机械设计课程设计带式输送机减速器的传动装置.doc

目录一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.3三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.7七、滚动轴承的选择及寿命计算.8八、键联接的选择及校核计算.9九、联轴器的选择.10十、润滑方式及润滑油的选择.11十一、设计小结. 12十二、参考资料.13 机械设计课程任务书 设计题目：带式输送机减速器的传动装置选择A20工作条件：工作条件：使用年限8年工作班制：二班制 载荷性质：变动小运输带速度允许误差为5%。原始数据：滚筒圆周力F=3000N带速V=2.4m/s；滚筒直径D=400mm。设计工作量：1. 减速器装配图1张（A1） 2. 零件图2张（A3）输出轴及其上的齿轮3. 设计说明书1份一、传动方案拟定1、拟定传动方案的任务2、选择传动机类型3、多级传动的合理布局4、分析比较，择优选定二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒=0.96×0.982×0.96×0.99×0.96=0.841(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=3000×2.4/（1000×0.841）=8.561KW查机械零件设计手册得Ped =11kw 3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.4/×400=114.650r/min按课程设计P4表2-1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒n筒=（624）×114.650=687.92751.6r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如课程设计指导书P196页。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1000r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160L-6。其主要性能：额定功率：11KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。质量147kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=970/114.650=8.4612、分配各级伟动比（1） 据课程设计指导书P4表2-1，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=36合理）（2） i总=i齿轮×I带i带=i总/i齿轮=8.461/3=2.820四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=970r/minnII=nI/i带=970/2.820=343.972(r/min)nIII=nII/i齿轮=343.972/3=114.657(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=8.561KWPII=PI×带=8.561×0.96=8.219KWPIII=PII×轴承×齿轮=8.219×0.98×0.96=7.732KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×8.561/970=84286N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×8.219/343.972=228191.4N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×7.732/114.657=644013.0N·mm五、传动零件的设计计算皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P156表8-7得：kA=1.2PCa=KAP=1.2×11=13.2KW由课本P157图8-11得：选用B型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图8-11得，推荐的小带轮基准直径为160220mm则取dd1=180mm>dmin=160dd2=n1/n2·dd1=970/343.972×180=507.599mm由课本P157表8-8，取dd2=500mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=970×180/500=349.2r/min转速误差为：n2-n2/n2=1-349.2/343.972=-0.015<0.05(允许)带速V：V=dd1n1/60×1000=×180×970/60×1000=9.137m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心矩根据课本P152式（8-20）得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(180+500)a02×(180+500)所以有：476mma01360mm由课本P158式（8-22）得：Ldo=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0=2×600+1.57(180+500)+(500-180)2/4×600=2310mm根据课本P146表（8-2）取Ld=2240mm根据课本P84式（5-16）得：aa0+（Ld-L0）/2=600+（2240-2310）/2=600-35=565mm(4)验算小带轮包角1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=1800-（500-180）/565×57.30=1800-32.50=147.50>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本P152表（8-4a）P1=3.22KW根据课本P153表（8-4b）P1=0.30KW根据课本P155表（8-5）K=0.91根据课本P146表（8-2）KL=1.00由课本P158式（8-26）得Z=PCa/Pr=PCa/(P1+P1)KKL=13.2/(3.22+0.30) ×0.91×1.00=3.413=4(6)计算轴上压力由课本P149表8-3查得q=0.18kg/m，由式（8-27）单根V带的初拉力：F0=500PCa/ZV（2.5/K-1）+qV2=500×13.2/4×9.137×(2.5/0.91-1)+0.18×9.1372N=330.533N则作用在轴承的压力FQ，由课本P159式（8-28）FQ=2ZF0sin1/2=2×4×330.533sin147.5/2=2422.643N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑带式输送机减速器。根据课本P210表10-8选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。由表10-1小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；取小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=3×24=72 (2)按齿面接触疲劳强度设计1）由设计计算公式(10-9a)进行试算，即d176.62(kT1(u+1)/duH2)1/32）由课本P205表10-7取d=13）转矩T1T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×8.219/343.972=228191.4N·mm 4） 试选载荷系数kt=1.35）许用接触应力HH= HlimKHN/SH由课本图10-21d查得：HlimK1=600Mpa HlimK2=550Mpa由课本式1013计算应力循环次数NLNL1=60n1jLh=60×343.972×1×(16×365×8)=0.96×109NL2=NL1/i=0.96×109/3=3.2×108由课本图10-19查得接触疲劳的寿命系数：KHN1=0.920 KHN2=0.95通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1KHN1/SH=600×0.90/1.0Mpa=540MpaH2=Hlim2KHN2/SH=550×0.95/1.0Mpa=522.5Mpa6）计算得：d1t76.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.621.3×228191.4×(3+1)/1×3×522.521/3mm=84.7mm7）计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×84.7×343.972/60×1000 =1.525m/s8）计算齿宽：b=dd1t=1×84.7=84.7mm9) 计算齿宽与齿高之比b/h模数 m=d1/Z1=84.7/24=3.529mm齿高 h=2.25m=2.25×3.529=7.94mm b/h=84.7/7.94=10.66810)计算载荷系数k 根据v=1.525m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数kv=1.08；直齿轮，kHa=kFa=1；由表10-2查得使用系数kA=1；由表10-4查得7级精度，小齿轮对称布置，kH=1.323；由b/h=10668, kH=1.323 查图10-13得kF=1.28；故载荷系数：K=kvkA kHa kH=1×1×1.08×1.323=1.42911)按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式10-10a得 d1=d1t（k/kt）1/3=87.414mm(3)按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-5得弯曲疲劳强度设计公式 m(2kT1 YSaYFa/（dFZ2）)1/34）许用接触应力FF= FliimKFN/SH由课本图10-20c查得：FlimK1=500Mpa FlimK2=380Mpa由课本图10-19查得接触疲劳的寿命系数：KFN1=0.85 KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式10-12得F1=Flim1KFN1/S=500×0.85/1.4Mpa=303.57MpaF2=Flim2KFN2/S=380×0.88/1.4Mpa=238.86Mpa5）计算载荷系数kK=kvkA kFa kF=1×1×1.08×1.28=1.3836)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=24,Z2=72由表10-5得YFa1=2.65 YSa1=1.58YFa2=2.238 YSa2=1.7527）计算大、小齿轮的YSaYFa/F并加以比较 YSa1YFa1/F1=2.65×1.58/303.57=0.01379 YSa2YFa2/F2=2.238×1.752/238.86=0.01642设计计算 m （2×1.383×228191.4×0.01642/2421/3mm=2.62mm（4）确定齿轮模数m a=d1/2(1+u)=87.414/2(1+3)=174.828 m=(0.007-0.02)a 取m=3（5）确定齿轮齿数ZZ1= d1/m=87.414/3=29.138 取Z1=30Z2=uZ1=3×30=90实际齿数比u =Z2/Z1=3齿数比相对误差u=（u- u ）/u=0<±2.5% 允许这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（7）齿轮几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 d1=mZ1=3×30mm=90mmd2=mZ2=3×90mm=270mm2)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=3/2(30+90)=180mm3)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×90×343.972/60×1000=1.620m/s4）计算齿宽 B2=dd1=1×90mm=90mm取B2=90mm B1= B2+(510)=95mm5)齿顶圆直径da da1= m (Z1+2ha*)=3（30+2×1）=96mm da2= m (Z2+2ha*)=3（90+2×1）=276mm6）齿全高h（c*=0.25） h=(2ha* + c*)m=2.25×3=6.75mm齿根高hf=( ha* + c*)m=3.75mm齿顶高ha= ha* m=3mm7）齿厚S=P/2=m/2=3.14×3/2=4.71mm8)齿顶圆直径df df1= m Z1-2hf=3×30-2×3.75=83.5mm df2= m Z2-2hf=3×90-2×3.75=263.5mm(8)齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用齿轮锻造毛坯腹板式结构大齿轮的有关尺寸计算如下： 轴孔直径d=65mm 轮毂直径D1=1.6d=104mm 轮毂长度L= B2=90mm 轮缘厚度0=（3 4）m=9 12 取0=12 轮缘内径D2= da2 -2h-20=238.5mm 取D2=240mm腹板厚度c=0.3 B2=27mm 腹板中心孔直径D0=0.5(D2+D1)=0.5(240+104)=172mm 腹板孔直径d0=0.25(D2-D1)=0.25(240-104)=34mm 齿轮倒角n=0.5m=1.5mm齿轮的工作图如图1-70所示六、轴的设计计算输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45号钢，调质处理，硬度217255HBS, b=650Mpa,s=355Mpa, -1=275Mpa根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115dA0 (P3/n3)1/3=115(7.732/114.657)1/3=46.808mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=46.808×(1+5%)mm=49.148mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故须同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=kAT3，查表14-1，考虑到转距变化很小，故取kA=1.3，则：Tca=kAT3=1.3×644013.0 =837216.9 N·mm按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩的条件，查标准GB/T4323-84或手册，选用TL9型弹性套柱销联轴器，公称直径尺寸转矩1000000N.mm,采用Y型轴孔，半联轴器轴孔直径d=50 63mm，故选d0=50mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器于轴配合的毂孔长度L1=84mm。2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度1）：d0=50mm ，段轴左端需制出一轴肩，故取II段的直径d1=50+(610)=5660mm，取d1 =56mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm。半联轴器于轴配合的毂孔长度L1=84mm.为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上。故取L0的长度应比L1略短一些，现取L0=82mm。2）：考虑到主要受径向力，参照工作要求并根据d1 =56mm，由轴承产品目录中初步选用7212c型角接触球轴承.其内径为60mm,宽度为B=22mm.D=110mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7212c型角接触球轴承得定位轴肩高度h=6mm，因此，取d5=72mm。3）：取安装齿轮处的轴段的直径d3=65mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L3=85mm。齿轮左端采用轴肩定位, 轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm,则轴环处的直径d4=77mm，轴环宽度b1.4h，取L4=12mm。4）：取L1=50mm。取齿轮距箱体内壁之距离a=26mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度B=22mm，则L2=a+B+s+（90-85）=26+22+8+5=61mmL5= L2-B- L4-（90-85）=61-22-12-5=22mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2×45。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=180mm1）绘制轴受力简图（如图a）2）绘制垂直面弯矩图（如图b）3）绘制水平面弯矩图（如图c） (3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=270mm求转矩：已知T3=644013.0 N·mm求圆周力Ft：根据课本P231（10-14）式得Ft=2T3/d2=2×644013.0 /270=4770.467N求径向力Fr根据课本P231（10-14）式得，取=20°Fr=Ft·tan=4770.467×0.36397=1736.307N两轴承对称LA=LB=90mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=1736.307/2=868.154NFAZ=FBZ=Ft/2=4770.467/2=2385.234N(2)由两边对称，截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=868.154×90=78.134N·m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=2385.234×90=214.671N·m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（78.1342+214.6712）1/2=228.448N·m(5)计算当量弯矩：转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=228.4482+(0.6×644.013)21/2=448887N·mm(7)校核危险截面C的强度由式（15-5）ca=Mec/（0.1d3）=448887/(0.1×653)=16.4Mpa<-1b由表15-1查得-1b=60Mpa，因此ca<-1b故此轴强度足够输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45号钢，调质处理，硬度217255HBS, b=650Mpa,s=355Mpa, -1=275Mpa根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d115 (8.219/343.972)1/3mm=33.123mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=33.123×(1+5%)mm=34.779mm选标准直径d=36mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面由轴肩定位，左面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度1）：d0=36mm ，段轴右端需制出一轴肩，故取II段的直径d1=36+(610)=4246mm，取d1 =42mm， L0=52mm。2）：考虑到主要受径向力，参照工作要求并根据d1 =42mm，由轴承产品目录中初步选用7209c型角接触球轴承.其内径为45mm,宽度为B=19mm.D=85mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7209c型角接触球轴承得定位轴肩高度h=4mm，因此，取d5=53mm。3）：取安装齿轮处的轴段的直径d3=50mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为95mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L3=90mm。齿轮左端采用轴肩定位, 轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm,则轴环处的直径d4=62mm，轴环宽度b1.4h，取L4=12mm。4）：取L1=52mm。取齿轮距箱体内壁之距离a=23.5mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度B=19mm，则L2=57mmL5= 21mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2×45。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=180mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=90mm求转矩：已知T2=228191.4N·mm 求圆周力：Ft根据课本P231（10-14）式得Ft=2T2/d1=228191.4×2 /90=5070.92N求径向力FrFr=Ft·tan=5070.92×tan200=1647.642N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=90mm轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=823.821NFAZ=FBZ=Ft/2=2535.46N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=823.82×90=72.908N·m(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=2535.46×90=224.388N·m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(72.9082+224.3882)1/2=235.935N·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=228.191N·m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=235.9352+(0.6×228.191)21/2=272.784N·m(7)校核危险截面C的强度由式（15-5）ca=Mec/0.1d33=272.784/0.1×503=21.8MPa< -1b由表15-1查得-1b=60Mpa，因此ca<-1b故此轴强度足够七、滚动轴承的选择及寿命计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×8=46720小时1、计算输入轴承（1）已知n=343.972r/min两轴承径向反力：Fr1=Fr2=823.821N初先两轴承为角接触球轴承7209AC型根据课本P322（13-7）得轴承内部轴向力Fd=0.68Fr 则Fd1=Fd2=0.68Fr1=560.198N(2) 按式（13-11）得 Fd1+Fae=Fa2 Fae =0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端Fa1=Fd1=560.198N Fa2=Fd2=560.198N(3)求系数x、yFa1/Fr1=560.198N/560.198N=0.68Fa2/Fr2=560.198N/560.198N=0.68根据课本P321（13-5）得e=0.68Fa1/Fr1e x1=1 Fa1/Fr1>e x2=0.41y1=0 y2=0.87(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P321表（13-6）取f P=1.5根据课本P324（11-8a）式得P1=fP(x1Fr1+y1Fa1)=1.5×(1×823.821+0)=1235.732NP2=fp(x2Fr2+y2Fa2)=1.5×(1×823.821+0)=1235.732N(5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=1235.732N角接触球轴承=3根据手册得7209AC型的Cr=29800N由课本P320（13-5a）式得Lh=106/60n(ftCr/P)=16667/343.972×(1×29800/1235.732)3=679574h>46720h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知n=114.657(r/min)两轴承径向反力：Fr1=Fr2=868.154N 初先两轴承为角接触球轴承7212AC型根据课本P322（13-7）得轴承内部轴向力Fd=0.68Fr 则Fd1=Fd2=0.68Fr1=590.345N(2) 按式（13-11）得 Fd1+Fae=Fa2 Fae =0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端Fa1=Fd1=590.345N Fa2=Fd2=590.345N(3)求系数x、yFa1/Fr1=590.345N /560.198N=0.68Fa2/Fr2=590.345N /560.198N=0.68根据课本P321（13-5）得e=0.68Fa1/Fr1e x1=1 Fa1/Fr1>e x2=0.41y1=0 y2=0.87(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P321表（13-6）取f P=1.5根据课本P324（11-8a）式得P1=fP(x1Fr1+y1Fa1)=1.5×(1×868.154+0)=1302.231NP2=fp(x2Fr2+y2Fa2)=1.5×(1×868.154+0)=1302.231N(5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=1302.231N角接触球轴承=3根据手册得7212AC型的Cr=44800N由课本P320（13-5a）式得Lh=106/60n(ftCr/P)=16667/114.657×(1×44800/1302.231)3=5918879h>46720h预期寿命足够此轴承合格八、键联接的选择及校核计算1.主动轴外伸端d0=36mm,L0=52mm查手册得，选用C型平键，得：键 10×8 GB1096-79 L=50mml=L1-b=50-10=40mmT2=228191.4N·mm h=8mm k=0.5h根据课本P106（6-1）式得p=2T/kdl =2×228191.4/4×36×40=79.233Mpa<p(110Mpa)2.从动轴外伸端d0=50mm,L0=82mm查手册得，选用C型平键，得：键 16×10 GB1096-79 L=80mml=L1-b=80-16=64mmT2=228191.4N·mm h=10mm k=0.5h根据课本P106（6-1）式得p=2T/kdl=2×644013.0/5×50×64=80.502Mpa<p(110Mpa)3、主动轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=50mm L3=90mm T=644013.0N·mm查手册得 选A型平键键16×10 GB1096-79 L=80mml=L3-b=80-16=64mm h=10mmp=2T/kdl =2×228191.4/5×50×64=28.524Mpa<p(110Mpa)4、从动轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=65mm L2=85mm T=644013.0N·mm查手册得 选用A型平键键20×12 GB1096-79 L=70mml=L2-b=70-20=50mm h=12mm根据课本P106（6-1）式得p=2T/kdl=2×644013.0/6×65×50=66.053Mpa<p(110Mpa)九、联轴器的选择由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑装拆方便及经济问题,选用弹性套柱销联轴器.联轴器的计算转矩Tca=kAT3，查表14-1，考虑到转距变化很小，故取kA=1.3，则：Tca=kAT3=1.3×644013.0 =837216.9 N·mm按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩的条件，查标准GB/T4323-84或手册，选用TL9型弹性套柱销联轴器，公称直径尺寸转矩1000000N.mm,采用Y型轴孔，半联轴器轴孔直径d=50 63mm，故选d0=50mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器于轴配合的毂孔长度L1=84mm。十、润滑方式及润滑油的选择(1) 齿轮v=1.620m/s远小于12m/s，应用喷油润滑，但考虑成本及需要选用浸油润滑。(2) 轴承采用润滑油润滑。(3) 齿轮润滑选用150号机械油（GB443-1989），最低最高油面距（大齿轮）1020mm，需油量为1.5L左右。(4) 轴承润滑选用ZL3型润滑油（GB73241987）。用油量为轴承间隙的1/31/2为宜。（5） 箱座与箱盖凸缘结合面的密封选用在结合面涂密封漆或水玻璃的方法（6） 观察孔和油孔等处结合面的密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封（7） 轴承孔的密封 闷盖和透气盖用作密封与之对应的轴承外部 轴的外伸端与透气盖的间隙，由于v<3 m/s，故选用半粗羊毛毡加以密封十一、设计小结 机械设计师机械类专业的一门主要的技术基础课程，而机械设计课程设计是机械设计理论课之后一个重要的实践性教学环节。从理论学专项工程设计，要求大大提高。 通过两周的课程设计，对理论知识进一步加深了了解和认识，回顾了以前学习的诸如机械设计制图、互换性与技术测量等课程的内容，再次熟悉了相关机械标准的查阅与使用方法。 课程设计要求的设计着有严谨的思路，一步一步的走下去，切记粗枝大叶。两周的课程设计设计实践较为紧张，设计之中有许多的错误与不足之处，需要改进，装配图得回职业较为粗糙。十三、参考资料1 濮良贵，纪名刚主编.机械设计.8版，北京：高等教育出版社，2008.2 王昆、何小柏、汪信远主编.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，2007.3 孙桓、陈作模、葛文杰主编.机械原理.7版，北京：高等教育出版社，2007.4 冯开平、左宗义主编.画法几何与机械制图.广东：华南理工大学出版社， 2006.F=3000NV=2.4m/sD=400mmn滚筒=114.650r/min总=0.841P工作=8.561KW电动机型号Y160L-6i总=8.461据手册得i齿轮=3i带=2.820nI =970r/minnII=343.972r/minnIII=114.657r/minPI=8.561KWPII=8.219KWPIII=7.732KWTI=84286N·mmTII=228191.4N·mmTIII=644013.0N·mmdd2=507.599mm取标准值dd2=500mmn2=349.2r/minV=9.137m/s476mma01360mm取a0=600Ld=2240mma0=565mmZ=4根F0=330.533NFQ =2422.643Ni齿=3Z1=30Z2=90u=3T1=228191.4N·mmHlimF1=600MpaHlimF2=550MpaNL1=0.96×109NL2=3.2×108KHN1=0.92KHN2=0.95H1=540MpaH2=522.5Mpad1=90mmd2=270mmB2=90mmB1=95mmYFa1=2.65YSa1=1.58YFa2=2.238YSa2=1.752Flim1=5000MpaFlim2 =380MpaKFN1=0.85 KFN2=0.88S=1.4强度足够F1=303.57MpaF2=238.86Mpaa =180mmV =1.62m/sda1=96mmda2=276mmh=6.75mmhf3.75mmha=3mmS=4.71mmdf1=83.5mmdf2=263.5mmFt =4770.467NFr=1736.307NFAY =868.154NFBY =868.154NFAZ=2385.234N MC1=78.13