机械设计课程设计说明书(带式运输机传动装置).pdf

机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书题号：题号：4343一、一、传动方案传动方案-V V 带传动带传动原始题目：原始题目：课程设计题目五：课程设计题目五：带式运输机传动装置工作条件：连续单向运转,载荷平稳,空载起动,使用期限 10 年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为5。滚筒效率：j=0。96（包括滚筒与轴承的效率损失）。1电动机 2带传动 3减速器 4联轴器 5滚筒 6传送带原始数据运输带工作拉力（N)141424343题号F4445464748495011001150120012001250130013501450150015001600250260270270240250260250260280300运输带工作速度（m s）1.501。60 1 1。70701。501.551.601.551。65 1。70 1.80卷筒直径(mm)已知条件已知条件:1工作参数运输带工作拉力F=1200N。运输带工作速度V=1。70 m/s（允许带速误差5）。滚筒直径D=270 mm.滚筒效率 0。96（包括滚筒与轴承的效率损失）.2使用工况两班制工作，连续单向运转，载荷平稳,空载起动。3工作环境室内，灰尘较大,环境最高温度 35。4动力来源三相交流电，电压 380/220V.5寿命要求使用期限 10 年，其工作期限（使用折旧期）为10 年，大修期 4 年，中修期 2 年，小修期半年。6制造条件一般机械厂制造，小批量生产.二、选择电动机二、选择电动机(1)确定电动机额定功率、工作功率(输出功率)动力来源：三相交流电，电压 380/220V电动机是标准件，根据要求两班制，灰尘较大，最高温度35 度，三相交流电，笼型异步，封闭式结构，电压 380v，Y 型根据，可得电动机额定功率因为总效率为闭式齿轮传动效率（0.97);带传动效率（0.96）-为滚动轴承效率(0。98）;联轴器效率(0.99)滚筒效率（0.96）电动机工作功率(输出功率）（2）确定电动机工作转速（输出转速）根据机械设计课程设计指导书第七页的表可知：普通V 带传动的传动比=，圆柱齿轮传动一级减速器传动比=，则总传动比合理范围为=，故电动机转速的可选范围为根据机械设计课程设计手册173 页表 12-1 可知：符合这一范围的同步转速有根据额定功率、转速,从表中找出三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案,如下表所示:额定级型号功率数/（r/min）/（r/min)/（kw)Y100L2Y100L23 34 4Y132S-6Y132M-8336810007509607103.093。528。3126。2342。53.32634 415001500143014301.871.8711.88511.8853 33.963.963838比价动比动比器/kg同步转速满载转速参考总传V 带传减速量传动装置传动比质2。03。1279综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第一方案比较合适。因此选定电动机的型号为Y100L24，其主要性能如下表:额定功型号率转速/（kw）Y100L2-431430时）A6.82因数72。22。3满载时电流（380V效率功率82.50.81由机械设计课程设计指导书 174 页表 12-2 可知：Y100L24 型电动机的安装及外形尺寸如表 123 所示:故将 Y100L24 型电动机的主要外形和安装尺寸列于下表:底脚安装外形尺寸中心高10012尺寸孔直径寸尺寸地脚螺栓轴伸 尺装键部位三、三、确定传动装置的总转动比和分配传动比确定传动装置的总转动比和分配传动比由选定的电动机的满载转速和工作机的主动轴转速，可得到传动装置的总传动比为：,式中分别为带传动和减速器的传动比根据机械设计课程设计指导书7 页的表可知：普通 V 带传动的传动比=，圆柱齿轮传动一级减速器传动比=，所以取四、四、计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数（1）计算下图中各轴的转速:式中分别为带传动和减速器的传动比（2）计算各轴输入功率式中分别为闭式齿轮、带传动、轴承和联轴器的传动效率各轴输出功率（在此不再列出计算过程）（3）计算各轴输入转矩电动机轴的输出转矩（4）各轴输出转矩,则有：各轴运动和动力参数计算结果整理于下表转速 n轴名输入电机轴轴2.304输出2。42.258输入46.17输出16。0345.2514303476。670.96功率 P/KW转矩 T/N.m（r/min）传动比 i效率轴轴轴3。96轴轴2.192.1252。146173。802.08168。62169.62165。25120.371120。370。950。97五、五、传动零件的设计计算传动零件的设计计算1.1.皮带轮传动的设计计算皮带轮传动的设计计算（1）选择普通 V 带型号由于两班制工作,所以机器的工作时间为16 小时/天，由课本 109 页表 5-5 可知：载荷平稳,Y 系列三相交流异步电动机，每天工作16 小时，=1，小带轮转速，由课本 109 页图 5.14 可知：取 Z 型 V 带（2）确定带轮基准直径，并验证带速由课本109页表5.6取小带轮直径为，所以.由课本109页表5.6取大带轮直径为(虽然有所降低，但其误差在5%范围内，故允许）验算带速：，在范围内，带速合适（3）确定带长和中心距初选：,取(由课本 106 页表 5.1 可知：V 带高 h=6mm）由课本 106 页表 5。2 选取基准长度其实际中心距为：（4）验算小带轮包角由课本 100 页公式 5。1 可知：故合适（5）确定 V 带根数 Z大带轮转速传动比由课本 107 页表 5.3 可知：，由 108 页表可知：由课本 110 页表 5。7，做出包角和包角系数的线性关系图，得出时，由课本 106 页表 5。2 可知：长度系数所以取根（6）求作用在带轮轴上的压力由课本 107 页表 5.3 可知:，由课本 110 页公式 5。20 得到单根 V 带的张紧力由课本 111 页公式 5。21 得到作用在带轮上的压力(7）带轮结构设计(由于要根据轴的相关尺寸确定，后面会详细介绍,故在此不做设计）2 2。齿轮传动的设计计算。齿轮传动的设计计算根据齿轮传动中既要承受径向载荷又要承受轴向载荷的实际工况，故需选用圆柱斜齿轮传动。（1）选择齿轮材料和精度等级根据课本 132 页表 6.1，初选小齿轮材料为，大齿轮材料为45 钢,小齿轮采用硬齿面，进行调质处理,齿面硬度为，取，大齿轮采用软齿面，进行正火处理，齿面硬度为，取，根据课本 140 页表 6。6,初选精度等级为 7 级。(2)按照齿面接触疲劳强度进行设计计算根据课本 136 页公式 6。6 可知：确定各参数值确定载荷系数，使用系数，由课本 133 页表 6.2 可知：动载系数，由课本 134 页可知：齿间载荷分配系数，由课本134 页可知:齿向载荷分布系数，由课本134 页可知:所以确定小齿轮名义转矩为主动齿轮传递的功率，等于I 轴的输出功率为主动齿轮的转速，等于I 轴的输出转速确定材料弹性影响系数由课本 136 页表 6。3 可知：确定区域系数螺旋角常在之间，所以取，由 135 页图 6.12 可知确定重合度系数根据课本 143 页可知取确定齿轮的主要参数齿数比=传动比确定圆柱齿轮的齿宽系数根据课本 141 页表 6。8 可知：取计算许用应力根据课本 138 页图 6。14（b）可知，根据课本 137 页公式 6。9 可知根据课本 140 页表 6。5 可知，取最小安全系数为1.2根据课本 139 页公式 6.11 和图 6.16 计算寿命系数查图 6。16 可知所以可以得到：取中的最小值，所以则有：于是有确定中心距(以下内容是根据机械设计课程设计指导书页得到)应尽量圆整成尾数为 0 或 5，以利于制造和测量，所以初定选定模数，齿数一般初选，则，代入上式得:，由标准取，则有：取，因为所以,取，则有：（不按计算）齿数比，与的要求比较,误差为，可用。于是有，满足要求由以上步骤可知：齿轮的参数确定为：,，计算齿轮分度圆直径确定轮齿宽度根据课本 141 页可知：b 圆整为大齿轮宽度，取,则(3）按照齿根弯曲疲劳强度进行校核计算根据课本 143 页公式 6。15 可知：确定各参数的值确定许用弯曲疲劳强度根据课本 137 页公式 6。10 可知:根据课本 139 页图 6.15(b）可知:根据课本 139 页图 6.17 可知：根据课本 140 页表 6.5 可知:所以可以得到：确定齿形系数和应力校正系数根据课本 137 页表 6。4 可知:根据课本 143 页可知：根据课本 137 页可知：因此有：所以,可以判断大小齿轮的齿根弯曲疲劳强度都小于许用值，符合要求，校核完毕。经综合整理可得下表名称齿数模数中心距分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径符号公式与说明根据工作要求确定，为标准值55.58746.58751。58722.54.5212.413203。413小齿轮252。07130208。413大齿轮101减速器机体结构减速器机体结构:总体选取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，故采用侵油润油，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 40mm,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 8，圆角半径为 R=6。机体外型简单，拔模方便.减速器各部位及附属零件的名称和作用减速器各部位及附属零件的名称和作用（1）、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（2）、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。（3）、油标：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.（4）、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。（5）、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.（6)、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.（7)、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。铸铁减速器机体结构尺寸铸铁减速器机体结构尺寸名称符号机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径盖、座联接螺栓直径联接螺栓的间距轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径减速器型式及尺寸关系/mm881212201441410160108定位销直径、到外箱壁距离、至凸缘边缘距离、824,20、1622、1420根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。轴承旁凸台半径轴承旁凸台高度外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离机盖、机座肋厚轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度轴承旁联接螺栓距离5012127、7联接式：D+（55。5)；嵌入式：1.25D+10；D 为轴承孔直径.12尽量靠近，以 M 和 M 互不干涉为准六、六、轴的设计计算轴的设计计算1.1.高速轴的设计计算高速轴的设计计算（1)已知的转速、功率和转矩转速;功率；轴所传递的转矩（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由课本 226 页表 11。1 可知：选用45#钢，进行调质处理，齿面硬度为，许用弯曲疲劳极限为，抗拉强度极限，；根据课本 233 页表 11.4 可确定轴的许用弯曲应力为：（3)按扭转强度概略计算轴的最小直径根据课本 232 页公式 11.2 和表 11.3，由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小,故 C=112。由于最小轴段截面上要开1 个键槽，故将轴径增大5=(1+0.05)18.94=19.887根据机械设计课程设计手册97 页表 8-1 可知：标准轴孔直径有20mm，故取(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图1)轴的结构分析（键的选择和配合方式的选择)显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V 带轮，选用普通平键，A型，根据机械设计课程设计手册56 页可知:bh=66mm(GB/T 1096-2003），根据课本77 页,所以综合考虑键的系列长度,取 L=28mm；取轴承的定位轴肩直径为 27mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位,采用过渡配合固定.2）确定各轴段的直径和长度。外传动件到轴承透盖端面距离K=24mm轴承端盖厚度 e=12mm调整垫片厚度t=2mm箱体内壁到轴承端面距离=12mm各轴段直径和长度的确定：d1：用于连接V 带轮，直径大小为V 带轮的内孔径，则偶的直径应该增大5，故取 d1=22mm。d2：密封处轴段，左端用于固定 V 带轮轴向定位，根据 V 带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较 d1 增大 5mm，d2=27mmd3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致,且较 d2 尺寸大 15mm，选取d3=30mm,根据机械设计课程设计手册69 页表选取轴承型号为深沟球轴承6206d4：齿轮处轴段，比 d3 尺寸大 2-5mm,选取 d4=35mm。d5：轴肩，用于齿轮的轴向定位，故选取d5=45mm.d6:滚动轴承轴段,要求与 d3 轴段相同，故选取 d6=d3=35mm。3）各轴段长度的确定L1:和大带轮配合,为便于安装和定位,略小于大带轮轮毂宽度，选取L1=42mm。L2:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,取 L2=63mm.L3:由滚动轴承宽度以及齿轮端面到轴承端面距离确定，选取L3=38mm。L4：根据小齿轮宽度确定,长度略小于小齿轮宽度以保证齿轮轴向定位可靠，取L4=83mm。L5：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L5=8mm。L6：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取L6=28mm。轴段1227633303843583545863028直径(mm）22长度(mm)42轴的全长：2。高速轴的轴上零件定位与配合高速轴的轴上零件定位与配合(1)键型号的确定根据第一段轴的直径，长度和第四段轴的直径，长度,可查机械设计课程设计手册56 页表 4-1（平键连接的剖面和键槽尺寸（GB/T 1095-2003 摘录）、普通平键的形式和尺寸（GB/T 10952003 摘录）)得到，键的型号分别为：GB/T 1096 键；GB/T 1096 键。(2)轴承的配合根据荷载的状态,查机械设计课程设计手册85 页表 610（安装向心轴承的轴公差带代号)可以确定安装向心轴承的轴的公差带代号为k5。根据运载状态和载荷状态，查机械设计课程设计手册 85 页表 611（安装向心轴承的孔公差带代号）可以确定安装向心轴承的孔的公差带代号为J7。(3)齿轮与轴的配合根据高速轴的实际运行情况，根据机械设计课程设计手册238 页表 172（减速器主要零件的荐用配合）可选用的配合为。(4)带轮与轴的配合根据高速轴的实际运行情况，查机械设计课程设计手册238 页表 172（减速器主要零件的荐用配合)可选用的配合为。图 1 高速轴的配合关系(5）高速轴上圆角、倒角等根据轴肩两端轴的直径，查机械设计课程设计手册表 126(圆形零件自由表面过渡圆角(参考）可以确定，在除标准件外其余过渡圆角半径尽量取成一致的前提下，圆角的半径均选取 R=2mm。根据轴两端的直径,查 机械设计课程设计手册 表 1-25(零件倒圆与倒角（GB/T 6403。4-2008 摘录）可以确定,倒角的尺寸 C=1 mm。在装轴承的两端的轴肩圆角应该小于轴承的圆角半径Ra=1 mm，故所述轴肩的过度圆角半径定位 R=0。8 mm。3.3.按弯扭合成校核高速轴的强度按弯扭合成校核高速轴的强度(1)高速轴的受力简图(2)高速轴的支反力1)带轮的压轴力在水平面和竖直平面上的分力2)水平面上的支反力 RH小齿轮受力分析在分度圆上，法向力可以分解成两个相互垂直的分力：切与分度圆的圆周力和半径方向的径向力。根据其各自的计算公式，可知3)竖直面上的支反力 RV(3)高速轴的弯矩图1)水平面上的弯矩图图 2.7.6轴的水平平面弯矩图2)竖直平面上的弯矩图图 2.7.7轴的竖直平面弯矩图3)合成弯矩图图 2。7.8轴的合成弯矩图4)扭矩图图轴的扭矩图(4)高速轴的当量弯矩图根据计算公式:（2-27）此时可以得到当量弯矩图：图轴的当量弯矩图(5)高速轴的强度校核针对截面 C 进行轴的强度校核，根据弯曲应力的计算公式：(228)式中：W表示轴的抗弯截面系数，由课本233 页表 11.5（抗弯、抗扭截面模量计算公式)可知，查机械设计课程设计手册56 页表 41 可知 t=5mm。Mca-轴所受到的弯矩，代入 C 截面的数据后可得：故该高速轴的强度满足条件.4 4。精确校核高速轴的强度精确校核高速轴的强度(1)确定危险疲劳截面考虑影响疲劳强度的主要因素（载荷、应力集中、表面质量和绝对尺寸)，危险疲劳截面取第 3 段轴和第 4 段轴的交界处,针对该处的左(右）侧进行精确校核。查课本 234 页表 11。6（疲劳强度的许用安全系数）取疲劳强度的许用安全系数为:S1。4（载荷可精确计算，材质均匀，材料性能精确可靠）(2)危险截面左侧的精确校核1)危险截面的抗弯,抗扭截面模量由课本 233 页表 11.5（抗弯、抗扭截面模量计算公式)可以得到左侧截面的抗弯、抗扭截面的模量计算公式：2)危险截面的弯曲应力由弯曲应力的计算公式得：此时弯曲应力为对称循环应力,故，.3)危险截面的切应力由扭转切应力的计算公式可得：此时切应力为脉动循环应力,故，。4)综合影响系数、由综合影响系数计算公式:(2-29)（2-30)式中:、应力集中系数、-尺寸系数、表面状态系数计算应力集中系数、由截面 3 的结构尺寸,可得：根据上诉数据查课本 23 页图 1.15（b）（平板肩部圆角处的理论应力集中系数）,可得。根据抗拉强度和应力集中系数,查课本图 1。16（钢的敏感系数）可得敏感系数。由应力集中系数的计算公式，可得尺寸系数、根据抗拉强度和查课本 24 页图 1.17（钢的尺寸系数、），可得.表面状态系数、根据抗拉强度和精磨的制造方法，通过查课本24 页图 1。19（钢的表面状态系数），可得：将查出的数据代入计算公式,可得：5)等效系数弯曲应力的等效系数:切应力的等效系数:6)复合疲劳强度安全系数根据疲劳强度安全系数计算公式，可得:复合安全系数的计算公式故高速轴的疲劳强度满足工作要求.(3)危险截面右侧的精确校核1)危险截面的抗弯,抗扭截面模量由课本 233 页表 11。5(抗弯、抗扭截面模量计算公式）可以得到左侧截面的抗弯、抗扭截面的模量计算公式:2)危险截面的弯曲应力由弯曲应力的计算公式得：此时弯曲应力为对称循环应力，故，。3)危险截面的切应力由扭转切应力的计算公式可得：此时切应力为脉动循环应力，故,。4)综合影响系数、由综合影响系数计算公式:(229)（2-30）式中：、应力集中系数、-尺寸系数、表面状态系数计算应力集中系数、由截面 3 的结构尺寸，可得：根据上诉数据查课本图 1.15(b）（平板肩部圆角处的理论应力集中系数），可得。根据抗拉强度和应力集中系数，查课本图1。16(钢的敏感系数)可得敏感系数。由应力集中系数的计算公式，可得尺寸系数、根据抗拉强度和查课本图1。17（钢的尺寸系数、），可得.表面状态系数、根据抗拉强度和精磨的制造方法，通过查课本图1。19（钢的表面状态系数），可得：将查出的数据代入计算公式，可得:5)等效系数弯曲应力的等效系数:切应力的等效系数：6)复合疲劳强度安全系数根据疲劳强度安全系数计算公式，可得:复合安全系数的计算公式故高速轴的疲劳强度满足工作要求。5 5。低速轴的设计。低速轴的设计根据轴的最小直径的设计公式,可知:中间轴的最小直径，取。1)轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A 型键，bh=149mm(GB/T 10962003）,长L=63mm；定位轴肩直径为 37mm;联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。2)确定各轴段的长度和直径。3)各轴段直径的确定d1：用于连接联轴器,直径大小为联轴器的内孔径，d1=32mm。d2：密封处轴段,左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较 d1 增大 5mm，d2=37mmd3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2 尺寸大 15mm,选取d3=40mm，选取轴承型号为深沟球轴承6208d4：齿轮处轴段，选取直径d4=45mm。d5:轴肩，故选取 d5=55mm。d6:滚动轴承轴段，要求与 d3 轴段相同,故选取 d6=d3=40mm。4）各轴段长度的确定L1：根据联轴器的尺寸规格确定,选取 L1=80mm。L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=61mm.L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定,选取 L3=40。5mm。L4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取L4=78mm。L5:过渡轴段，选取 L5=8mm.L6：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L6=32.5mm.轴段1237613404044578555864032直径(mm）32长度（mm）80轴的结构图如下:（说明：低速轴的校核与高速轴方法一致,在这里不在占用篇幅计算)七。轴承寿命的校核七。轴承寿命的校核由 1。2.2 可知，使用期限为 10 年，每年的工作时间为 250 天，每日工作天数为 16 小时。由表 23 可知，高速轴的转速为.则可得到轴承的预期寿命:确定采用深沟球轴承，轴承代号为 6206。查机械设计课程设计手册表 6-1（深沟球轴承（GB/T 276-1994 摘录)可得轴承的基本额定动载荷为，基本额定静载荷为。查课本表 8。3（温度系数）可得，温度系数。1.1.轴承的当量动载荷轴承的当量动载荷只承受径向载荷的轴承的当量动载荷的计算公式：式中：-载荷系数；纯径向载荷。根据实际工作情况,根据课本表 8。6（负荷系数），可得。根据轴承的受力情况，可知轴承 2 受到的径向力较大，故径向力:将上述数据,代入当量动载荷计算公式，可得：2 2。轴承的寿命。轴承的寿命根据轴承的寿命计算公式：故轴承的寿命足够，满足使用条件.3 3。键联接的校核键联接的校核由普通平键联接的强度校核公式：(2-32）式中：-传递的转矩，；-键的高度，；键的工作长度，；-轴的直径，；-键、轴、轮毂三者中最弱材料的需用挤压应力,。4.4.高速轴带轮的键联接校核高速轴带轮的键联接校核由 2.3.4 中的表 2-3，可得传递的转矩。键的高度.键的工作长度。此处键和轴选为钢，带轮选为铸铁.查课本表 3.1（键连接的许用挤压应力和许用压强）可得，铸铁的轻度冲击载荷为。代入上述数据后，可得:故强度满足条件。5.5.高速轴齿轮的键联接校核高速轴齿轮的键联接校核由 2.3.4 中的表 23，可得传递的转矩。键的高度.键的工作长度。此处键、轴和齿轮选为钢，查课本表3。1（键连接的许用挤压应力和许用压强）可得，铸铁的轻度冲击载荷为.代入上述数据后，可得:故强度满足条件。八、八、减速器的润滑方式和密封类型的选择减速器的润滑方式和密封类型的选择1.1.轴承的润滑方式轴承的润滑方式因为轴承的转速不高，所以轴承的润滑方式:采用脂润滑.2.2.密封的形式密封的形式用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇形密封圈实现密封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。设计总结通过此次对一整传动装置系统的设计，使我充分的将课本上所学的知识运用于实际设计之中。经过了这一过程，我感觉我对所学知识有了更为清晰、透彻、深刻的理解，知识的条理性也更加明了,明确设计思路，提高了设计的严谨性。在做这次的设计之前,总认为设计是一个离自己很远的东西，很复杂,很高深，让人摸不到头脑，可现在看来，设计虽然繁琐但却条理清晰，思路严谨，重点在于把所学的理论知识合理的运用到实际之中去，从实际角度考虑问题。机械设计是我们机械专业用来立足谋生的基本能力,只明白理论知识而无法将其运用于实际设计之中的话，可谓是无济于事，对于我们专业能力的提升并没有过多的意义。同样的,如果在设计的过程中没有理论知识的支持，只是一味的凭感觉，也是不合理、不科学、不严谨的。如今的我相比以前在看待问题时多了一份理性和严谨，可以更加准确，专业的对待所遇到的设计问题，在思考相关机械问题时也没有了之前的迷茫和胆怯，解决问题时变得更加有头绪，有方法。我想这是这次设计所带给我最为重要的东西。致谢这一学期的机械设计课程的学习，让作为一名机械专业学生的我有了很大程度的专业提高，在这过程中非常感谢杨老师为我们的付出。我们能感觉到陈老师的每一节课都十分认真的备课，课上不但清晰仔细的给我们教授课内内容，还常常给我们补充许多相关的课外知识，并在讲课的过程中将实际应用中药注意的问题，以及很多实际经验告诉我们.同时，每次的作业老师也都批改的很及时也很仔细，每次我们在群里问老师很多问题,老师也都很耐心的及时回复,所以说老师的敬业和负责我们每个人都看在眼里，记在心里。这学期下来，对于陈老师我更多的是一种敬佩，敬佩老师的认真、敬业、严谨、负责、细心，也为老师的专业素质感到深深的敬意.所以说，对老师的感谢中也有我衷心的尊敬之意。感谢老师的悉心栽培，祝您工作愉快，身体健康。参考文献1吴宗泽.机械设计课程设计手册.高等教育出版社，2012.2龚溎义,等。机械设计课程设计指导书。高等教育出版社，2014.3杨明忠、朱家诚。机械设计M.武汉理工大学出版社，2015.4龚溎义，等.机械设计课程设计图册。高等教育出版社，2006。5孙恒，等.机械原理。高等教育出版社,2006。