减速器课程设计

I说明书设计题目：锥齿轮减速器专业班级：机械1003班学生姓名：杨黎明学生学号：20107208指导教师：赵登峰西南科技大学目录一、引言 1二、 设计题目2.1 传动方案2.2 带式运输机的工作原理2.3 工作情况2.4 设计数据2.5 设计内容三、电动机的选择3.1 选择电动机的类型3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比四、 传动零件的设计和计算4.1 选择圆锥齿轮传动的设计计算4.2 开式圆柱齿轮的设计计算五、 减速箱结构的设计5.1 箱体整体设计及参数选择5.2 减速器的尺寸及型号选择六、 轴的计算与校核6.1 轴的材料选择6.2 轴的尺寸计算6.3 轴上的载荷及其校核6.4 校核该轴承的寿命及强度七、键连接的选择和计算7.1 查表选择符合要求的键7.2 校核键是否符合设计要求八、联轴器的选择8.1根据电动机转轴直径、轴的最小直径、传动转矩选取联轴器九、密封和润滑的设计9.1 齿轮的润滑9.2 滚动轴承的润滑9.3润滑油的选择9.4 密封方法选取十、设计小结010.1 心得体会10.2 致谢十一、参考文献41一、引言课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的主要环节。本次是设计一个锥 轮减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。课程设计 内容包括：设计题目，电机选择，运动学动力学计算，传动零件的设计及计算， 减速器结构设计，轴的设计计算与校核。此次课程设计是完成一个锥轮减速器的设计和 CAD 软件等相关专业课程学习 之后，一个重要的综合环节，在设计之前，要具备机械制图、公差与技术测量、 机械原理、工程材料成型技术、机械设计、等方面的基础知识和专业知识。课程设计主要目的是：（1）综合运用机械设计、机械制图、公差与测量技术等方面的知识，分析和 解决机械课程设计过程中遇到的问题，近一步加深对所学的知识理解和解决相关 不懂的问题。（2）通过设计实践，逐步树立正确的设计思路，增强创新意识，基本掌握机 械课程设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。（3）通过计算绘图和运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行 课程设计的技能训练，真正的懂得做课程设计明确思路和方向。为此后的毕业设 计和就业准备打下良好的基础。锥齿轮减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及计算机辅助制造（CAM/CAD）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的 研究，将进一步深入的对这一技术进行深入的了解和学习。减速器的设计基本上 符合生产设计的要求，限于目前学生水平有限，错误之处在所难免，望老师予以 批评改正二、设计题目：带式运输机传动装置的设计1. 传动方案锥齿轮减速器-开式齿轮2. 带式运输机的工作原理如图（a）3. 工作情况1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境 最高温度35度；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380、220V；5） 运输带速度允许误差：5%；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。4. 设计数据运输带工作拉力F/N 2800 运输带工作速度 V/（m/s） 1.4卷筒直径 D/mm 3505 设计内容1）按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置2）完成减速器装配图 1 张；3）零件工作图 1-3 张；4）编写设计计算说明书一份。三、电动机的选择：（一）、电动机的选择1、选择电动机的类型： 按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。2、选择电动机容量 ： 电动机所需的功率为：p二匕kwd耳a（其中：P为电动机功率，P为负载功率，“ a为总效率。 dwFv1000KW, 所以 pdFv10001aKW传动效率分别为：联轴器效率1 =1 = 0.9915 滚动轴承的效率1 =1 =1 =1 = 0.982468 圆锥齿轮传动效率1 = 0.963 开式齿轮传动效率1 = 0.957 卷筒传动效率1 = 0.95 传动装置的总效率1 a应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积，即:1 =11= 0.984 x 0.992 x 0.96 x 0.95 x 0.95 = 0.783a 1 2 3 4 5 6 7 8 9所以Fvp =d 10001a2800x1.4=5.0 1000 x 0.783KW3、确定电动机转速卷筒轴工作转速为n=60 x 1000v兀D60 x 1000 x 1.4兀 x 350=76.43 rmin查表可得：一级圆锥齿轮减速器传动比 i = 2 3 ，一级开式齿轮传动比1i =3 7 ，则总传动比合理范围为 i = 6 21，故电动机转速的可选范围为 2an = i n = (6 21) x 76.43 = 458.6 1605.1 r mind a符合这一范围的同步转速有750,1000和1500r min根据这个查表可以选择的电动机有以下几种：方 案电动机型号额定功 率PKW电动机转速 r/min电动机 重量Kg参考价 格 元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动 比齿轮传 动减速器1Y132S -45.515001440682Y132M2 -65.51000960843Y160M2 -85.5750710119综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比可见第2个方案比 较合适因此选定电动机型号为Y132M 2 -6,其主要性能如下表2型号额定功率KW满载时起动屯流 额定电流起动转袒 额定转矩最大转矩转速 r/min电流A效率%功率因数新怎转免Y132M2 -65.59602.02.0电动机主要外形和安装尺寸列于下表:广hEllci日-JY80-Y132ACah地脚中心外形尺寸脚底安装尺螺栓轴伸尺寸安装部位尺寸高HL x(AC 2 + AD)x HD寸A x B孔直D x EF x GD径K132515 x 345 x 315216 x 1781238 x 8010 x 41（二）、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、总传动比由选定的的电动机满载转速和工作机主动轴转速n 可得传动装置的 总传动比为H 二囲 （1）电动机型号为Y132M2-6 ，满载转速E3 = 960r/m，且工作机主 动轴转速n二76.43r/min,则由上面公式（1）可得：96076.43二 12.562、分配传动比总传动比为各级传动比的乘积，即i = i i i（2）a 1 2n设H 分别为圆锥齿轮的传动比和圆柱齿轮的传动比，在圆锥齿轮减速器 的传动比范围内U = 3则由公式（2）可得i = i i = 12.56a 0i 12.560=4.19根据圆柱齿轮减速器的传动比范围可取4，则i二罟二314。3、计算传动装置的运动和动力参数1）、各轴转速=_m = 960 r minII轴nn = = 305.73r /minii i0III轴nn = 305.73r /miniii1W轴nn = m = 76.43r / miniVi(2)、各轴输入功率I轴P = P xn xn = 4.85kwid12II轴p = p xn xn = 4.56kwiii34III轴p = p xn xn = 4.43kwiiiii56W轴P = P xn xn = 4.12kwViiii78(3)、各轴输入转矩P电机轴输出转矩T = 95507 = 49.74N m dn m所以各轴输出转矩为：I轴T = T xn xn = 48.26N mid12II轴T = T x i xn xn = 136.21N miii034III轴T = T xn xn = 132.15N miiiii56w轴T = T x i xn xn = 515.50N m iViii78轴名效率PKW转矩TN*M转速n r/m传动比效率0输入输出输入输出电动机轴5.0I轴4.854.6648. 26II轴4.564.51136.21III轴4.434.21132.15IV轴4.123.91515.5049.7496010.9746.3396030.94134.85305.7310.97125.54305.734.190.93489.4376.43四、传动零件的设计计算（一）、选择圆锥齿轮传动的设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度，齿形角 = 20，齿 顶高系数h *二1，顶隙系数c*二0.2。a（2）材料选择，小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45 刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。2. 按齿面接触疲劳强度设计（Z ZE_HI G HP公式：4.7 KT屮（1 - 0.5屮）2u* RR1）、确定公式内的各计算值1）查得材料弹性影响系数Z = 189.8MPa2，节点区域系数Z = 2.5。EH2） 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b二600MPa，大齿轮的接H lim1触疲劳极限b= 550MPa。H lim23）计算应力循环次数小齿轮：N厂 6叫=60x960x 1 x8x 16x 250 二 1.84x 1。9大齿轮： N=N = X109 = 6.28 x 108 u4)查表得到： S= 1.2 , H minS= 1.6 .F min5)查得接触批量寿命系数Z 二 0.93N1ZN2二 0.976)计算接触疲劳许用应力Z G 0.93x600G= N1_H lim1 = 465MPaHP1S1.2H minZ G0.97x550G = N2_H lim2 = 444.6MP。HP2S1.27)H min可以选取Ka =1.25，%=】.2, q=】.2, K广h所以 K = K K K K =1.25x1.2x1.2x1=1.8A V 卩 a8) T = 9.55 x 106 P = 48247.4N mm19)屮=0.3R10) u = i = 3444.6MPa(2)计算1) 试算小齿轮的分度圆直径带入许用应力中的较小值G hp23 I 得：d it4.7 KT1勺屮(1 0.5屮)2u jRR(Z ZE_HG 丿HP /)2=89.42mm2)计算圆周速度 v60 x1000v =兀吧=眇42 X 960 = 4.492 ms 60 x10003）齿数，由公式得大齿轮齿数d2 二叮 3 X 103-36 = 268-26mm，C=18所以 z = c 5 i2 6d =70.942 * 2z 71取 z = 71，则 z = 2 = 23.67 ,2133取 z = 24。贝V齿数比u = 2 = 21 = 2.96,i z 241与设计要求传动比的误差为1.33%，可用。4）模数大端模数= d = 89.42 =3.73 m = 1 = 3.73mmz241取标准模数 m=4mm。5）大端分度圆直径d = mz = 4 X 24 = 96mm11d = mz = 4 X 71 = 284mm22小齿轮大端分度圆直径大于强度计算要求的 89.43mm。6）节锥顶距2 4 X 24=xd + 2.962 = 149.969mm（不能圆整）7）节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等）116 = arctg = arctg = 18.664968=183954 1u2.966 = 90 6 = 71.335032=71206 218）大端齿顶圆直径小齿轮d = d + 2m cos 6 = 101.61mma111大齿轮 d = d + 2m cos6 = 285.89mm a 2229)取齿宽b =屮 R = 0.3 x 149.969R44.99mmb = b = 45 mm1210）进行强度校核计算i14.7 KT 二 Z Zi二402.37MPa4.7KTY Y1 Fa so（1 0.5屮）2 z2GRR 1 FP（1）确定公式内的各计算值1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b = 500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度FE1b= 380MPa。FE22）查得弯曲疲劳寿命系数Y = 0.86,Y = 0.9N1N 23）计算弯曲疲劳许用应力Ybb =_FE1砌1S取弯曲疲劳系数 S=1.6 则=086 * 500 = 268.75MPa1.6Y b0.9*380b N 2 FE 2 213.75MPa、2S 1.64）查取齿形系数 Y 2.65 ，Fa1Y 2.23Fa25）应力校正系数Y 1.58，sa1Y 1.76 sa2YY6）计算大小齿轮的Fa sa，并加以比较: bFP丄=265 * 小=0.01558b268.75FP1Y Y 2.23 x 1.76Fa2_sa 2 =b427.50.01836FP2大齿轮大所以取 0.01836(2) 、带入以上数据可以求得3m=2.65；4.7KTY Y|1Fasa 一屮（1 - 0.划）2 z2G v1 + u2RR 1 FP(3) 进行强度校核计算带入公式4KTg 二1Y Y = 206.74MPa：2KT Y Y Y：v z 2bL d 1FP(1)、确定公式中的各计算值： 1)查得:齿轮的弯曲疲劳强度极限b = 280MPaFE1大齿轮的弯曲疲劳强度极限b fe2 = 270MPa2）计算应力循环系数：N 二 60n jL = 60x 320x 2 x 8 x 16 x 250 = 1.23 x 1091 1 hN = N = 123 = 3.08 x 1082 u 43）从而查到寿命系数Y二0.93, Y二0.97N1N 24）选取疲劳安全系数S=2, Y二2,ST得到：cfeist Y =x 0.93 = 260.4MPaFP1SN 12c二 c FE2Yst Y 二 270 x 2 x 0.97 二 261.9MPaFP 2SN123) 材料弹性系数Z二188.0MPa2E4) 选取齿宽系数屮=0.5d5) 计算载荷系数 K选取 K = 1.25 , K 二 1.15 , K 二 1.2, K 二 1 avBa所以 K 二 K K K K 二 1.25x 1.15x 1.2x 1 二 1.725A V B a6)初选Z = 20，则相应的 Y= 2.8 , Y = 1.55 ；1Fa1sa1Y 二 2.22，Y 二 1.77Fa2sa 2YY所以Fa1_sa1 = 0.0167cFP1YYF2 sa2 = 0.015选取较大值cFP2又选取Y = 0.75g7) 计算工作转矩P4.43T = 9.55 x 106 * = 9.55 x 106 x= 138378.6N mm1n305.73III(2)、带入计算得：3 ：2KT Y Y Ym1 Fa sa g = 3.10屮z 2 c d 1FP所以选取 m=3.75m中心距a二-(z1+ z ) = 187.5mm2(4)分度圆直径d = mz1175mmd = mz = 300mm22齿轮宽度B =屮d = 0.5 x 75 = 37.5mmd1所以取大齿轮宽度为38mm齿轮宽度为43mm7）数据整理名称符号公式直齿圆 柱小齿 轮直齿圆柱大 齿轮齿数Zz2080模数mm3.75传动比ii3.75分度圆直径dd = MZ75300齿顶高hAh = h * mAA3.753.75齿根高hh = (h * + c *)m/A4.54.5齿全高hh = h + hA/8.258.25齿顶圆直径dAd = d + 2hAA82.5307.5齿根圆直径dd = d 2h/ /67.5292.5基圆直径dBd = d cos20。B70.48281.9中心距AA = M(Z + Z )/21 2187.5齿距pp =n M11.78齿厚s兀MS =25.89齿槽宽e兀M E =26.28顶隙cC = C *M1.00齿宽BB =屮dd i5853五、减速器的结构设计名称符号减速器型式及尺寸关系/mm箱座壁厚58箱盖壁厚5 18箱盖凸缘厚度b112箱座凸缘厚度b12箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df12地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径d19机盖与座联接螺栓直 径d27联接螺栓d的间距2l180轴承端盖螺栓直径d35视孔盖螺钉直径d44定位销直径d5d、d、d到外箱壁距 f12离C118、 16、 13d、d至凸缘边缘距离 f2C216、 14、 11轴承旁凸台半径R1凸台高度h外箱壁至轴承座端面 距离l130大齿轮顶圆与内相壁 距离A112齿轮端面与内箱壁距 离A210箱盖、箱座肋厚m、mm 沁 10 ； m u 10 1 ，轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度t9轴承旁联接螺栓距离S六、轴的计算一、减速器高速轴 I 的设计（一）、轴的材料初选轴的材料为 45刚，调质处理，其机械性能查表可得t 二 60MPaQ 二 640MPaQ 二 275MPa,P 二 155MPa。-1 bb-1-1（二）、轴的尺寸计算1、求输出轴上的功率P，转速n和转矩TIII由前面的计算可得 P4.85kwn = 960 r. minT = 48.26N mi2、初步确定轴的最小直径查得C = 1103 rp3 4 85d =C= 110x= 18.87 mmminn960I 13、轴的结构设计(1)下图为I轴的装配方案：(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图:4、选择联轴器：根据条件选取K = 1.3A确定联轴器转矩 T = KT = 1.3 x 48.26 = 62.738N mcaA I结合电动机型号，选用弹性套柱销联轴器，型号LT6联轴器J138 X 60J 35 x 601即该端选用的半轴连接器的孔径d = 35mm，故取轴径d = 35mm，半联轴器毂1 1空的长度L = 60 mm故取 l1 60mm5、初步选择滚动轴承轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取 0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6208，其尺寸为d x D x B = 40mm x 80mm x 18mm。从而可以知道：d 二 40mm , l 二 17 mm。336、由经验公式算肩高度：h = 0.07 x 40 + （12） = （3.8 4.8）mm故取h=4mm，从而确定d = 48mm4由书上公式要求得：l u 2.5d I = 83mm，取l = 87mm4133417、根据轴承安装方便的要求，取， d ,d 都比 d 小， 则：253故取：d = 37mm 和 d = 39mm25根据安装轴承旁螺栓的要求取 l = 50mm。2根据齿轮与内壁的距离要求，取l = 16mm42所以 l = l l = 87 16 = 71mm441428、根据齿轮孔的轴径和长度，确定d = 36mm, l = 58mm66至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。9、轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半联轴器与轴 的联接处的平键截面b x h = 10mm x 8mm，键槽用键槽铳刀加工，长为50mm（标 准键长见GB/T 1096 1079 ）。为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选 择 联 轴 器 轮 毂 与 轴 配 合 为 H7/k6 。 齿 轮 与 轴 的 联 接 处 的 平 键 截 面 b x h = 10mm x 8mm （GB /T1096 2003 ），键槽用键槽铳刀加工，长为26mm准键 长见GB/T1096 2003 ）。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮 毂与轴配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选 轴的直径尺寸公差为 m6。10、确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45 ,各轴肩处的圆角半径见图（三）、求轴上的载荷及其校核根据轴的结构图，做出轴的计算简图:（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。轴承1和轴承2之间的距离为88mm，轴承2和锥齿轮间的距离为51.5mm1、计算作用在齿轮上的力圆锥小齿轮d =1 - 0.5 -d =-0.5 x 29 m1IR丿1L149.89 丿x 96 = 86.71mm厂2T2 x 48.26 x 100086.71F =4 = 1111.13Nt dm1F = F tan a cos a = 1111.13 x tan 20 cos18.66。= 384.15N r1t1F = F tan a sin a = 1111.13 x tan 20 sin18.66 = 129.39Na1t1圆锥大齿轮F = F = 129.39Nr 2a 1F 二 F 二 384.15Na 2r12、用在轴上的支反力F 二-650.26N ,N1F 二 1671.39NN2F =150.24N,H1F = 538.39NH2A1=129.39N,A2所以 F =、;F2 + F2 = 667.39N1径向 N1H1所以 F = JF2 + F2 = 1755.96N2径向V N 2H 23、校核轴承寿命：查手册得6207型深沟球轴承参数C = 29500N, C = 18000N r 0 r查表8.6得 f =1.0p1）计算轴承所承受的轴向载荷因为轴承 1 固定，轴承2 游离，结合受力分析图可知，轴承1被“压紧”，轴承2 被“放松”。由此可得轴承 2 不受轴向力，所以A = F =129.39N, A = 0N1a 122）计算当量动负荷A 129.39轴承1： = 一一 = 0.007，由表8.5，用线性插值法可求得：e = 0.175C 1800010A129.39=0.194 eF667.3911径向由 e 查表 8.5，并用线性插值法求得： x = 0.56, y = 2.36 ，由此可得 1 1 1P = f (xF+ y A)= 1.0x(0.56x667.39 + 2.36x 129.39)= 679.1N1 p 1 1径向1 1轴承2：各0O由表8.5,用线性插值法可得：e = 0.1622 = 0 P2 p 2 2 径向2 2 1(3) 轴承寿命 L 计算h因为P 32000h106L =h106( 29500、60 x n J P 丿260 x 960 J 1755.96.丿3= 82318h 32000h所选轴承 6208 深沟球轴承合格(3) 做弯矩图根据上述的图,求出总的弯矩和做出弯矩图M = 150.24 x 88 = 13221.12N - mm vMh = 650*26 x 88 = 57222*88N -mmM = -M 2 + M 2 = 58730.37 N - mm VH(4) 作扭矩图扭矩图如图 11.2(机械设计课本)所示,为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成oT,a的含义见前面，并且取a = 0.6(5) 作出计算弯矩图根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图M，M的计算公式为 ca caM = Jm 2 +(a T 丄cammM = M 2 +（a T ）2 =. eF831.2912径向由e查表8.5，并用线性插值法求得：x = 0.56,y = 2.2，由此可得 1 1 1P = f Cf + y A)= 1.2x(0.56x831.29 + 2.2x384.15)= 1572.78N2 p 2 2 径向2 2轴承 1：由表8.5,用线性插值法可得：e = 0.161A1F1径向由 e 差表 8.5,用线性插值法求得 x =1,y =0,由此可得1 1 1P = f (xF+ y A)= 1.2 x(1 x 377.8 + 0)= 453.36N P ,所以按轴承2计算轴承的寿命12106 ( c 106( 16200 V60 x 320 J 1572.78 丿= 56916h 32000h所选轴承 6007 深沟球轴承合格。6. 做弯矩图：根据上述见图,求出总的弯矩并作弯矩图Mh =145-5 X185-8 = E N -mmM = 328.96 x 142.5 = 46876.8N - mmv1M = 199.57 x 34.5 = 6885.165N - mmv2M =：-M 2 + M 2W VHM = -,：M 2 + M 2 = 54113.46N - mm1 V1HM = ：M 2 + M 2 = 27896.9N - mm2V 2H7 作扭矩图扭矩图如图 11.2（机械设计课本）所示,为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成or,a的含义见前面，并且取a = 0.6a T = 0.6 x 1000 x 136.21 = 81726 Nmm8. 作出计算弯矩图M 的计算公式为ca根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图 M ，caM =.】M2 + Q T PcaM = M = 54113.46Nmmcal1mmM = ：M2 +（aT ）2 = 27896.92 +（0.6x 136.21 x 1000b = 86356.1N ca 222Bl1 .rif VeJHFhlFhEL9.校核轴的强度已知轴的计算弯矩后，即可针对某些危险截面（即计算弯矩大而直径可能不足的截面）做强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即危险截面C）的强度。ca 2ca86356.10.1 x 433二 10.86 MPa因为轴的材料为45钢，经调质处理不起机械性能由表11.1和表11.4查得L = 60MPa, b 二 640MPa,b 二 275MPa,T 155MPa-1 bb-1-1所以b vb 故安全。ca-1七键连接的选择和计算根据轴的各个阶梯的直径和长度尺寸选取键的尺寸，查有关资料如下：本减速 器的工作条件为有轻度冲击载荷，选择键如下:键名国标:1轴1（联轴器）键 10X8 GB1096-2003 B 型2轴I （齿轮处）键 10X8 GB1096-2003 A 型3轴II （联轴器）键 8X7 GB1096-2003 A 型4轴II （齿轮处）键 10X8 GB1096-2003 A 型查表的钢的静联接在时的许用应力E3 = 125150MPa4巧=17.23MPa因d = 35mm L = 48mm校核键1dh (L-b)4Tj校核键2dh (L-b)=19.24 MPa SI d = 33 mm L = 46mm4T校核键3 dh （L-b=63.28 MPa闯d = 30 mm L = 48mm=37.5 MPa用d = 30mm L = 50 mm校核键4dh (L-b)Tu = 75.38Afm Ts = 2925Nm所以所有键均符合设计要求，可用。八、联轴器的选择考虑到电动机转轴直径、轴的最小直径、传动转矩选取联轴器联轴器1为凸缘联轴器：型号如下：GY5 联轴器 (GB/T5843-2003)公称转矩 T=400N/m 额定转速质量 5.43KgD=120 mm联轴器2为凸缘联轴器：型号如下LT6 联轴器(GB/T4323-2003)公称转矩 T=250N/m许用转速n=8000r/minn=3800r/min质量 9.57KgD=160 m九、密封和润滑的设计1. 齿轮的润滑对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润 滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避 免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。 对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量， 单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。2. 滚动轴承的润滑对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油， 所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成 将滑动表面完全分开的一层薄膜3. 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，选用润滑脂润滑。4. 密封方法选取由于选用的电动机为高速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密 封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的 目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。 轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。十、设计小节1.心得体会机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械 设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环 节。让我们学会了灵活运用以往学习的知识，及时了解并且弥补自己 的不足。并且通过这次设计对制图软件更加熟悉。(1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和 其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般 工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装 置或简单机械的设计原理和过程。(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用 设计资料(手册、图册、标准和规范等)以及使用经验数据，进行经 验估算和数据处理等。2.致谢本次机械课程设计进行过程中得到赵老师的精心指导。开拓自己的视野，对机械专业有一个详细了解和前景的发展，你这种尽职尽责的精神，是你学生学习榜样。再次感谢老师们对我们的教育之恩和培育之恩。十一、参考资料机械设计武汉理工大学出版社，杨明忠、朱家诚主编机械设计课程设计手册高等教育出版社，吴忠泽，罗圣国主编 机械设计课程设计指导书高等教育出版社，龚溎义主编 机械设计课程设计图册高等教育出版社, 龚溎义主编 资料仅供参考!