热处理车间清洗零件输送设备的传动装置机械设计课程设计.doc

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1、黄石理工学院机械课程设计说明书一、 设计题目热处理车间清洗零件输送设备的传动装置二、运动简图1 电动机 2V带传动 3减速器 4联轴器 5滚 筒 6输送带 图1热处理车间清洗零件输送设备的传动装置运动简图三、工作条件该装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使用年限5年（每年按300天计算），输送带速度允许误差为5%。 四、原始数据 滚筒直径D360 mm,输送带的速度V=0.85 m/s,滚筒轴转矩T=900 Nm目 录一、 概述运动简图及原始数据 二、 电动机的选择三、 主要参数的计算四、 V带传动的设计计算 （一）V带的传动设计 （二）V带的结构设计五、 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设

2、计计算(一) 高速级齿轮的设计 （二） 低速级齿轮的设计六、 机座结构尺寸的计算七、 轴的设计计算（一）高速轴 （二）中间轴 （三）低速轴八、 键、联轴器等的选择与校核九、 滚动轴承及密封的选择与校核十、 润滑材料及齿轮轴承的润滑方法（一）齿轮润滑 （二）轴承润滑 十、 齿轮轴承的配合的选择十一、设计总结十二、参考文献二、电动机的选择1.计算工作机阻力F，由给定原始数据的2.计算工作机所需功率PW，其中V=0.85m/s 初选w=13.求总效率，查手册取V带的传动效率带=0.96，取两对齿轮的传动效率齿 =0.97，取滚动轴承的传动效率为滚=0.98,取弹性联轴器的效率联=0.99.取卷筒的效

3、率为卷=0.96 故可得到总=带。齿。齿。滚3 联卷=0.960.960.9930.9720.99=0.83 则 Pd=PW/=4.25/0.83=5.12kw故选取电动机的型号:Y132s-4(同步转速1500r/min,4极)其相关参数如下：额定功率满载转速堵转转矩最大转矩质量4kw1440r/min2.22.368Kg三、主要参数的计算1.确定总传动比和分配各级传动比（1） 计算滚筒转速nw（2）计算总的传动比，分配各级传动比 I总=nm/nw=1440/45.12=31.91由指导书有，初次分传动比：i0=2.5，i1=4.23，i2=3.022.计算传动装置的运动和动力参数（1）计算

4、各轴的转速n1=nm/i0=1440/2.5(r/min)=576r/minn2=n1/i1=576/4.23(r/min)=136.17r/minn3=n2/i2=136/302(r/min)=45.1r/min（2）计算各轴的功率。查手册计算得01=0.96 12=0.97 23=0.99P1=pd01=5.120.96kw=4.92kwP2=p112=4.920.970.99kw=4.72kwP3=p223=4.720.970.99kw=4.53kw （3）计算各轴的转矩Td=9550=33.96 NmT1=Tdi001=33.962.50.96=81.504 NmT2=T1i112=8

5、1.5044.230.970.99=331.07NmT3=T2i223=331.073.020.970.99=960.14Nm将以上计算数据列表如下:项目电机轴高速轴中间轴低速轴转速(r/min)1440576136.1745.1功率(kw)5.124.924.724.53转矩(Nm)33.9681.504331.07960.14四、V带传动的设计计算1.确定计算功率由于是两班制工作，工作是载荷平稳，即由材料表8-7查得工作情况系数kA=1.2。Pca=KAPd=1.25.12kw=6.144kw2.选择V带带型根据Pca=6.144kw,小带轮的转速nm=1440r/min, 由教材图8-1

6、1选用A型。3.确定带轮的基本直径dd并验算带速V 1)初选小带轮的基准直径dd1由教材表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=90mm 2）验算带速 按式（8-13）验算带速度一般V带的速度保持在525m/s,所以带速适合。3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮基准直径dd2dd2=idd1=2.590mm=225mm 查表8-8，可取dd2=250mm4.确定V带中心距a和基准长度Ld1) 根据式（8-20），初定中心距a0=500mm2) 确定相关带长 =2800+ 1546.6mm 查表选带的基准直径长度Ld0=1600mm3) 计算中心距a并确定其变化范围

7、aa0+=(500+amin=a-0.015Ld=527-0.0151600=503mmamax=a+0.03Ld=527+0.031600=575mm中心距变化范围为503mm575mm5.验算小带轮的包角 =162o90o6.确定带的根数 1）计算单根V带额定功率Pr由dd1=90mm和nm=1440r/min，查表（8-4a）得P0=1.064KW根据nm=1440r/min，i=2.5和A型带，查表8-4b得P0=0.17KW查表8-5得Ka=0.955,查表8-2得KL=0.99,则Pr=(P0+P0) KaKL=（1.064+0.17）0.9550.99kw=1.17kw2) 计算

8、V带的根数Z 故，可取z=6 7. 计算单根V带得初拉力的最小值（F0）min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m,则 =126.77N应使带的实际初拉力F0（F0）min。8. 计算带传动的压轴力Fp9.带轮的结构设计小带轮 采用是实心式，材料HT200, 大带轮 采用轮辐式，材料为HT200,.由于V带根数Z=6，所以B=5e+2f 由表8-10得 e=15mm，f=9 mm 即B=93 mm 由LB，取L=93 mm 五、减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（一）高速级齿轮的设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按运动简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动2）零件

9、输运设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度等级即可3）材料选择，选择小齿轮的材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS。4）选小齿轮的齿数Z1=22，则大齿轮的齿数Z2=224.23=955）选取螺旋角。（） 按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算值1)试选载荷系数;2)由图10-13选取区域系数=2.433;3)由图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度， 1=0.765,2=0.87,=1+2=1.635;4)由表10-7选取圆柱齿轮的齿宽系数=1;5)由表10-8查得弹性影响系数;6)由计算应力循环次数 N1=60jn1Lh=6

10、05761(283005)=8.2944108 N2 =7)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90 , KHN2=0.958) 计算接触疲劳许用应力由计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1,查图10-21d调质处理的钢，小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮的 (2)计算1)试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 b= d1t = 53.02mm = 2.25= 2.252.34mm=5.26mm 4)计算纵向重合度 =0.138z1tan=0.138122tan140=1.7445)计算载荷系数K已知使用系数，根据V=1.6m/s，7级精度;由图1

11、0-8查得动载系数;kv=1.08由图10-4查得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数=1.40;由图10-13查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数KF =1.36由图10-3查得齿向载荷分配系数1.4故载荷系数K=KAKVKHKH=11.081.41.4=2.126)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 7)计算模数 （）按齿根弯曲强度设计(1)确定计算参数1)计算载荷系数 =KAKVKFKF=11.081.41.36=2.062)根据纵向重合度=1.744知，由图10-28螺旋角影响系数知，Y=0.883)计算当量齿数 4)查取齿形系数和应力校正系数 由表10-5齿形系数及应力校正系数知，

12、YFa1 = 2.64, YFa2 = 2.18 , Ysa1 = 1.583, Ysa2 = 1.792 。5)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.5由和齿轮的弯曲疲劳强度极限知，由图10-18弯曲疲劳寿命系数知，KFN1 = 0.90,KFN2 = 0.92则 6)计算大、小齿轮的并加以比较知， 大齿轮的数值大。（2)设计计算对比计算可知,由齿面接触疲劳强度设计计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故可取mn=2按接触强度算得的分度圆的直径d1 = 58.12mm则小齿轮的齿数z1 = d1cos/mn = 28.25取z1=28,则z2 = 284.23=118

13、（）.几何尺寸计算(1)计算中心距故中心距圆整为151mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角因值变化不多,故系数都不必修正(3)计算大小齿轮的分度圆直径 (4)计算齿轮宽度B = d1 = 157.92mm = 57.92mm圆整后取B2 = 58mm,B1 = 63mm 。( 二)低速级齿轮的设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按运动简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动2）零件输运设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度等级即可3）材料选择选择小齿轮的材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS。4）选小齿轮的齿数z3=23，则大

14、齿轮的齿数z4=Z3u=233.02=705）选取螺旋角2. 按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算值1)试选载荷系数;2)由图10-13选取区域系数=2.4333)由图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度， 3=0.765,4=0.87,=3+4=1.635;4)由表10-7选取圆柱齿轮的齿宽系数=1;5)由表10-8查得弹性影响系数;6)由计算应力循环次数 N3=60jn2Lh =60136124000=1.9584108 N4= 1.9584108/3.02=6.4581077)由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN3=1.12 , KHN4=1.188) 计算接触疲劳许用应

15、力由计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1,查图10-21d调质处理的钢，小齿轮接触疲劳强度极限 ，大齿轮的 。 则(2)计算1)试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 b=d3t=75.05mm = =3.165mm =2.25 = 2.253.165 = 7.12mm b/ = = 10.544)计算纵向重合度 = 0.138z1tan = 0.138123tan140 = 1.8245)计算载荷系数K已知使用系数，根据V=0.534m/s，7级精度;由图10-8查得动载系数KV = 1.03;由图10-4查得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数=1.

16、424;由图10-13查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数KF=1.36;由图10-3查得齿向载荷分配系数1.4故载荷系数K=KAKVKHKH=11.031.41.424=2.074;6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 7)计算模数 （3）.按齿根弯曲强度设计(1)确定计算参数1)计算载荷系数 =KAKVKFKF =11.031.41.36 =1.96;2)根据纵向重合度=1.824知，由图10-28螺旋角影响系数知， Y=0.883)计算当量齿数 4)查取齿形系数和应力校正系数 由表10-5齿形系数及应力校正系数知， YFa3 = 2.616 , YFa4 = 2.227 , Ysa3

17、= 1.591, Ysa4 = 1.763 。5)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数， 由和齿轮的弯曲疲劳强度极限知，FE3 = 500MPa, FE4 = 380MPa由图10-18弯曲疲劳寿命系数知，KFN3 = 0.93,KFN4 =0.90则6)计算大、小齿轮的并加以比较知， 大齿轮的数值大。（2)设计计算对比计算可知,由齿面接触疲劳强度设计计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故可取mn = 3 按接触强度算得的分度圆的直径d3 = 81.8mm则小齿轮的齿数z3 = d3cos/mn = 26.45取z3=27,则z4 = 3.0227= 824.几何尺寸计算(

18、1)计算中心距故中心距圆整为169mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角因值变化不多,故系数都不必修正(3)计算大小齿轮的分度圆直径(4)计算齿轮宽度B = d1 = 183.27mm = 83.27mm圆整后取B4 = 85mm,B3 = 90mm 。六、 机座结构尺寸的计算 箱体结构设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40m

19、m为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油

20、标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸

21、缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.210齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚7轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（轴）150（3轴）七、轴的设计计算（一）高速轴 已知：， 选择轴的材料查表15-1，选40Cr，调质处理 初步估算轴的最小直径由式（15-2）知，查表15-3，取

22、轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，与带轮相配合，且对于直径的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。取轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 各轴段直径的确定与大带轮相连的轴段是最小直径，取；大带轮定位轴肩的高度取，则；选7306AC型轴承，则，左端轴承定位轴肩高度去，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取 轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,大带轮宽度为，轴承端盖宽度30mm.箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离，分别为，大带轮与箱体之间的间隙。与之对应的轴各段长度分别为， (3)轴上零件

23、的周向定位带轮的周向定位采用圆头普通平键连接，按，由手册查得平键的截面，键槽用键槽铣刀加工，键长为80mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见零件图首先确定顶轴承的支点位置时,查表对于7006AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. . 求轴上的载荷 主动轴的载荷分析图:， 画输出轴的受力简图，如图（a）所示。 画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得： 则 画竖直平面

24、的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得则 画合成弯矩图，如图（d）所示。 画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉动循环，取，则由当量弯矩图可知C截面为危险截面，当量弯矩最大值为。 验算轴的直径因为C截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而C截面的设计直径为,所以强度足够。键的选择与校核 带论处：选择键的类型和尺寸选用圆头普通平键，由，查手册，平键的截面为，由轮毂宽度，键长为 校核键的连接强度轴、键的材料都是钢，查表6-2，取轴、键、齿轮三者的许用挤压应力为键的工作长度为键的连接强度足够。齿轮处：选择键的类型和尺寸选用圆头普通平键，由，查手册，平键的截面为，由轮毂宽

25、度B=63，键长为校核键的连接强度轴、键的材料都是钢，查表6-2，取轴、键、齿轮三者的许用挤压应力为键的工作长度为键的连接强度足够。滚动轴承的选择和寿命计算已知：轴颈d=35mm,载荷平稳。初选7306AC型轴承，查手册， 求轴承总轴向力。 求派生轴向力 判断轴承是压紧还是放松 B轴承压紧，A轴承放松。 求轴承总轴向力（正装）2）求当量动载荷查表13-6，取查表13-5，取。 3）校核轴承寿命查表13-4，取选7306AC型轴承合适。（二）中间轴 已知：， 选择轴的材料查表15-1，选45钢，调质处理，硬度为217255HBS。 初步估算轴的最小直径由式（15-2）知，查表15-3，取，取轴的

26、结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度与滚动轴承相连的轴段是最小直径，选7310AC型轴承，则；与左边齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则，右边齿轮配合的轴段直径。 轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离为。与之对应的轴各段长度分别为，。轴上零件的周向定位齿轮的周向定位均采用圆头普通平键连接，按，由手册查得平键的截面，键槽用键槽铣刀加工，小齿轮处键长为80mm,大齿轮处键长为50mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是

27、由过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见CAD零件图首先确定顶轴承的支点位置时,查表，对于7010AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. . 求轴上的载荷 画输出轴的受力简图，如图（a）所示。 画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得： 画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得： 则 画合成弯矩图，如图（d）所示。 画转矩图，如图（e）所示。 画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉动循环，取，则由当量弯矩图可知C截面为危险截面，

28、当量弯矩最大值为。 验算轴的直径因为C截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而C截面的设计直径为,所以强度足够。 滚动轴承的选择和寿命计算已知：轴颈d=50mm,载荷平稳。 。初选7310AC型轴承，查手册，求轴承总轴向力。 求派生轴向力 判断轴承是压紧还是放松 B轴承压紧，A轴承放松。 求轴承总轴向力2）求当量动载荷查表13-6，取查表13-5，取。3）校核轴承寿命查表13-4，取 选7310AC型轴承合适。键的选择与校核已知：轴，大齿轮的材料为45钢，小齿轮材料为40Cr,传递的转矩为，载荷平稳， 选择键的类型和尺寸由中间轴的设计可知，两处均选用圆头普通平键，大齿轮处平键的截面为，键长

29、为，小齿轮处平键的截面为，键长为。 校核键的连接强度大齿轮处：轴、键、大齿轮的材料都是钢，查表6-2，取轴、键、大齿轮三者的许用挤压应力为键的工作长度为键的连接强度足够。小齿轮处：查表6-2，取轴、键、大齿轮三者的许用挤压应力为键的工作长度为键的连接强度足够。（三）低速轴 已知：， 选择轴的材料查表15-1，选45钢，调质处理，硬度为217255HBS。 初步估算轴的最小直径由式（15-2）知，查表15-3，取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算扭矩，查表14-1，考虑到转矩变化不大，故取则有。按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，

30、查手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度为L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长为轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 与联轴器相连的轴段是最小直径，取；联轴器定位轴肩的高度取，则；选7213AC型轴承，则，右端轴承定位轴肩高度去，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则。 轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,联轴器与轴配合的毂孔长度为，轴承端盖宽度30mm.箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离，分别为，联轴器与箱体之间的间隙。与

31、之对应的轴各段长度分别为，轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键连接，按，由手册查得平键的截面，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接选用平键截面，键长为80mm,半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径cad零件图及转配图所示 首先确定顶轴承的支点位置时,查表对于7012AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. . 求轴上的载荷 从动轴的载荷分析图: 画输出轴的受力简图，如图（a）所

32、示。 画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得： 则 画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：则 画合成弯矩图，如图（d）所示。 画转矩图，如图（e）所示。 画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉动循环，取，则由当量弯矩图可知C截面为危险截面 验算轴的直径因为C截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而C截面的设计直径为,所以强度足够。键的选择与校核已知：轴，大齿轮的材料为45钢，联轴器的材料为灰铸铁，传递的转矩为，载荷平稳， 1)选择键的类型和尺寸由轴的设计可知，齿轮处选用圆头普通平键，平键的截面为，键长为联轴器处选用单头

33、普通平键，平键的截面为，键长为。2)校核键的连接强度齿轮处：轴、键、齿轮的材料都是钢，查表6-2，取轴、键、齿轮三者的许用挤压应力为键的工作长度为键的连接强度足够。联轴器处：轴、键的材料都是钢，查表6-2，取轴、键的许用挤压应力为联轴器的材料是灰铸铁，查表6-2，取联轴器的许用挤压应力为键的工作长度为键的连接强度足够。滚动轴承的选择和寿命计算已知：载荷平稳。初选7213AC型轴承，查手册，求轴承总轴向力。1)求派生轴向力2)判断轴承是压紧还是放松 A轴承压紧，B轴承放松。3)求轴承总轴向力4）求当量动载荷查表13-6，取查表13-5，取5）校核轴承寿命查表13-4，取选7213AC型轴承合适。

34、八、密封的选择高速轴I：已知：由，查手册，选择毡圈密封。低速轴III：已知：由，查手册选择毡圈密封。九、 润滑剂与齿轮轴承的润滑方法 对于二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器的润滑方式：高速级大齿浸油深度约0.7倍齿高且h=10mm,低速级，当v=0.812m,大齿轮浸油深度为一个齿根高，且浸油深度为10mm1/6齿轮高度，故选择齿轮润滑油的深度为60mm。其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为。密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。（1）齿轮1：已知

35、：齿轮2：已知： 齿轮3：已知： 齿轮4已知：即齿轮都采用浸油润滑。（2）轴承润滑1)高速轴上轴承：30576=172801.6102）中间轴上轴承：50136=68001.6103)低速轴上轴承：6545.1=2931.51.610所以三对轴承都采用脂润滑。十、设计总结转眼之间，为期三个周的机械设计课程设计就这样匆匆结束了，在这段时间内，让我们亲身体验到了机械设计的基本模式和相关流程，不仅对机械设计这门课程有了新的认识，也对今后的专业学习有了深刻的了解。在这次课程设计中，我们根据老师所给的题目去构思，查阅参考资料及相关资料，收集并整理设计中所需要的所有资料。在这些日子里，每个人都不分昼夜的忙

36、碌着计算相关数据，在数据的陪伴下，走过了这段时间。时至今日，胜利完成任务的我们真正地尝试到了作为一名设计者的辛酸与喜悦。通过本次课程设计，我们学会了如何综合地去运用所学的知识去解决问题，真正做到了理论知识与实际设计相结合。理论联系实际，更加深了我们对所学的知识的认识与了解，让我们受益匪浅。机械设计是一个庞大而复杂的系统工程，单枪匹马去完成一项任务是十分困难的，要想顺利完成任务，必须依靠集体的力量，这要求我们要有合理的分工和密切的配合，集思广益，将一个个复杂的问题分解成许多小问题，各个击破，然后进行整合，只有这样才能设计出效果最佳的产品，同时也可以大大提高工作效率。所以，本次设计不仅仅是一次理论

37、联系实践的过程，也让我们深切体验到了团队合作的重要性和必要性。十一、参考文献1机械设计，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第8版；2机械设计课程设计，高等教育出版社，席伟光，杨光，李波主编，2003年2月第1版；3机械设计（第七版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版；4简明机械设计手册，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；5减速器选用手册，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；6工程机械构造图册，机械工业出版社，刘希平主编；7机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；8互换性与技术测量（第四版），中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。