(yīng)用噴油潤滑。但考慮成本及需要選用的浸油潤滑；（2）軸承采用潤滑脂潤滑。2.潤滑油牌號及用量。（1）齒輪潤滑選用150號機械油（GB 4431989），最低最高油面距（大齒輪）10mm至20mm，需油量為1.5L左右；（2）軸承潤滑選用ZL3型潤滑脂（GB 73241987），用油量為軸承間隙的1/3至1/2為宜。3.密封形式。（1）箱座與箱蓋凸緣的密封：選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法；（2）觀察孔和油孔等處結(jié)合面的密封：在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封；（3）軸承孔的密封：悶蓋和透蓋用作密封與之對應(yīng)的軸承外部，軸的外伸端與透蓋間的間隙，由于v<3m/s故選用半粗羊毛氈加以密封。十三、設(shè)計小結(jié)經(jīng)過一個月的設(shè)計計算，終于把該設(shè)計的所有工作都完成了，由于設(shè)計過程中經(jīng)常遇到一些別的事情，耽誤了一些時間，所以本次設(shè)計顯得比較倉促，考慮不周的地方也是在所難免的，但是經(jīng)過了查找資料、咨詢老師、詢問同學(xué)最終還是順利把該設(shè)計完成了。在做本設(shè)計的過程中，遇到了很多問題，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設(shè)計經(jīng)驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導(dǎo)，和同學(xué)們的熱情幫助下，使我找到了信心。通過自己的努力（查資料、問同學(xué)）把問題解決，當問題一個個被解決的時候，自己的內(nèi)心是喜悅的，那是一種無法描述的愉悅。經(jīng)過這次課程設(shè)計，我學(xué)到了很多東西，不僅鞏固和復(fù)習(xí)了前面所學(xué)的知識，而且還對機械設(shè)計這個專業(yè)有了更深的了解和認識，弄清楚了設(shè)計過程中會遇到的問題，為以后的設(shè)計工作提供了借鑒經(jīng)驗。在設(shè)計過程中培養(yǎng)了我的綜合運用機械設(shè)計課程及其他課程理論知識和利用生產(chǎn)時間知識來解決實際問題的能力，真正做到了學(xué)以致用。在此期間我與同學(xué)之間互相幫助，共同面對機械設(shè)計課程設(shè)計當中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團隊精神。在這些過程當中我充分的認識到自己在知識理解和接受應(yīng)用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學(xué)習(xí)能力的欠缺，將來要進一步加強，今后的學(xué)習(xí)還要更加的努力。本次課程設(shè)計不僅僅是對自己所學(xué)的知識的一次系統(tǒng)總結(jié)與應(yīng)用，還是對自己體質(zhì)的一次檢驗。本次課程設(shè)計由于時間的倉促，還有許多地方有不足之處。再加上課程設(shè)計選在臨近期末考試期間進行，在這樣的情況下完成了設(shè)計，還真不容易。在此，我要感謝指導(dǎo)我的老師，幫助我的同學(xué)，是你們的幫助，讓我順利完成了本次設(shè)計。十四、參考文獻1.濮良貴、紀名剛 第八版 機械設(shè)計 高等教育出版社；2.李育錫 機械設(shè)計 課程設(shè)計 高等教育出版社；3.孫巖、陳曉羅、熊涌、李志紅 機械設(shè)計 課程設(shè)計 北京理工大學(xué)出版社；4.吳宗澤 機械零件設(shè)計手冊 機械工業(yè)出版社 2004；5.王時任、郭文平 機械原理與機械零件 高等教育出版社 1983 11；6.陳錦昌、劉林 第四版計算機工程制圖 華南理工大學(xué)出版社?？?0.88Pd=2.66KWnw=138r/minI=6.69Pca.KWV1=5.02m/sLd01146mma352mmamin334mmamax390mm1163.70900Z5.0410Z取6F0min98.39NFp=1753.13NT1=5.67104NmmN11.38109N23.971081=552MPa2=533.5MPaV=1.33m/sb=53.12mmm=2.79mmF1=450MPaF2=349.6MPaK=1.410m=1.65mmm取2mmd1=56mmd2=180mma=118mmb=56mm主動軸從動軸主動軸承6206 2個從動軸承6209 2個主動軸外伸端鍵628GB 10961990從動軸外伸端鍵1040GB 10961990與齒輪連接處鍵1045GB 10961990選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器齒輪浸油潤滑軸承脂潤滑齒輪用150號機械油軸承用ZL3型潤滑脂16學(xué)校：電子科技大學(xué)中山學(xué)院 學(xué)院：機電工程學(xué)院 專業(yè)：09機械C班