二级分流式减速器计算说明机械设计基础课程设计2690843.doc

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1、机械设计基础课程设计机械设计基础课程设计二级分流式减速器计算说明书题 目 运输带传动设计 院 系 机电工程系 目录目录2第一章 设计任务书3第二章 传动方案拟定4第三章 电动机的选择53.1选择电动机类型53.2选择电动机的容量计算53.3电动机转速选择及型号确定5第四章 传动装置总体设计74.1计算传动比及分配各级传动比总传动比74.2计算传动装置的运动和动力参数7第五章 皮带轮设计9第六章 齿轮传动设计116.1高速级齿轮传动设计116.2 低速级齿轮传动设计15第七章 轴的设计207.1中速轴(II)的设计207.2高速轴(I)的设计237.3低速轴()设计26第八章 轴的校核30第九章

2、 轴承的选择和校核计算329.1高速轴上的轴承选择与计算329.2中速轴上的轴承选择与计算329.3低速轴上的轴承选择与计算33第十章 键连接的选择与校核计算34第十一章 减速器附件设计36第十二章 润滑方式及密封形式的选择37第十三章 箱体设计38第十四章 总结39第十五章 参考文献40第一章 设计任务书项目内容结果1.1工作条件连续单向运转，载荷有轻微震动，户外工作有粉尘。两班制工作，3年大修，使用期限10年(卷筒支撑及卷筒与运输带之间摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑)。1.2加工条件生产20台，中等规模机械厂，可加工78级精度齿轮。1.3设计工作量减速器装配图1张（A0或A1）零件图1

3、3张设计说明书1份1.4设计参数运输带工作拉力F()：运输带工作速V()：卷筒直径D()： 第二章 传动方案拟定卷筒由电动机驱动，电动机1通过V带2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器，结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动.传动方案见图1。两级分流式圆柱斜齿轮减速器 第三章 电动机的选择项目内容结果3.1选择电动机类型按已知工作条件和要求查1表12-1，选用Y系列一般用途的三相异步电动机3.2选择电动机的容量计算(1)求,卷筒所需总功率卷筒的转速(

4、2)求电动机至滚筒之间传动装置的总效率为：式中， ，分别为传动系统中带传动、每对轴承、圆柱齿轮传动及联轴器传动的效率，查1表1-7的=0.96、=0.99、=0.98、=0.993=0.96=0.99=0.98=0.993(3)求所需电动机的功率：查1表12-1取额定功率：3.3电动机转速选择及型号确定(1)求该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅2表2-3传比为查1表13-2得V带传动比 卷筒转速 电动机转速可选范围(2)确定型号可见同步转速为1500r/min ，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1500r/min ，3000r/min的两种电动机进行比较，如下表3-1 表

5、3-1电动机技术数据比较方案电动机型号额定功率电动机转速质量/kg同步转速满载转速1Y132S1-25.5300029002.3642Y132S-45.5150014402.268综合考虑电动机和传动转至尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选择Y132S-4型电动机。电动机的外形、安装尺寸见表2 表3-2电动机的外形、安装尺寸型号ABCDEFGHY132S-421617889801033132KABACADHDBBL12280270210315200475 Y132S-4第四章 传动装置总体设计项目内容结果4.1计算传动比及分配各级传动比总传动比(1)总传动比(2)分配传动比查1表13-2

6、取由2得分流式减速器中取,这里取高速级传动比,则低速级传动比为 4.2计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速电动机轴为轴,减速器高速级轴为轴,中速轴为轴,低速级轴为轴，滚筒轴为轴，则 卷筒转速在运输带允许误差之内，合适(2)各轴功率 (3)各轴转矩 第五章 皮带轮设计项目内容结果1求查3表13-8得：2选V带型号选用普通V带，由，查3图13-15得此坐标位于A型区域内A型3求大小带轮基准直径查3表13-9得应不小于75mm，现取由3式13-9得取，其误差小于，故允许4.验算带速带速在525m/s范围内，合适5.求V带基准长度和中心距初步选取中心距取，符合由3式13-2得带长查3表13-2对

7、A型带选用再由3式13-16计算实际中心距6.验算小带轮包角由3式13-1得合适合适7.求V带根数Z由3式13-15得：根据，查3表13-3得：，查3表13-3得：传动比查3表13-5得：由查3表13-7和表13-2得取5根8.求作用在带轮轴上的压力查3表13-1得：，由式13-17得：单根V带初拉力作用在带轮轴上的压力为：9.带轮结构尺寸小带轮工作图，见图5-1图5-1小带轮工作图第六章 齿轮传动设计项目内容结果6.1高速级齿轮传动设计(1)选择材料、精度及参数按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）查图表3表11-

8、1，选择:小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为217286HBS， 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为197286HBS。 查3表11-5 取,.，齿轮弯曲疲劳许用应力则=（+）/2 =（700+600）/2=650MPa齿轮接触疲劳许用应力小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220 HBS(2)按齿面接触强度设计依式计算1)确定公式内各计算数值a载荷系数初选载荷系数b小、大齿轮齿数、，齿数比初选小齿轮齿数，则大齿轮齿数,取实际齿数比: C小齿轮传递的转矩d选、查3 (P171)选取节点区域系数查3表11-4弹性系数e螺旋角及其系数初选螺旋角：螺旋

9、角系数：f齿宽系数由3表11-6知，软齿面、对称分布取：-g计算小齿轮分度圆直径按式计算小齿轮分度圆直径2)计算圆周速度=3.1447.71654.54/（601000）m/s=1.64m/s3)计算齿宽b及模数 4)计算载荷系数根据有轻微冲击,使用系数;根据V=1.64 m/s，7级精度查4图9-23得动载系数;查4表10-4接触疲劳齿向载荷分布系数 的值与直齿轮相同得：;查4图10-13得弯曲强度计算齿向载荷系数：;查4表10-3得齿间载荷分布系数：则载荷系数5)按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式得:(3)按齿根弯曲疲劳强度设计按式计算1)确定公式内各计算数值a.载荷系数b.计算当量齿数

10、、c.齿形系数查3图11-8 ，d.齿根修正系数查3图11-9 ，e.计算大小齿轮的并加以比较 =2.661.61/336=0.01275 =2.231.78/252=0.01575，0.012750.01575大齿轮值大f.计算模数由3表4-1取按接触疲劳强度得的分度圆直径计算应有的齿数： 取由=26，则取(4)几何尺寸计算1)中心距将中心距圆整为122mm2)修正螺旋角按圆整的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数 ， ，等不必修正3)计算大小齿轮的分度圆直径、 圆整后取，4)计算齿轮宽度、圆整后取 ，(5)验算齿面接触强度将各参数代入3式(11-8)得安全安全(6)齿轮的圆周速度对照3表

11、11-2选7级精度是适宜的适宜(7)结构设计由小齿轮做成齿轮轴，由160mm500mm ，大齿轮采用腹板式结构6.2 低速级齿轮传动设计(1)选择材料、精度及参数按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） 查图表3表11-1，选择:小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为217286HBS， 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为197286HBS。 查3表11-5 取,.，齿轮弯曲疲劳许用应力则=（+）/2 =（700+600）/2=650MPa齿轮接触疲劳许用应力小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS大齿轮材料为4

12、5钢（调质），硬度为220 HBS(2)按齿面接触强度设计依式计算1)确定公式内各计算数值a.载荷系数初选载荷系数b.小、大齿轮齿数、，齿数比初选小齿轮齿数，则大齿轮齿数,取实际齿数比: c.小齿轮传递的转矩d.选、查3 (P171)选取节点区域系数查3表11-4弹性系数f.齿宽系数由3表11-6知，软齿面、对称分布取：-g.计算小齿轮分度圆直径计算小齿轮分度圆直径2)计算圆周速度3)计算齿宽b及模数 4)计算载荷系数根据有轻微冲击,使用系数：;根据V=0.83m/s，7级精度查4图9-23得动载系数：;查4表10-4接触疲劳齿向载荷分布系数：;查4图（图10-13）弯曲强度计算齿向载荷系数得

13、;查4表（表10-3）得齿间载荷分布系数则载荷系数5)按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式得:6)模数(3)按齿根弯曲疲劳强度设计按式计算1)确定公式内各计算数值a.载荷系数b.齿形系数查3图11-8 ，c.齿根修正系数查3图11-9 ，d.计算大小齿轮的并加以比较 =2.61.63/336=0.01261 =2.251.77/252=0.01580，0.012610.01580大齿轮值大e.计算模数由以上计算结果对比，由齿面疲劳接触强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳接触强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径来计算应有的齿数计算应

14、有的齿数得： 取由则，取(4)几何尺寸计算1)中心距将中心距圆整为182mm2)计算大小齿轮的分度圆直径、 圆整后取，3)计算齿轮宽度、圆整后取 ，(5)验算轮齿弯曲强度由3式11-5安全(6)齿轮的圆周速度对照3表11-2选7级精度是适宜的适宜(7)结构设计小齿轮（齿轮3）采用实心结构，大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构各齿轮参数见表6-1 表6-1各齿轮参数齿宽b模数m齿数Z分度圆直径d中心距a高速级小齿轮50 22654123高速级大齿轮4592192低速级小齿轮853.52898182低速级大齿轮8076266第七章 轴的设计7.1中速轴(II)的设计已知中速轴的传递功率，转速，转矩，齿轮

15、2和分度圆直径，齿轮宽度，齿轮3分度圆直径，齿轮宽度1求作用在齿轮上的力轴上力的方向如下图7-1所示 图7-1轴上力的方向2初步确定轴的最小直径根据式初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查3图表14-2，取，得该轴直径，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，取轴颈增大5%则 ，该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为3轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案如图7-2所示根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 图7-2中速轴上零件的装配方案(1)轴承与轴段及轴段由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，故初步选取0组游隙，0级公差6009轴承，其尺寸为dDB=45mm7

16、5mm16mm,内圈定位轴肩直径，外圈定位内径，故取轴段和轴段的直径(2)齿轮2、2、轴段和轴段的设计轴段上安装齿轮2，轴段上安装齿轮2，为了便于齿轮的安装，和应分别大于和，可取齿轮2左端采用轴肩定位，右端采用套筒定位，套筒外径取60mm。宽度取b=10mm，齿轮2左端采用轴肩定位右端采用套筒定位(3)齿轮3和轴段由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，由为了齿轮3便于安装取。取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取。(4)轴段和轴段的长度因为 ，(5)轴段齿轮2左端采用轴肩定位，根据 则：，取，取(6

17、)箱体内壁之间距离 轴段和长度齿轮2左端面与箱体内壁距离与齿轮2右端面与箱体内壁距离均取为则箱体内壁之间的距离为：该减速器齿轮的圆周速度小于3m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距离箱体内壁的距离取为，中间轴上两个齿轮的固定均有挡油环完成，挡油环轴孔宽度初定为 轴段的长度为：轴段的长度为：7)轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键型键连接按:，； ，；，。查1图表4-1取各键的尺寸为：轴段和选键：bhL=14mm9mm40mm 轴段选键：bhL=16mm10mm70mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6(8)确定轴上圆角和倒角尺寸查

18、1表1-27，取轴端倒角为1.5，各轴肩处圆角半径为R17.2高速轴(I)的设计项目内容结果已知高速轴传递功率，转速，转矩，每个齿轮传递转矩齿轮1和分度圆直径齿宽1. 求作用在齿轮上的力圆周力、径向力及轴向力的方向如图7-3所示 图7-3 圆周力 ，径向力及轴向力的方向2.定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢r，调质处理。查3图表14-2，取，得该轴直径，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，取轴颈增大5%则，圆整后取。输入轴的最小直径是安装大带轮处的直径。考虑到该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的直径d1=30mm。3.轴结构

19、设计拟定轴上零件的装配方案如图所示7-4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 图7-4高速轴上零件的装配方案(1) 带轮和轴段 轴段的直径d1=30mm，带轮轮彀的宽度为（1.52.0）d1=4560mm，取带轮轮彀的宽度L带轮=58mm，轴段的长度应略小于彀孔的宽度，取L1=55mmL带轮=58mmL1=55mm(2) 密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1)d1=(0.070.1) 30=2.13mm。轴段的轴径d2=d1+2(2.13)=34.236mm，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈

20、油封，查参考文献1中表7-12选毡圈 35，则d2=35mmd2=35mm(3)轴承与轴段及轴段该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据，查GB/T276-1994初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6008，其尺寸为 dDB=40mm68mm15mm ，内圈定位轴肩直径，外圈定位内径，故取轴段的直径。轴承用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，齿轮2左端面与箱体内壁距离与齿轮2右端面与箱体内壁距离均取为，则通常一根轴上的两个轴承应取相同相同的型号，则 (4)齿轮与轴段和该段、上安

21、装齿轮1和1，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定，则由参考文献1中表4-1知该处键的截面尺寸为bh=12mm8mm,由于54242故该轴设计成齿轮轴，则有，(5)轴段由、低速小齿轮齿宽，则：该轴段直径可略大于轴承定位轴肩的直径，则(6)轴段的长度该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度有关及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为：，由参考文献1中表111知，下箱座壁厚：，取。由参考文献1中表151知：地脚螺钉直径，取地脚螺栓为M18。，则取轴承旁螺栓直径为M14，查参考文献1中表112知，则箱体轴承座宽度取。，则取机盖与机座连接螺栓直径为M10。，则取轴承端盖直径为M8。，则取轴承端盖凸缘

22、厚度，取轴承端盖与轴承座间的调整垫片厚度为mm。为方便在不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面距轴承端面表面距离，带轮采用腹板式，螺栓的装拆空间足够。则(7)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=31.8mm，则由图7-4所示可得轴的支点及受力点间的距离为4轴上零件的周向定位带轮与轴段间采用C型普通平键连接，按L1=55mm 查1图表4-1取各键的尺寸为：轴段选键：bhL=C10mm8mm45mm 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m65.确定轴上圆角和倒角尺寸查1表1-27，取轴端倒角为1.5，各轴肩处圆角半径为R17.3低速轴()设计

23、项目内容结果已知已知低速轴的传递功率P3=4.64kW，转速n3=70.1r/min，转矩齿轮4分度圆直径，齿轮宽度1求作用在齿轮上的力 2初步确定轴的最小直径根据式初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查3图表14-2，取，得该轴直径，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，取轴颈增大5%则 3轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案如图所示7-5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 图7-5低速轴上零件的装配方案(1)联轴器和轴段该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。查3 图表17-1，取=1.5 ，则根据，查1表8-7标准GB/T5014-2003考虑到带式

24、运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用LX4型弹性柱销联轴器, J型轴孔,选取轴孔直径d=50mm，其轴孔长度L=84mm，则轴的最小直径，相应的轴端的直径，取长度略小于毂空宽度取(2) 密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度。轴段的轴径，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查参考文献1中表7-12选毡圈 60，则d7=60mm(3)轴承与轴段和根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6013，其尺寸为dDB=65mm100mm18mm，内圈定位轴肩直径，外圈定位内径故轴承采用脂润滑，

25、需要用挡油环，挡油环宽度初定为B1=22mm，故(4)轴段长度轴段的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓为M825，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，故联轴器轮毂端面的距离为。由轴承端盖凸缘厚度，取轴承端盖与轴承座间的调整垫片厚度为mm则有(4)齿轮与轴段该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定，齿轮4轮彀的宽度范围为（1.21.5）d3=84105mm，取其宽度为，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮彀略短，故取(5)轴段齿轮4右端采用轴肩定位，取轴段的轴径，取

26、(6)轴段和轴段轴承采用套筒定位，取，轴段轴承用轴肩定位，于是取(7)轴上力作用点的间距由图7-5所示可知轴的支点及受力点间的距离为(8)轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键型键连接查1图表4-1取各键的尺寸为：轴段选键：bhL=20mm12mm70mm轴段选键：C bhL=16mm10mm70mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6(9).确定轴上圆角和倒角尺寸查1表1-27，取轴端倒角为1.5，各轴肩处圆角半径为R1第八章 轴的校核项目内容结果已知(1)求支承反力垂直面支承反力水平面支承反力F力在支点产生的反力(2)求弯矩垂直面弯矩水平面弯矩F力在支点产生弯矩图F在a

27、-a截面力产生的弯矩为：a-a截面总弯矩支点2总弯矩(3)求轴传递的转矩(4)弯矩和扭矩图弯矩和扭矩见图8-1(5)按弯扭合成应力校核轴的强度由图8-1g可见a-a截面最危险，其当量弯矩对危险截面进行校核，认为轴扭转切应力是脉动循环变应力，取折合系数=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查3表14-3得因此，故轴安全。安全图8-1弯矩和扭矩图另外两个轴的校核方法类似，经校核安全第九章 轴承的选择和校核计算9.1高速轴上的轴承选择与计算项目内容结果由轴I的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一个，其受力，=0，=3 ，转速n=654.54r/min(1

28、) )查表查1表6-1滚动轴承样本知深沟球轴承6008的基本额定动载荷，基本额定静载荷(2)求轴承当量动载荷P因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，则(3)验算轴承寿命因工作情况平稳，查3表16-8取查3表16-9，取=1.2 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6008满足要求9.2中速轴上的轴承选择与计算项目内容结果由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6013，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=0，=3 ，转速(1) )查表查1表6-1知深沟球轴承6009的基本额定动载荷，基本额定静载荷(2)求轴承当量动载荷P因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，则(3

29、)验算轴承寿命验算轴承寿命因工作情况平稳，查3表16-8取查3表16-9，取=1.2 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6009满足要求9.3低速轴上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6013，由于受力对称，只需要计算一个，其受力，=0，=3 ，转速n=70.1/min(1)查表查1表6-1知深沟球轴承6013的基本额定动载荷，基本额定静载荷(2)求轴承当量动载荷P因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0则(3)验算轴承寿命查3表16-8取查3表16-9，取=1.2故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6013满足要求第十章 键连接的选择与校核计算项目

30、内容结果1带轮与高速轴I的键连接(1) 已知由高速轴I的设计知初步选用c型键： (2)校核键连接的强度键和轴材料都是钢，轮毂的材料是铸铁，查3表10-10得许用应力：=5060MPa，取=55MPa。键的工作长度由式可得可见连接的强度足够，选用满足要求2齿轮2、与中速轴II的键连接(1) 已知由中速轴II的设计知初步选用A型键：，(2)校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查3表10-10得许用应力：=100-120MPa，取。键的工作长度：。由式可得可见连接的强度足够，选用键满足要求3齿轮3与中速轴II的键连接(1) 已知由中速轴II的设计知初步选用A型键: (2)校核键连接的强度键、轴

31、和轮毂的材料都是钢，查3表10-10得许用应力：=100-120MPa，取。键的工作长度：。由式可得可见连接的强度足够，选用键满足要求4齿轮4与低速轴III的键连接(1)已知由低速轴III的设计知初步选用A键：(2)校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查3表10-10得许用应力=100-120MPa，取。键的工作长度：。由式可得：可见连接的强度足够，选用键满足要求5联轴器与低速轴III的键连接(1)已知由低速轴III的设计知初步选用C型键： (2)校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查3表10-10得许用应力=100-120MPa，取。键的工作长度：。由式可得可见连接的强度足够，选

32、用键满足要求第十一章 减速器附件设计项目内容结果1视孔盖查1表11-4选用的视孔盖。2通气器查1表11-5选用通气罩M181.5M181.53油面指示器查1表7-10选用杆式油标M16M164油塞查1表7-11选用M181.5型油塞和垫片M181.55起吊装置查13-18箱盖选用A型吊耳环M20 GB/T 825-1988M206定位销查1表4-4选用圆柱销GB/T119.1 8 m630M6307起盖螺钉查1表3-16选用螺钉M818 GB/T68-2000M818第十二章 润滑方式及密封形式的选择项目内容结果1齿轮的润滑采用浸油润滑，由于高速级大齿轮浸油深度不小于10mm，取为油深h=50

33、mm。查1表7-1，选用全损耗系统用油(GB/T 443-1989)L-AN22。L-AN222滚动轴承的润滑由于轴承值所以采用通用锂基润滑脂(GB 7321-1994)润滑，选用ZL-2润滑脂。ZL-2润滑脂3密封方法的选取由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴、轴及轴的轴承两端均采用凸缘式端盖。由于采用脂润滑，轴端采用间隙密封，用毡圈密封。毡圈密封第十三章 箱体设计根据1表11-1得箱体有关参数见表13-1 表13-1箱体有关参数名称符号设计依据设计结果箱座壁厚9箱盖壁厚8箱座凸缘厚度13.5箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度22.5地脚螺钉直径M18地脚螺钉数目4轴承旁联结螺栓直径14盖与座

34、联接螺栓直径10轴承端盖螺钉直径和数目,8，4窥视孔盖螺钉直径6定位销直径8、至外箱壁距离表11-220至凸缘边缘距离表11-218轴承旁凸台半径18凸台高度由轴承座外径确定50外箱壁至轴承座端面距离45大齿轮顶圆距内壁距离115齿轮端面与内壁距离212箱盖、箱座肋厚、 10第十四章 总结通过这次课程设计，我真是收获颇丰,不仅温习、巩固了课本上学所学知识，而且让我们在实际操 作中体会到了多动脑带来的快乐，团体合作的力量以及相互讨论的好处。机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，期间我们不仅对机械的设计的基本过程有了一个初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，也通过查阅

35、大量的书籍，对有关于机械设计的各种标准有了一定的认识，也加强了对课本的学习和认识。在老师的指导下锻炼了自己综合运用工程图学的理论，结合实际机件绘制标准机械图样的能力，并使所学知识得到进一步的巩固和深化。自己可以将所学理论和生产实践更好地结合起来，牢固地掌握制图知识,提高绘制机械图样的基本技能，与此同时在CAD训练与Pro/E训练方面有显著的提高，懂得公差的标注与整体装配图的组装。在课程设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能，真正做到了学以致用。并且当我们投入到设计当中去后，我们学会了怎样通过我们学过的知识去解决我们所遇到的问题。综合运用机

36、械设计课程的理论知识，分析和解决与本课程有关的实际问题，使所学知识进一步巩固和加深。第十五章 参考文献1 吴宗泽，罗圣国主编. 机械设计课程设计手册M.第3版. 北京：高等教育出版社，2006.52 孙宝钧主编. 机械设计课程设计M. 北京：高等教育出版社，19943 杨柯桢，程光蕴，李仲生主编. 机械设计基础M.第5版. 北京：高等教育出版社，2006.54 龙振宇主编. 机械设计M. 北京：机械工业出版社，2002.75 胡家秀主编. 简明机械零件设计实用手册M. 北京：机械工业出版社，1999.106 王伯平主编. 互换性与测量技术基础M. 北京：机械工业出版社，2008.127 何铭新，钱可强，徐祖茂主编. 机械制图M.第六版 北京：高等教育出版社，2010.7